Ph.D. értekezés
Belsőégésű motorok töltetcsere vezérlő szerkezeteiben lejátszódó súrlódási folyamatok elemzése
Írta: Gál Péter okleveles gépészmérnök gépjármű szakmérnök
Budapest 2005
Tartalomjegyzék 1.
Bevezetés................................................................................................... A témaválasztás indoklása ……………………………………………… Károsanyag-kibocsátás csökkentése ………………………………….. Tüzelőanyag-fogyasztás csökkentése …………………………………..
1 1 3 4
2. 2.1 2.2 2.3 2.3.1 2.3.2 2.3.3
Járműmotorok hatásfoka ……………………………………………… A motor működése közben fellépő veszteségek ……………………… Innovatív motortechnikák a motorikus hatásfok javítására ……………. Korszerű motorok levegőellátó rendszere……………………………….. Változtatható paraméterű feltöltés…………………………………………. Változtatható paraméterű szívócsőrendszerek ………………………….. Változtatható paraméterű szelepvezérlés ………………………………..
I.
Irodalmi áttekintés
3. 3.1 3.2 3.2.1 3.2.2 3.2.3 3.3 3.3.1 3.3.2 3.3.3
Szelepvezérlő szerkezetek részegységeinek fejlesztési tendenciái ……… Vezérműtengely hajtás ………………………………………………….. Vezérműtengely ………………………………………………………… Gyártástechnológiai tendenciák ………………………………………… Szerelt bütyköstengelyek ………………………………………………... Vezérlő-bütyök geometriájának megválasztása …………………………. A bütyök által mozgatott alkatrészek ……………………………………. Szelepemelő ……………………………………………………………… Szelepek ………………………………………………………………… Szeleprugók ……………………………………………………………….
29 30 31 31 33 34 37 37 39 39
4. 4.1
40 41
4.2 4.2.1 4.2.2 4.2.3 4.3
A szelepvezérlés tribológiája …………………………………………… Az EHD-kenéselmélet alkalmazása vonalérintkezésű alkatrészek ……….. kenésállapotának ellenőrzésére A szelepműködtető berendezés mint tribológiai rendszer ……………… Szelepek ………………………………………………………………….. Csészés szelepemelő ……………………………………………………… Szelephimba ………………………………………………………………. A szelepvezérlés súrlódási veszteségeinek megoszlása ………………….
II.
A kutatási program alapján végzett saját mérések és vizsgálatok
5.
A kutatási program ………………………………………………………
57
6. 6.1 6.2 6.2.1 6.2.2
A szelepvezérlés tribológiai jellemzőinek mérése ……………………… Szelepvezérlés hajtónyomatékának mérésére szolgáló berendezés ………. A vizsgált szelepvezérlő berendezések …………………………………… A-jelű hengerfejen végzett vizsgálatok …………………………………… B-jelű hengerfejen végzett vizsgálatok .......................................................
59 59 62 62 72
7.
75
7.1 7.2 7.3
Nyomaték-számítások a veszteséget befolyásoló …………………… konstrukciós és üzemi paraméterek hatásának feltárására A hajtónyomaték számítása ……………………………………………….. Konstrukciós módosítások hatása a hajtónyomatékra …………………….. A vezérlő bütyök geometriai paramétereinek hatása a hajtónyomatékra
8.
Az elért veszteség-csökkenés hatása a motor fogyasztására ……………… 93
9.
A kutatást összefoglaló megállapítások, új tudományos eredmények .....
6 10 11 12 12 15 19
44 45 47 55 55
76 81 87 99
Függelék: I. II. III.
Az értekezésben használt jelölések .............................................................. 105 Felhasznált irodalom jegyzéke ...................................................................... 107 Nyilatkozat ……………………………………………………………… 114
Belsőégésű motorok töltetcsere vezérlő szerkezeteiben lejátszódó súrlódási folyamatok elemzése 1.
Bevezetés
Az emberiségnek évezredes tapasztalatra volt szüksége ahhoz, hogy képes legyen a hőt szolgálatába állítani. A közúti közlekedés szinte kizárólagos erőforrása ma is az a térfogatkiszorítás elvén működő dugattyús hőerőgép, amelynek fejlesztésével már több mint 100 esztendeje foglalkoznak a szakemberek. Ez az évszázados fejlesztési munka és a közben szerzett kísérleti tapasztalatok tették lehetővé, hogy az egyre szigorodó gazdaságossági elvárásokat és környezetvédelmi követelményeket ki lehessen elégíteni. A belsőégésű motorok veszteségeinek csökkentésére az energiaátalakítási folyamat hatásfokának növelése ad lehetőséget. Míg az indikált hatásfok a belső folyamatok optimalizálásával, addig a mechanikai hatásfok elsősorban a súrlódási veszteségek csökkentése révén javítható. A témaválasztás indoklása A mechanikai veszteségek csökkentése érdekében az elmúlt évtizedekben folytatott fejlesztési munkák elsősorban a motorok forgattyús mechanizmusára, a segédberendezések hajtásigényének- és mindenek előtt a gázcsere folyamat veszteségeinek csökkentésére koncentráltak. A motor belső működése szempontjából optimális gázcsere biztosítására az elmúlt években egyre bonyolultabb és összetettebb technikákat alkalmaznak (többszelepes technika, változtatható paraméterű szelepvezérlés, stb.), amely technikák értékelő kritikája a súrlódási veszteségek tudatos csökkentése szempontjából elengedhetetlenül fontos. A Budapest Műszaki- és Gazdaságtudományi Egyetem Közlekedési Kar Doktori Tanácsa által jóváhagyott tématervnek megfelelően végzett kutatásaim alapján készített értekezés az alábbi főbb területekkel foglalkozik: I. Irodalmi feldolgozás • Áttekintés a járműmotorok- és ezen belül a töltetcsere vezérlés mechanikai veszteségeinek megoszlásáról. • A különféle gyártók által a töltetcsere vezérlésekben alkalmazott technikák és technológiák (konstrukció, szerkezeti anyagok, gyártástechnológia) összehasonlító áttekintése. • II. Méréseken és számításokon alapuló saját kutatások • Olyan mérési és kiértékelési módszer kidolgozása, amellyel a korszerű motorok integrált töltetcsere-rendszereinek hajtásigénye és az azt befolyásoló tényezők a motortól függetlenül, de üzemi körülmények között vizsgálhatóak. • Számítási módszer kidolgozása, amellyel a töltetcsere-rendszerek hajtásigénye számítható. • A vizsgálatok és számítások eredményei alapján új tudományos eredmények és következtetések megfogalmazása.
1
A gépjárműüzem energetikai jelentősége A világ iparilag fejlett és fejlődésben lévő országaira a mobilitás jellemző. Az információs és a fogyasztási igények rohamos fejlődése, az azok kielégítésére irányuló, országhatárokon is átívelő nemzetközi együttműködés az évezred-fordulóra nemcsak hogy mind ez ideig soha nem látott méreteket öltött, de mára már az is egyértelművé vált, hogy újabb országok, pld. Kína bekapcsolódása a felzárkózási folyamatba ennek a fejlődésnek teljesen új dimenziókat kölcsönöz. Az eddig töretlen dinamikájú folyamat egyik egyértelmű nyertesének az autóipar bizonyult. Ennek alapjait még Henry Ford teremtette meg azáltal, hogy az autógyártás területén munkatársaival kidolgozta a tömeggyártás konstrukciós- és technológiai feltételeit és a híreshírhedt T-modell gyártásba vételével az addig luxusnak számító gépkocsit a társadalom széles rétegei számára tette hozzáférhetővé. Az iparilag fejlett országokban a járműipar fokozatosan meghatározó, mondhatni stratégiai iparággá fejlődött. Nem csupán azért, mert megteremtette az áru- és személyszállítás objektív feltételeit, hanem azért is, mert az autógyártás és –üzemeltetés a fejlett országok minden ötödik-hatodik munkavállalója számára biztosít munkahelyet. A világpiaci verseny hatására a gépjárművek konstrukciójára a csúcstechnika ma már éppen úgy jellemzővé vált, mint a megfelelő termelékenységet biztosító gyártástechnológia és a széleskörű nemzetközi beszállító-hálózatra épülő hatékony fejlesztő- és gyártási rendszerek működtetése. [1] Magyarország a rendszerváltás előtt az akkoriban igen sikeres autóipari rekonstrukció eredményeképpen autóbuszgyártó "nagyhatalommá" vált, amely pozíció azonban a keleti és a hazai piacok összeomlása miatt szinte egyik-napról a másikra megszűnt. Helyette a multinacionális autógyárak és rendszer-beszállítók által Magyarországra telepített üzemekben indult be igen jelentősnek mondható volumenű autó- és alkatrészgyártás. Ennek nagyságrendjére álljon itt egy jellemző példa: Az AUDI AG győri üzemében évente kereken 1,5 millió személygépkocsi motort gyártanak. Ha a 4 fő típus több száz változatában készült motorok teljesítményét összeadjuk, akkor arra az eredményre jutunk, hogy ez az összegzett névleges teljesítmény kereken egy nagyságrenddel nagyobb, mint a Magyarországon üzemelő villamos erőművek összes teljesítménye. Hasonló eredményre jutunk, ha ezt az összehasonlítást kiterjesztjük a világ összes országára. 2004-ben a világ országaiban kereken 60 millió gépjárművet értékesítettek. Ezzel együtt a már forgalomban lévő gépjárművek száma megközelíti az egy milliárdot. (1-1 sz. ábra) A világ járműparkja így joggal tekinthető a világ legnagyobb és leggyorsabban fejlődő energiafelhasználó- és egyidejűleg energia-szolgáltató szektorának is. [2] Ugyanakkor a fejlődés hatásának megítélése során egyre nagyobb hangsúlyt kap a környezetvédelem és az energiafelhasználás szempontjából még "fenntartható fejlődés" kérdése is. A kérdésre adott válasz tekintetében az autóipari kutatás-fejlesztés két fontos területre fókuszál: a járművek • károsanyag-kibocsátásának- és • tüzelőanyag-fogyasztásának csökkentésére.
2
Amíg járművek által okozott károsanyag- és zaj kibocsátás a lakosság egészségét közvetlenül és azonnal veszélyezteti, addig a járművek által egyre növekvő mértékben felhasznált tüzelőanyag sok szakember és kevésbé hozzáértő civil szervezet véleménye alapján távlatokban két területen fog problémát jelenteni: • a rendelkezésre álló szénhidrogén-bázisú energia-készletek tartalékainak kimerülése (50-100év) • a tüzelőanyag motorikus égése során keletkező CO2 kibocsátás potenciális hatása az üvegház-hatás fokozódására. A fenntartható fejlődés kérdése az autóipar számára az évtized legnagyobb kihívásává vált, és a kihívásra adott lehetséges válaszok generálták dolgozatom témaválasztását is. SZGK
Könnyű TGK
Motorkerékpár
Forgalomban lévő járművek száma [Millió db]
900
Nehéz TGK
900
800
800
700
700
600
600
500
500
400
400
300
300
200
200
100
100
0 1990
2000
2010
2020
OECD országok
2030
0 1990
2000
2010
2020
2030
a világ többi országa
1-1 ábra A forgalomban lévő gépjárművek számának prognosztizált alakulása Károsanyag-kibocsátás csökkentése A kipufogógáz emisszió csökkentése (CO, CH, NOX, részecske) már évtizedek óta a motorfejlesztés központi témája volt. A kétségtelenül rendkívül pozitív eredményeket felmutató fejlesztések mögött azonban az állt, hogy kipufogógázban megtalálható mérgező anyagok veszélyét felismerve a törvényhozás már évtizedekkel ezelőtt megkezdte a megengedett koncentrációk határértékeinek az 1-2 sz. oszlopdiagramban is bemutatott mértékű szigorú korlátozását. Az autógyárak kénytelenek voltak nemzetközi szerződésekkel is megerősített egyre szigorodó határértékeket betartani. Ez esetenként csak kompromisszumok árán volt lehetséges, a kötelező határértékek betartása érdekében a gyártók csökkentették az adott motor teljesítményét, vagy akceptálták a tüzelőanyag-fogyasztás átmeneti növekedését.
3
Részecske
80
NOx 60 HC 40 CO
Diesel Euro 4
Otto Euro 4
Diesel Euro 3
Otto Euro 3
94/12//EEC "Euro 2" Diesel
94/12/EEC "Euro 2" Otto
91/441/EEC "Euro 1"
88/436/EEC
88/76/EEC
83/351/EEC
78/665/EEC
77/102/EEC
74/290/EEC
0
70/220/EEC
20
ECE előtt
Határértékek [%]
100
1-2 ábra A kipufogógáz károsanyag-tartalmát szabályozó előírások és a megengedett határértékek alakulása A diagram ugyan szemléletesen érzékelteti a fejlődés tendenciákat, de az autógyártók előtt álló feladat súlyosságát nem ért néhány konkrét számadattal alátámasztani, amelyek az Euro III-ról az Euro IV-re való áttérés során válnak kötelezővé. HC SZGK
Csökkenés mértéke
Otto
60 % 20 %
1 g/km 0,5 g/km
Diesel
Részecske
NOX Euro IV. határérték
Csökkenés mértéke
Euro IV. határérték
Csökkenés mértéke
Euro IV. határérték
50 % 50 %
0,08 g/km 0,25 g/km
-50%
-0,25 g/km
A tüzelőanyag-fogyasztás csökkentése Amíg a károsanyag-kibocsátás csökkentése vonatkozásában az autógyártók akarvaakaratlanul is kényszerpályára kényszerültek, addig a tüzelőanyag-fogyasztás csökkentése területén legalább is Európában a piaci szegmensek megtartására, ill. megszerzésére irányuló törekvések jelentették a motivációt. Minőségi szemléletváltozást hozott ezen a területen a Német Autógyártók Szövetségének (VDA) önkéntes (!) vállalása, hogy az NSZK-ban gyártott személygépkocsik és kistehergépkocsik úgynevezett flotta-fogyasztását 1978-tól 1985-ig terjedő időszakban 15 %kal csökkenti. Cserébe azt kérték a törvényhozástól, hogy a már elfogadott és fokozatosan érvénybe lépő emissziós rendeleteken túlmenően ne hozzanak új, az autógyárakat kampányszerű megoldásra kényszerítő törvényeket. A vállalást a koncentrált kutatások eredményeképpen sikerült túlteljesíteni, mivel nem kevesebb mint 25%-os fogyasztáscsökkenést tudtak regisztrálni. A nyolcvanas évek második felében a katalizátorok bevezetése ugyan átmenetileg megnövelte a járművek fogyasztását, de jelentős kutatási- és fejlesztési ráfordításokkal a korábbi program sikerrel folytatódott. 4
200
CO 2 [g/km]
180 Otto Diesel
160
Trend Cél
140 120 1994 1996 1998 2000 2002 2004 2006 2008 2010
1-3 ábra: Európai gyártású személygépkocsik CO2 kibocsátásának alakulása A japán Kyoto városban megtartott ENSZ klíma-konferencia ennek a kezdeményezésnek új lendületet adott. A VDO vállalásához, hogy a forgalomba bocsátott új személygépkocsik flottafogyasztását 1995-től 2008-ig 140 g/km-es ekvivalens CO2 kibocsátásnak megfelelő értékre csökkentik, később az Európai Automobilgyártók Szövetsége (ACEA) is csatlakozott. Az eddig elért eredmények igazolják a vállalkozás realitását. (1-3 ábra) [2], [3] A gépjárművek által kibocsátott CO2-tömegemisszió közvetlenül függ a motor tüzelőanyagfogyasztásától. Értéke az (1-1) összefüggés alapján számítható:
m CO 2 = mCO2 mTü.a. CO, CH
(0,82 ⋅ m Tü.a. ⋅ 0,29 ⋅ CO − 0,866 ⋅ HC) 0,273
(1-1)
az égés során keletkezett széndioxid tömege az elfogyasztott tüzelőanyag tömege kipufogógáz emissziós tényezők
Ennek alapján belátható, hogy minden fogyasztás-csökkentő intézkedés közvetlenül hozzájárul a CO2 kibocsátás csökkentéséhez is. A tüzelőanyag összetétele is befolyásolja a CO2-emissziót. Mivel a gázolaj széntartalma magasabb, a sűrűsége és fűtőértéke viszont kisebb, ezért ugyanakkora fogyasztást feltételezve a Diesel-motor CO2 kibocsátása nagyobb. 1 liter/100 km-es fogyasztásra vetítve a Dieselmotorral hajtott jármű 26.5 g/km CO2, a benzinüzemű jármű 24 g/100 km CO2 mennyiséget bocsát ki. A Diesel-motoros járművek kedvezőbb hatásfoka miatt azonban azok fogyasztása és ezzel összefüggésben CO2 kibocsátása is kisebb. Ez egyébként azt is jelenti, hogy az 1-3 sz. ábrán bemutatott CO2 flotta-kibocsátás csökkentésének az is egy lehetséges módja, ha a gyártók növelik a Diesel motorral szállított típus-változatokból értékesített járművek darabszámát. Az objektív értékelés érdekében az egyes járművek vizsgálatát szabályozott körülmények között, görgős teljesítmény-fékpadon hajtják végre. A járművek tüzelőanyag-kibocsátását az 1995-ben bevezetett úgynevezett Új Európai Menetciklus (MVEG) teljesítése során értékelik. Az MVEG két jellemző részciklusból áll, a hidegindítást követő első, kifejezetten városi ciklust (megfelel a korábbi ECE ciklusnak) egy országúti menetciklus (EUDC) egészíti ki. (1-4 ábra) 5
195 sec városi
195 sec városi
195 sec városi
195 sec városi
400 sec országúti
140
Sebesség [km/h]
120 100 80 60 40 20 0
ECE
1-4 ábra:
EUDC
MVEG Új Európai Menetciklus
Az Új Európai Menetciklus végrehajtása során a motor túlnyomórészt alsó részterhelési üzemállapotban üzemel. Ez jól látható az 1-5 sz. diagramon, ahol egy felső középkategóriájú jármű 2 literes motorjának üzemi tartományában bejelöltem a menetciklus alatt érintett munkaterületet és az egyes üzemállapotokból számított átlagos terhelési pontot.
Motor üzemi tartománya MVEG ciklus által érintett tartomány MVEG ciklus átlagos üzempontja
1-5 ábra:
MVEG Új Európai Menetciklus által érintett terület a vizsgált motor üzemi tartományában
Az MVEG ciklus teljesítése alatt a motor terhelését és a mért fogyasztást több tényező is befolyásolja, amelyek között az alábbiak a legfontosabbak: • A motor hatásfoka • A jármű tömege • A jármű erőátviteli lánc áttételei az egyes sebességi fokozatokban • A motor lökettérfogata
2
Járműmotorok hatásfoka
A hőerőgépek családjához tartozó belsőégésű motorok a működésük során a munkahengerbe bevezetett tüzelőanyag kémiai energiájából az égés során fejlődő hőt mechanikai energiává alakítják át. A valóságos gépekben minden energia átalakítási folyamat veszteségekkel terhelt. Ezek a veszteségek természetesen csak az energia átalakítás céljának –ez a cél esetünkben a 6
maximális mértékű mechanikai energia létrehozása- szempontjából tekinthetők veszteségnek, hiszen az egyik legáltalánosabb természeti törvényünk, az energia megmaradásának törvénye értelmében az energia soha nem veszhet el, hanem csak átalakul. Ezért célszerűbb és szakszerűbb lenne az energia veszteség helyett annak elértéktelenedéséről, degradációjáról beszélni. A veszteségek helyett az erőgépbe annyival több (kémiai) energiát kell bevezetni, mint amennyit a hasznosítani kívánt (mechanikai) energián felül a veszteségek felemésztenek. A teljesítményveszteség a bevezetett- és a hasznos teljesítmény különbsége: Pv = Pbe − Pe
(2-1)
A veszteség abszolút nagyságából a gép minőségére még nem tudunk következtetni. Az erőgép minőségéről akkor kapjuk a legvilágosabb képet, ha a kapott hasznos teljesítményt hasonlítjuk a bevezetett teljesítmény nagyságához. Így jutunk a hasznosítási fok, röviden hatásfok fogalmához. η=
Peff Pbe
(2-2)
(1) szerint a hasznos teljesítmény: Pe = Pbe − Pv
(2-3)
ezzel (2-2): η=
Pbe − Pv P = 1− v Pbe Pbe
(2-4)
Bevezetve a „v” veszteségtényező fogalmát, ami azt fejezi ki, hogy a bevezetett energia hány százaléka értéktelenedik el: v=
Pv Pbe
(2-5)
a (2-4) egyenlet a következőképpen alakul:
η = 1− v
(2-6)
A valóságos hőerőgépekben különféle természetű veszteségek lépnek fel. Általánosan elmondható, hogy minden veszteséghez egy hatásfok definiálható.
7
A motor effektív teljesítménye a teljesítményveszteségek összegével kisebb a bevezetett teljesítménynél: i
Pe = Pbe − ∑ Pv i
(2-7)
1
A bevezetett teljesítmény: & tü.a. ⋅ H u Pbe = m
(2-8)
Közvetlenül összehasonlítható, méretnélküli tényezőkhöz jutunk, ha (2-7)-et (2-8)-cal végigosztjuk. i
∑ Pvi Pe = 1− 1 & tü.a. ⋅ H u m Pbe
(2-9)
Az egyenlet baloldala az effektív (gazdasági) hatásfok. ηe =
Pe & tü .a . ⋅ H u m
(2-10)
Bevezetve, ill. behelyettesítve a veszteségtényező v i =
Pvi Pbe
fogalmát:
i
ηe = 1 − ∑ v i
(2-11)
1
Ebből világosan látható, hogy a motor effektív hatásfokának növelése a veszteségek csökkentésével érhető el. Ez az effektív hatásfok az energiaátalakulás közben fellépő valamennyi veszteséget figyelembe veszi. A belsőégésű motor veszteségeit három fő csoportba sorolhatjuk: alapvető veszteségek: motorikus (belső) veszteségek: mechanikai veszteségek
valap vmot vmech
A motor teljes energiavesztesége a veszteségtényezőkkel:
∑ v = ∑ v alap + ∑ v mot + ∑ v m
(2-12)
Az energiaátalakulás során a veszteségek abban a sorrendben követik egymást, ahogy azt a 2.1 sz. energia-folyamatábra (9. oldal) is mutatja.
8
MOTORIKUS VESZTESÉGEK ÉS HATÁSFOKOK (2-1 sz. ábra) Bevezetett teljesítmény & tü ⋅ Hu Pbe = m Hu = 4,187 •104 [J/kg ]
ALAPVETŐ VESZTESÉGEK
• • •
Tökéletes motor teljesítménye P0 = Pbe⋅ η0 MOTORIKUS VESZTESÉGEK
• • •
•
cp = f(T; α) Hőközlés véges hőmérsékleten Befejezetlen terjeszkedés
A kémiai energia tökéletlen átalakulása Falveszteség Töltetcsere
Indikált (belső) teljesítmény Pi = Pbe ⋅ ηi MECHANIKAI VESZTESÉGEK
Effektív (hasznos) teljesítmény Pe = Pi ⋅ ηm
• • • •
Súrlódás Ventilláció Hidraulikus veszt. Segédberendezések hajtása
TECHNIKAI LEHETŐSÉGEK A HATÁSFOK JAVÍTÁSÁRA
• • • • • • • •
Kompakt égéstér Gyors égésfolyamat A töltetcsere és az égésfolyamat opt. összehangolása A hőátadási veszteségek csökkentése Löket/furat viszonyszám opt. megválasztása Jól tömítő dugattyúgyűrűk, szelepek Downsizing Thermomenedzsment
•
A hengerszám, a löket/furat viszony , a hajtórúdviszony optimális megválasztása A súrlódási helyek számának csökkentése A súrlódási helyeken fellépő terhelő erők csökkentése Az együttműködő alkatrészek mechanikai- és hőterhelése következtében fellépő alakváltozás és illesztési hézagok összehangolása, ill. csökkentése Felületi érdességi paraméterek optimalizálása Termomenedzsment és az ahhoz illesztett optimális kenőolaj alkalmazása Downsizing A segédberendezések hajtás-teljesítményének csökkentése
• • • • • • •
9
2.1
A motor működése közben fellépő veszteségek
Alapvető veszteségek Az alapvető veszteségek magából a munkafolyamatból erednek és nem írhatók a motor tökéletlenségeinek terhére. Egy részük olyan fizikai tények következménye, amelyeket megkerülni nem lehet. a.
A munkaközeg fajhője a hőmérséklet és a légviszony függvénye Cp = f (T, α) Ha a fajhő nő (pl. a hőmérséklet vagy a tüzelőanyag-dózis növelése révén) akkor ugyanazon hőmennyiség kisebb hőfoknövekedést eredményez, tehát η romlik
b.
Véges hőmérsékleten történő hőközlés A T0 • ∆s veszteség a II. főtételből következik. Ezt a hőmennyiséget a To hőmérsékletű környezet nem tudja a közegből elvonni.
c.
Befejezetlen terjeszkedés Az expanzió nem terjed a környezeti nyomásig és hőmérsékletig, hiszen a valóságos motor csak véges térfogathatárok között dolgozik.
Motorikus veszteségek A valóságos motor működésének fenntartásával ill. e működés során keletkező, az indikátordiagramból analizálható veszteségek. a.
A kémiai energia tökéletlen átalakulása hőenergiává. Ennek oka lehet például a nem tökéletes keverékképzés, az égéstér egyes helyein kialakuló O2-hiány, az oxidációs folyamatok lelassulása, ill. megszűnése a relatív hideg tartományban pld. a hűtött falfelület környezetében.
b.
Falveszteség az égés alatt
c.
A valóságos égési törvény nem izochor
d.
A kompresszió nem izentrópikus
e.
Az expanzió nem izentrópikus
f.
Töltetcsere veszteség A töltetcsere lebonyolításához szükséges teljesítmény, amely magában foglalja a szelepek, ill. a dugattyúgyűrű tömítetlenségéből származó veszteségeket is.
Az alapvető és a motorikus veszteségek által okozott teljesítménycsökkenést az indikált hatásfokkal (ηi) jellemezhetjük. Egyes szerzők az alapvető veszteségek és a motorikus veszteségek vonatkozásában külön-külön is megfogalmaznak hatásfok értékeket. A motorikus hatásfokra vonatkozó hatásfokot (ηj) jósági foknak nevezik. Mechanikai veszteségek Azokat a veszteségeket tartalmazzák, amelyek az indikált teljesítmény mechanikai teljesítménnyé történő átalakulása során lépnek fel és amelyek nagysága a mechanikai hatásfokkal (ηmech) jellemezhető. a.
Súrlódási- és hidraulikus veszteségek Az egymáson elmozduló alkatrészek között fellépő mechanikai- és folyadéksúrlódás, valamint a terhelésváltozás hatására kialakuló parciális folyadékáramok 10
b. c.
2.2
Ventillációs veszteség A mozgó alkatrészek –főtengely, hajtórúd, dugattyú mozgását gátló légellenállásból adódik. A segédberendezések teljesítményfelvétele Amíg a ventillációs veszteség alapvetően, a segédberendezések teljesítményfelvétele pedig jó közelítéssel csupán a fordulatszám függvénye, addig a súrlódási veszteség egy sor konstrukciós-, üzemi- és környezeti tényező függvénye.
Innovatív-motortechnikák a motorikus hatásfok javítására
A motor hatásfokának javítása és a környezetet terhelő káros hatások (kipufogógáz- és zaj emisszió) csökkentése érdekében a gyártók egy sor újszerű technikát fejlesztettek ki. A technikák egy része ma már sorozatgyártású motorokon is megjelent, mások szériaérettségre történő fejlesztése folyamatban van. [2], [5] Az új technikák alkalmazása azt jelenti, hogy az alapmotort, az úgynevezett törzsmotort, olyan modulokkal egészítik ki, amelyek az elektronikus motor- és járműmenedzsmentrendszerrel vezérelve a motor igényeihez optimális módon szabályozzák a tüzelőanyagellátó rendszert, a töltetcserét, a motor feltöltését, hűtését vagy pl. hengerkikapcsolással változtatják az aktív hengertérfogat nagyságát. (2-2 sz. ábra) A töltetcserét közvetlenül érintő, az ábrában a szöveg háttér színezésével is megjelölt rendszerek ismertetése a 2.3. sz. fejezetben olvasható. Változtatható kompresszióviszony
Változtatható hengertérfogat (hengerkikapcsolás)
Multibefecskendező rendszerek
Termomenedzsment
"Minimál-hibrid” motor
Lézer-gyújtás
Változtatható szívócsőhossz és szívócső-kikapcsolás
Változtatható paraméterű szelepvezérlés Változó paraméterű feltöltés
2-2 sz. ábra: Innovatív motortechnikák
11
2.3
Korszerű motorok levegőellátó rendszere
A hatásfokok definíciója szerint (lásd 2.1 sz. ábra) a töltetcsere alatt a hengerből eltávolított égéstermékek- majd azt követően a hengerbe bejuttatott friss töltet áramlási veszteségei az úgynevezett motorikus veszteségek csoportjába tartoznak. Magát a folyamatot vezérlő szelepműködtető berendezés hajtásához szükséges teljesítmény a hasznosítható teljesítményt csökkenti és mint ilyen a mechanikai veszteségek csoportjához sorolható. Az összképet azonban az is bonyolítja, hogy az elmúlt két évtizedben a klasszikus töltetcserevezérlő berendezés feladata egyrészt megváltozott, kibővült, másrészt a rendszerben olyan új modulok is megjelentek, amelyek már nem csak mennyiségileg, hanem minőségileg is befolyásolják a töltetcsere folyamatot.
szelep működtetés
szívócső
TLV
A 2-2 sz. ábrán bemutatott úgynevezett innovatív motortechnikák közül nevezetesen három érinti a töltetcserét: • A változtatható paraméterű feltöltés ( + TLV töltőlevegő visszahűtés) • A változtatható paraméterű szívócső + szívócsatorna • A változtatható paraméterű szelepműködtetés
feltöltő
szívó csatorna
2-3 ábra: A töltet mennyiségi és minőségi paramétereit meghatározó modulok egy korszerű motor levegőellátó rendszerében 2.3.1 Változtatható paraméterű feltöltés
A rugalmas nyomatéki karakterisztikával rendelkező, nagy teljesítményű, nagy lökettérfogattal rendelkező motorok hátránya, hogy a gyakorlati járműüzem szempontjából releváns részterhelési állapotokban igen kedvezőtlen hatásfokkal kénytelenek üzemelni. A probléma megoldására a „Downsizing” koncepció kínál megoldást. Downsizing a motor méretének, a hengertérfogat nagyságának csökkentését jelenti, az eredeti teljesítmény- és mindenek előtt a nyomatéki karakterisztika jellegének megőrzése mellett. Ez csak a motor jelentős mértékű feltöltésével valósítható meg. Bebizonyosodott, hogy a p2=2÷3 bar nagyságrendű feltöltési nyomás esetében ez egyetlen hagyományos feltöltővel sem biztosítható. A megoldást részben a jól bevált, szabályozható geometriájú turbinák továbbfejlesztése és ehhez kapcsolódóan az elektromosan támogatott kompresszor, illetve a kétfokozatú feltöltési elv alkalmazása jelentheti. 12
Változtatható turbinageometriájú (VTG) feltöltő (2-4ábra)
A turbina járókerékre áramló kipufogógáz irányát változtatható állásszögű vezető-lapátok helyzete határozza meg, amit a legújabb konstrukcióknál a motormenedzsment által vezérelt elektromotoros működtető berendezéssel láttak el. A korábbi nyomásvezérelt rendszerekhez képest az optimális lapátszögek így gyorsabban és pontosabban biztosíthatók. Ezzel feltöltő reagálási ideje lerövidül és különösen a kis fordulatszám-tartományokban jelentős nyomatéknövelés érhető el. [6] Elektromosan támogatott turbótöltő Az elektromosan támogatott turbótöltő hatása elsősorban a kis motorfordulatszámok mellett is biztosított nagy motornyomaték elérésében valamint a jármű gyorsításakor egyébként jelentkező, a feltöltő forgó alkatrészeinek tehetetlenségétől függő mértékű késleltetett feltöltés („turbólyuk”) megszüntetésében jelentkezik. A közeljövőben az elektromosan támogatott turbófeltöltés két változatának jelentős mértékű elterjedésével számolhatunk:
a.
A turbinaoldali hajtás támogatására pl. a turbina- és a kompresszor közötti tengelyre egy alkalmas elektromos hajtású motort integrálnak. [7] A motor a forgórész megnövekedett tehetetlenségi nyomatéka ellenére pozitívan befolyásolhatja a töltő tranziens viselkedését azokban a tartományokban, ahol a kipufogógáz kis mennyisége még nem lenne képes a megfelelő turbótöltőfordulatszámot biztosítani.
b.
A turbótöltő hatásának fokozására a kompresszor elé vagy mögé egy elektromos hajtású sűrítőt (Booster) iktatnak be. [8], [9]
. a:
Booster a kompresszor előtt
b:
Booster a kompresszor után
2-4 ábra: Kétfokozatú feltöltés
13
Ezzel a koncepcióval lényegében egy szabályozott kétfokozatú sűrítés valósul meg, ahol a turbótöltő kompresszora és az elektromos hajtású Booster sorba vannak kapcsolva. A két kompresszor szétválasztása és a szabályozott együttműködésük kínálta lehetőség kihasználása jelentős előnyökkel jár: Egyrészt a turbótöltőtől független Booster tranziens jellemzői kisebb elektromos energia felhasználás ellenére is sokkal kedvezőbbek, másrészt a két sűrítő együttműködésének variációjával a szállítási tartomány jelentősen bővíthető. Az elektromos hajtású légsűrítő csak a kis fordulatszám-tartományokban (1000 és 2000 f/p) működik. A Booster alkalmazásának nyilvánvaló előnyeit a 2-5 sz. nyomatékdiagram egyértelműen igazolja. 300
2-5 ábra: Downsizing A feltöltési módozatok hatása a motor nyomatékára
Nyomaték M [Nm]
250 200 150 2 literes turbómotor Turbó+Booster 3 literes szívómotor
100 50 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
fordulatszám n [f/min]
Kétlépcsős (twin-turbo) feltöltés
A kétlépcsős turbótöltés esetében a levegőellátást két sorba kapcsolt turbótöltő biztosítja. (pld. Opel "Vectra OPC") Egy kisebb, gyors reagálású nagynyomású (3,2 bar !) primér turbótöltő gondoskodik a motor kis fordulatszám tartományában ( 1800 f/p-ig) a dinamikus gyorsító-képességről és a megfelelő nyomatékról. A fordulatszám növekedésével fokozatosan belép a nagyobb légszállításra méretezett kisnyomású feltöltő. 1800 és 3000 f/p között mindkét töltő sorba kapcsolva működik.
2-6 ábra:
Kétlépcsős feltöltő rendszer és a vezérlő szelep állása a motor üzemi tartományában
14
3000 f/p felett a primér feltöltő lekapcsol és ettől kezdve a szekunder feltöltő gondoskodik a nagy terhelési tartományokhoz szükséges mértékű töltőlevegő mennyiségről. A fordulatszám és terhelés függvényében vezérelt, a kipufogócsonkba integrált elektromos működtetésű csappantyú rendszer (vezérlő szelep) gondoskodik a két turbótöltő vezérléséről. 2-7 ábra: Downsizing Twin-turbo kétfokozatú turbótöltés kialakítása A feltöltési rendszerhez kapcsolódó kétfokozatú töltőlevegő visszahűtővel, a szabályozott nagynyomású multibefecskendező rendszerrel ellátott motor effektív középnyomása eléri a 26 bar értéket 2.3.2 Változtatható paraméterű szívócsőrendszerek
Ezek a rendszerek a belsőégésű motorok szívószelepeinek nyitásakor a szívócsőben uralkodó nyomástól eltérő nagyságú hengernyomás által gerjesztett nyomáshullámoknak a henger feltöltésére gyakorolt hatását igyekeznek minél szélesebb fordulatszám tartományban hasznosítani. Ezeknek az úgynevezett nyomáshullám feltöltési eljárásoknak alapvető változatait, a • • •
szívócsőfeltöltést rezonanciafeltöltést kombinált feltöltést (a rezonanciafeltöltés és a turbófeltöltés kombinációja)
már évtizedek óta alkalmazzák.
2-8 ábra:
A lengőcső- és rezonanciafeltöltés elvi vázlata
15
Nyomaték [Nm]
A dinamikus feltöltés elve már mintegy fél évszázada ismert, de kezdetben csak „statikus” alkalmazása volt általános. Pl. a lengőcső hosszának megválasztásával a nyomatéki karakterisztika rugalmasságát fokozták a nyomatéki maximum kis fordulatszámok felé történő eltolásával. [10]
L1 =
220 mm
L1 =
420 mm
L1 = 750 mm L1 = 1150 mm
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
Fordulatszám [f/min]
2-9 ábra:
A lengőcső hosszának hatása a motor nyomatéki karakterisztikájára
Adott paraméterekkel rendelkező dinamikus lengőrendszer pozitív hatása csak egy igen szűk fordulatszám-tartományban jelentkezik. Ettől a fordulatszám értéktől lefelé- vagy felfelé távolodva a hengerek feltöltési foka azonban rohamosan romlik A logikus fejlődés következő lépése ezért a fokozatokban változtatható hosszúságú szívócsőrendszerek alkalmazása volt. Az innovatív motortechnikák a fokozat nélkül, tehát folyamatosan változtatható hosszúságú szívócső-rendszereket alkalmazzák. Az elvi megoldást és a többhengeres motorokon való gyakorlati alkalmazást a 2-10 ábra szemlélteti. [11] Az elfordítható váltóhengerbe integrált kilépőnyílás aktuális helyzetétől függően változik az aktív szívócsőhossz és ezzel összefüggésben a hengerbe juttatott töltet (levegő) mennyisége. A fordulatszám függvényében a motormenedzsment által vezérelt szívócsőhossz lehetőséget teremt optimális nyomatéki karakterisztika és a maximális teljesítmény elérésére.
2-10 ábra:
Változtatható paraméterű szívócső elvi- és gyakorlati kialakítása
A modulszerűen kialakított váltóhengerek és a megfelelő tömítettséget biztosító házak üvegszállal erősített műanyagból (BASF „ultramid”) készülnek. [12]
16
A folyamatosan változtatható hosszúságú szívócső előnye abban rejlik, hogy a tényleges nyomatéki karakterisztika a rendszerben rejlő összes tartalék kihasználásával a járműhajtás igényei szerint alakítható. [13] (2-11 sz. ábra)
2-11 ábra: Folyamatosan változtatható paraméterű szívórendszerrel megvalósítható nyomatéki karakterisztika Irányított levegőmozgás biztosítása a motorhengerben Az eddig ismertetett technikai megoldások a hengertöltet mennyiségére fókuszáltak, azaz a fejlesztők a Downsizing-elv értelmében kis hengertérfogatú motorból nyert nagy nyomatékkal, ill. teljesítménnyel igyekeztek a jármű igényeinek megfelelni. Új, minőségi szempontok figyelembe vétele akkor vált szükségessé, amikor a töltési fok, mint mennyiségi paraméter mellett a keverékképzési- és égési folyamat szempontjából felismerték a hengerbe belépő töltet irányított mozgásának jelentőségét (mint minőségi paramétert) is. Már mintegy fél évszázada ismert, hogy egyes keverékképzési- és égési eljárások esetében (például az MAN-M égési eljárásnál) a hengertöltet mennyisége mellett a hengerbe jutó töltet irányított mozgása, perdülete is meghatározó a tüzelőanyag-fogyasztás és a károsanyagkibocsátás mértékére. Kezdetben a henger tengelye körüli örvénylő mozgás, az úgy nevezett perdület iránti igény fogalmazódott meg, de később az arra merőleges síkban értelmezhető bukó-áramlás, az úgy nevezett tumble-áramlás jelentősége is nyilvánvalóvá vált. A kívánt áramlási viszonyokat a hengerfejben kialakított szívócsatornák vonalvezetésével, a csatornák keresztmetszetének alakváltozásával lehetett biztosítani. (tangenciális vagy perdület-csatorna)
2-12 ábra:
A szelep kerülete mentén kilépő levegő ideális és egy konkrét modellen mért sebességeloszlása
17
Egyetemi tanulmányaim alatt 1966-ban a Jante professzor által vezetett IVK – Intézet áramlástani laboratóriumában abszolvált mérnöki gyakorlati szemeszter alatt a Meurer-M keverékképzési és égési eljáráshoz nélkülözhetetlen légörvényt biztosító perdületszívócsatorna modellek kísérleti fejlesztése volt a feladatom. [14]A gyakorlati mérések és a az elméleti megfontolások is arra a következtetésre vezettek, hogy intenzív légörvény úgy biztosítható, ha a szabad szelepkeresztmetszeten hengerbe beáramló levegőnek a szívószelep kerülete mentén mért sebességeloszlása erősen aszimmetrikus. A 2.12 sz. képen bemutatott bal oldali ábra az optimális, tehát a maximális perdülethez tartozó sebességeloszlást mutatja a szelep kerületének egyes pontjaira szerkesztve. A jobb oldali ábra egy konkrét perdület-csatorna által létrehozott jellegzetes sebességeloszlást mutatja. A berajzolt vektorok a szabad keresztmetszet középvonalában Prandtl-csővel mért dinamikus nyomásértékeket mutatják nagyság és irány szerint. A mérések eredményei azt is megmutatták, hogy perdület-csatorna alkalmazása esetén a nagyobb perdület a csatorna áramlási ellenállásának növelésével jár együtt. Ez azt jelenti, hogy a nagyobb perdület a töltési fok csökkenését eredményezi. Amíg a perdület-csatorna majdnem a hengerfej síkjával közel párhuzamosan közelíti a szelepdóm felé, addig a bukóáramlást biztosító szívócsatorna felülről meredeken torkollik a szelepdóm térbe. Amíg Diesel-motoroknál gyakrabban alkalmazzák a perdület-csatornát, addig a közvetlen befecskendezéses, réteges keverékképzésű benzinüzemű motorok esetében a bukó-áramlásnak van kedvezőbb hatása az égésfolyamatra. A kisebb fordulatszám-tartományokban, elsősorban részterhelésnél a szükséges töltetmennyiség annyira lecsökken, hogy a névleges teljesítményekre méretezett szelepek szabad keresztmetszetében csak igen kis légsebességekkel számolhatunk. Ez negatív hatással van a keverékképzés minőségére. Korszerű motorkonstrukcióknál ezért lehetőség van a szívómodulba integrált elektromosan működtetett csappantyúk részleges zárására és újabban a perdület-csappantyúk működtetése mellett a változtatható paraméterű szelepvezérlés segítségével a szeleplöket csökkentésére vagy akár az egyik szívószelep kiiktatására is. A szívómodulba integrált elektromosan működtetett csappantyúk a levegőt a szeleptányérnak egy korlátozott szegmensű tartománya felé irányítják. Ennek hatására intenzív bukó-áramlás jön létre, ami javítja a keverékképzési és égési feltételeket és ezáltal nagy nyomaték elérését teszi lehetővé. [15] [16] 2-13 ábra:
Tumble-csappantyú a szívócsőben
Nagy fordulatszám-tartományokban a csappantyúk nyitott helyzetbe állítása következtében megnövelt töltés révén biztosítható a maximális teljesítmény. Más gyártók négyszelepes technika esetében a kis-fordulatszám-tartományokban az egyik szívócsatornát egy csappantyú elektromos működtetésével teljesen kikapcsolják
18
2-14 ábra: Szívócső lekapcsolás csappantyúval 2.3.3 Változtatható paraméterű szelepvezérlés
A „változtatható paraméterű szelepvezérlés” elnevezéssel azt a beavatkozást jelöljük, amikor a szelepműködtetés alábbi paraméterei közül egyet, többet, vagy valamennyit a motor igényeinek megfelelően üzem közben is megváltoztatunk: • • • •
a szelep nyitási és zárási időpontjának változtatása (fázisszög) a szelep maximális nyitási értékének változtatása (löket) a szelep mozgástörvényének változtatása (a szelepnyitás és -zárás sebessége) A szelep kikapcsolása h Kipufogó.
Szívó
2-15 ábra: Fázisszög és szeleplöket változtatása A változtatható méterű szelepvezérlések alkalmazásával nyert tapasztalatok teljesen új távlatokat nyitottak a motorikus üzem hatásfokának javításán dolgozó fejlesztőmérnökök előtt. A teljesítmény-, fogyasztás- és károsanyag-kibocsátás paraméterek kedvező alakításán túl reális lehetőség kínálkozik a benzinüzemű Otto-motorok fojtásmentes teljesítményszabályozására is. [17], [18] Annak függvényében, hogy csak egy vagy valamennyi releváns paraméter változtatható, megkülönböztetünk részleges- (RVP) vagy teljes változó paraméterű (TVP) szelepvezérlési rendszereket. A módosítás történhet diszkrét változásként vagy folyamatosan. A paraméterek változtatását a gyakorlatban megvalósító konstrukciós elképzeléseket csaknem 1000 (!) szabadalom védi. [19] A sorozatgyártásban jelenleg is alkalmazott és a szakmai publikációkból már ismert fejlesztések azonban néhány alapvető mechanizmusra vezethetők vissza:
19
Fázisszög állítás Az első berendezések kezdetben csak a szívó vezérműtengely két szöghelyzete (korai vagy késői nyitás) közül tudtak választani, de a legújabb változatok a szívó- és kipufogó vezérműtengely fázisszögének egymástól független folyamatos változtatására is képesek.
Állítási mechanizmus A. B. C. D.
A szívótengely szíj- vagy lánchajtásába történő beavatkozással (Variocam) Ferdefogazású hajtóagy axiális eltolása a vezérműtengelyen (hidraulikus hengerrel vagy elektromos állítómotorral) Vanos, TOYOTA VVT, stb. Hajtóagyba integrált hidraulikus szárnylapátos állítómotor (Hydraulik-Ring VaneCam stb) Hajtóagyba integrált elektromechanikus állítómotor (EVCP – Electromotive Variable Camshaft Phasing)
E.
Vezérlőbütyök nélküli közvetlen elektromechanikus szelepműködtetés *
F.
Vezérlőbütyök nélküli közvetlen elektrohidraulikus szelepműködtetés
*
* fejlesztés alatt A mechanikai hatásfok szempontjából az A-változat esetében hátrányos, hogy nem csupán az állítási fázisban, hanem a teljes motorüzemben is az állítás mértékétől függő nagyságú mechanikai veszteségekkel kell számolni. Az elektromos működtetésű berendezések egyik előnye, hogy nem igényelnek esetenként az olajköri nyomásnál nagyobb nyomásszintű olajellátást, ami összességében a mechanikai hatásfok csökkenését is eredményezi. Szelep-löket állítás Állítási mechanizmus A. B. C.
Eltolható vezérműtengely kúpos-térbeli bütykökkel (FIAT) Különböző bütyökkel együttműködő, külön kapcsolható himbák vagy csészés emelők (Honda VTEC, Mitsubishi MIVEC, Porsche Variocam Plus, stb.) Állítható forgástengelyű (változó áttételű) menesztő himba (BMW Valvetronic)
Figyelemreméltó, hogy gyakran nem maguk a motorgyárak, hanem szakosodott cégek fejlesztik és gyártják –nem egyszer több motorgyár részére is- az előszerelt állító berendezéseket. (INA, HYDRAULIKRING, ITT, Siemens, Bosch, AVL stb.)
20
A változtatható paraméterű szelepvezérlés alkalmazásával elérhető motorikus előnyök A változtatható paraméterű szívócső-feltöltéssel kombinálva a változtatható paraméterű szelepvezérlés alkalmazásával 3 kiemelt területen kínálkozik lehetőség a motorparaméterek javítására: • • •
Tüzelőanyag-fogyasztás Teljesítmény (nyomaték) Károsanyag-kibocsátás
A motor különböző terhelési-tartományában elvégzett vizsgálatok alapján a BMW szakemberei a változtatható paraméterű szelepvezérlés egyes komponenseinek kihasználása mellett elérhető fogyasztás javulásokat a 2-16 sz. diagramnak megfelelően prognosztizálják. [20]
Fogyasztás [%]
100 80 Hagyományos szelepvezérlés 60
EMVG - ciklus
Szívó vez.-teng. fázisszög Szívó+kip. vez.-teng. fázisszög
40
Fázisszög + szeleplöket
20 0 0
10
alapjárat
20
30
40
50
60
70
80
részterhelés
90
100
teljes terhelés
Motor terhelés 2-16 ábra:
Változtatható szelepvezérlési paraméterek hatása a fogyasztásra
Megállapítható, hogy első sorban a terheletlen üresjárat és a részterhelési üzemállapotban érhetők el kedvező paraméter-változások. Ezt persze nem szabad lebecsülni, hiszen ez az az üzemi tartomány, amely a vegyes forgalmi viszonyok között üzemelő járművekre leginkább jellemző és a szabványos fogyasztásméréskor is mértékadó. A fázisszög változtatása A szelepek fázisszögének változtatatásával a hengertöltet és ezzel a motornyomaték nagyságát hasonlóképpen lehet befolyásolni, mit a szívócső hosszának módosításával. A kipufogószelepek fázisszögét változtatva a nyomatéki karakterisztika alig változik, de a szívószelepek nyitási szöghelyzetének változtatása hatással van a hengerbe jutó töltet mennyiségére. Az így kapott nyomatéki karakterisztika természetesen függ az adott motor szívócső-rendszerének kialakításától, a szívórendszerben kialakuló nyomáshullámok paramétereitől. A 2-17 sz. diagram egy Mercedes motoron végzett vizsgálat eredményeit mutatja. [21]
Ha az egyes jelleggörbék közötti különbség nem nagy, akkor a fejlesztési menedzsmentnek kell döntést hoznia arról, hogy a sorozatgyártásban az egyszerűbb és a karbantartás tekintetében is olcsóbb kétfokozatú állító-berendezést, vagy a műszakilag ugyan igényesebb, de drágább, több ill. bonyolultabb hidraulikus és elektronikus modult igénylő folyamatos állítási lehetőséget biztosító rendszert vezetik-e be? 21
A döntés során persze figyelembe kell venni a fogyasztási- és károsanyag-kibocsátási paraméterek alakulását is és az esetek többségében kompromisszumos megoldást kell találni. 110 100
2-17 sz. ábra Szívószelepek fázisszögének hatása a motor nyomatéki karakteristrikájára
Nyomaték [%]
90 80 70
Optimális fázisszög konstans késői Konstans korai
60 50 40 1000
2000
3000
4000
5000
6000
70
Fordulatszám [f/p]
A hagyományos rendszerek közül a vezérműtengelyeket hajtó agyba integrált szárnylapátos állítómotoros VaneCam berendezés egyébként igen rugalmasan illeszthető a mindenkori motor igényeihez. A fázisszög állítási tartományának változtatásához csak a munkateret képező állórész kamráinak szögtartományát kell módosítani. A folyamatosan változtatható fázisszög igénye esetén a tengely szöghelyzetét érzékelő- és azt feldolgozó elektronika mellett egy, a szárnylapátok megfelelő oldalára kivezérelt olajáramot biztosító szabályzószelepet kell beépíteni. A kipufogó vezérműtengely esetében általában elegendő egy kétállású berendezés alkalmazása, a szívó vezérműtengely esetében azonban egyre több gyártó a folyamatos állítást biztosító berendezés mellett dönt. A szívószelepek korai nyitása a kisebb fordulatszámok tartományában, míg a késői nyitás a nagy fordulatszámok tartományában van pozitív hatással a hengertöltet és ezzel a nyomaték alakulására. A korai szívószelep-nyitás hatásában így megfelel egy hosszú szívócsővel-, a késői szívószelep-nyitás pedig egy rövid szívócsővel kapott értékek jellegének. Innen már logikus lépés a két technika, a 2 szívócső-hossz és a 2 vezérmű-tengely fázisszög kombinációja, amellyel a motor teljes fordulatszám-és terhelési tartományában finomabb hangolást lehet elérni a nyomatékrugalmasság javítása és a fogyasztás-, valamint a károsanyag-kibocsátás csökkentése területén.
2-18 ábra:
VW motornál alkalmazott „vezérlési stratégia”
22
A 2-18 sz. ábra egy hathengeres V-hengerelrendezésű VW-motor [22] példáján szemléletesen mutatja az alkalmazott „vezérlési stratégiát”. Részterhelésben a szívószelepek korai és a kipufogószelepek késői nyitása néhány százalékos fogyasztáscsökkenést eredményez. Emellett a nagyobb szelep-egybenyitási értékek hatására úgynevezett belső kipufogógáz-visszavezetés jön létre. Ezzel az intézkedéssel jelentős mértékben csökkenthető a motor NOx, és kisebb mértékben a HC kibocsátása is.
Alapjárati fogyasztás [liter/h]
Egy stabil és alacsony szintű üresjárati fordulatszám biztosításához csökkenteni kell a szelepegybenyitási tartományt, amit a kipufogószelepek korai zárásával és a szívószelep késői nyitásával lehet elérni. Az MVEG menetciklusban mért fogyasztási értékeket a motor üresjárati fogyasztása is jelentős mértékben befolyásolja. Az üresjárati fogyasztás csökkentésének leghatékonyabb eszköze a lehető legkisebb, de még stabil fordulatszám alkalmazása. Ennek értékére a szelepegybenyitás mértéke igen jelentős hatással van, amivel szabályozni lehet a töltetcsere után a hengerben visszamaradó ún. maradék-gáz koncentrációját. A késői szívás-kezdet és a korai kipufogószelep zárás a szelepegybenyitás mértékét csökkenti. Ezáltal a kipufogógáz beáramlása a szívócsőbe és a henger maradékgáz-tartalma is lecsökken. 1,2 n = 800 f/p HC= 18 g/h
1,0
n = 800 f/p HC= 5,3 g/h
0,8
n = 600 f/p HC= 7,6 g/h Gyújtás: 16 Ft0 FHP előtt CO: 1%
0,6
n = 500 f/p HC= 6,3 g/h
0,4
20
10
0
-10
-20
-30
0
Szelep-egybenyitás változtatása [FT ]
2-19 ábra Szelepegybenyitás hatása az alapjárati motor-paraméterekre Ez kedvezőbb égési feltételeket teremt, a láng terjedési sebessége megnő, a hengernyomás ciklusonkénti ingadozása lecsökken. Ennek következményeképpen a fordulatszám tovább csökkenthető. Egy konkrét motoron az alapjárati fordulatszám csökkentése érdekében végzett beszabályozás lépéseit mutatja a 2-19 sz. diagram. A kiindulási állapotot jelentő n=800 1/perc motorfordulatnál a szelepegybenyitás értékének a későbbi szívószelep-nyitással megvalósított 24 FT0 fokkal történő csökkentése 0.18 liter/óra fogyasztáscsökkenést és mintegy 70%-os szénhidrogén-kibocsátás csökkenést eredményezett. A fordulatszám emellett olyannyira stabilizálódott, hogy az üresjárati fordulatszámot 800 ford/p értékről 500 ford/p-értékre lehetett visszavenni, ami további 0.35 liter/óra fogyasztáscsökkenéshez vezetett, anélkül, hogy a szénhidrogén kibocsátás lényegesen növekedett volna. Teljesítményszabályozás
Közismert a benzinüzemű Otto-motorok ún. mennyiségi teljesítmény-szabályozásból eredő hátránya, ami elsősorban a részterhelési üzemállapotban okoz a Diesel-motorhoz képest jelentős hatásfok romlást. Ez azzal magyarázható, hogy az állandó benzin-levegő keverési 23
arányt feltételezve a kisebb terhelések tartománya felé haladva a hengerbe bejutó levegő-töltet mennyiségét egy a szívócsőben elhelyezett fojtószelep segítségével a mindenkori terhelés függvényében kell a motor számára biztosítani. A nagyobb fojtású részterhelési tartományokban emiatt aránytalanul megnőnek a töltetcsere veszteségek.
2-20 ábra:
Teljesítményszabályozás fojtással, a szívószelep korai zárásával és késői zárásával
Jante [23] már fél évszázada elemezte a különféle teljesítmény-szabályozási lehetőségeket, de probléma általános megoldására a technikai előfeltételek csak napjainkban állnak rendelkezésre. Az egyik technikailag legkönnyebben megvalósítható, jóllehet termodinamikailag messze nem tökéletes alternatíva, hogy a fojtószelep helyett a szívószelep zárásának változtatásával érjük el a hengerbe jutó töltet mennyiségének megválasztását. (2-20 sz. ábra) A konkrét technikai megoldást a BMW Valvetronic rendszerén keresztül mutatom be. A Valvetronic nem csak a szívószelep zárását változtatja, hanem a szívószelep nyitásának módosítását is igénybe veszi a hengerbe jutó töltetmennyiség alakítására. A vezérlési stratégiát a 4-21 sz. ábra szemlélteti
2-21 ábra BMW Valvetronic teljesítményszabályozás stratégiája A motor névleges teljesítményének megfelelő üzemállapothoz tartozó 9 mm-es maximális- és az üresjárati 0,2 mm-es szelepnyitás között a változik a szelepnyitás értéke. Mivel a kisebb nyitási értékekhez kisebb nyitvatartási intervallum is tartozik (lásd 2-14 sz. ábra is), megvalósítható a szelep korábbi zárása. A technikai megvalósítás részletei a 2-22 sz. ábrán láthatók.
24
állító motor excenter bütyök közbenső emelő görgős lengő himba
2-22 ábra BMW Valvetronic szelepműködtető berendezés
vezérlő bütyök
A változtatható szeleplöket egy kiegészítő emelővel, az ún. közbenső emelővel és a hozzá kapcsolódó excenter-bütyökkel realizálható. Egy rugó gondoskodik arról, hogy a közbenső emelő az excenter-bütyökre és a vezérlő-bütyökre is támaszkodjon. Az excenter-bütyök helyzete határozza meg azt a pontot, amely körül a közbenső emelő elfordul és vezérlőbütyök által kiváltott mozgást a szelepet működtető görgős lengőhimba felé továbbítja. A tényleges szelep-elmozdulást a bütyökprofil mellett a közbenső emelő forgástengelyének az állítható excenterbütyök által meghatározott helyzete és a szelephimbával együttműködő emelőszakasz geometriai alakja határozza meg. A szelepvezérlés szerves része továbbá a szívó- és kipufogó vezérműtengely fázisszögét változtató Vanos rendszerű hidraulikus állító-berendezés is. A szívó vezérműtengely állítási szögtartománya 60 FT0. A súrlódási veszteségek csökkentése érdekében, nevezetesen a csúszó súrlódás kiváltására a szelephimbán és a közbenső emelőn görgőket alkalmaztak. A vezérműtengely hajtásához szükséges nyomaték a közbenső emelő súrlódási veszteségei miatt ennek ellenére nagyobb (!), mint a hagyományos szelepműködtetés esetén. A 3 mm-nél kisebb szelepemelések tartományában viszont a kisebb rugóerők miatti előnyök hatására a Valvetronic-vezérlés már kedvezőbb mechanikai hatásfokkal működik. (2-23 sz. ábra)
2-23 sz. ábra Vezérműtengely hajtónyomatéka hagyományos és Valvetronic szelepvezérlés
25
A kis szelepnyitási értékek motorikus előnyei Az alsó részterhelési tartományban üzemelő motorok esetében a teljesítményszabályozás mellett igen jelentős érvek szólnak a kis szelepnyitási értékekkel (1-2 mm) üzemelő szelepvezérlés mellett. [24] [25] A csökkentett keresztmetszeten a hengerbe áramló hengertöltet nagy, és szinte a teljes szelepkeresztmetszetre kiterjedően egyenletes eloszlású sebességgel lép be a hengerbe. A csökkenő szelepnyitások felé haladva csökken a cseppformában a hengerbe lépő tüzelőanyag hányada. A benzin egyre inkább finom ködszerű eloszlásban tölti ki az égésteret. Az égésfolyamat kedvezőbb hatásfokát a tüzelőanyag-fogyasztás csökkenése is jelzi. A csökkenés mértéke pi = 1,5 bar terhelési szinten eléri a 15%-ot. A végrehajtott mérések az alábbi előnyöket is igazolják:
• • • •
csökken a gyulladási késedelem csökken az égési időtartam Csökken a ciklikus hengernyomás-ingadozás Csökken a HC (60 % !!) és a CO kibocsátás
Az egyébként alacsony szintű NOx kibocsátás azonban mintegy 20%-kal megnő és a töltetcsere-veszteségek is 1mm-es szelepemelkedésnél már enyhe növekedést mutatnak. Más gyártók, pl. Porsche, az előbbiektől eltérő módon oldotta meg a nagy- és kis terhelésekhez tartozó légnyelések különbségéből adódó problémát. A Porsche cég és partnerei (INA, Bosch) által kifejlesztett VarioCam Plus rendszer a vezérműtengelyek fázisszögét és a szeleplöketet képes a motor igényeinek megfelelően két-két fokozatban változtatni. (2-24 ábra) A fázisszög-változtatása A vezérműtengelyen axiális irányban elhelyezett hidraulikus működtetésű dugattyú a belső fogazású „állórészt” a külső fogazású „forgórész” felé mozdítja. A ferdefogazásból adódóan az axiális elmozdulás egy 15 fokos vezérműtengely elfordulást eredményez, ami a főtengely szögelfordulásra vonatkoztatva 30-fokos állítási lehetőséget biztosít. Szeleplöket állítás A szeleplöket változtatásához egy olyan integrált szelepemelőt alkalmaznak amely két koncentrikus, egymásba csúszó szelepemelő csészéből áll, melyeket külön vezérlőbütykök működtetnek. A berendezéssel két működési állapot, azaz kétféle szelepemelés valósítható meg.
2-24 ábra VarioCam Plus szelepműködtető berendezés
26
A külső szelepemelő működtetése a szelepemelő körgyűrű alakú homlokfelülete és az azon legördülő két nagyobb löketű külső bütyök együttműködése révén valósul meg. Ebbe a fokozatban a külső szelepemelő a belsőhöz képest a két bütyökprofil különbségének megfelelő mozgást végez. A 10 mm-es nagyobb szeleplöket a külső szelepemelő aktivizálásával valósítható meg azáltal, hogy egy hidraulikus működtetésű reteszelő dugattyú összekapcsolja a külső- és belső szelepemelőt. A reteszelés akkor következik be, ha az olajnyomás eléri az 1,2 bar értéket. A szeleprugó szelepoldalról egy lemezen keresztül a belső szelepemelőre, bütyökoldalról pedig a külső szelepemelő fenekére támaszkodik. Így biztosítható, hogy a külső szelepemelő érintkezésben marad a két külső bütyökprofillal. A kis szelepemeléssel megvalósított részterhelési komfort üzemállapotok a kis fogyasztással, és a csökkentett emissziós értékekkel tűnnek ki.
3 mm-es löket, a szelep későn nyit 3 mm-es löket, a szelep korán nyit 10 mm-es löket, a szelep későn nyit 10 mm-es löket, a szelep korán nyit
2-25 ábra Porsche VarioCam Plus szelepvezérlési stratégia A fogyasztáscsökkenés a VariaCam Plus révén elérhető fojtáscsökkentés, a kisebb szeleplöket következtében lecsökkenő súrlódási veszteségek és a kisebb szelepnyitási keresztmetszetekben kialakuló nagyobb áramlási sebességeknek a keverékképzésre gyakorolt pozitív hatása révén jön létre. A nagy szeleplöket mellett megvalósított teljesítmény-fokozat a maximális nyomaték és a csúcsteljesítmény elérését hivatott biztosítani. A 2-25 sz. ábra a motor üzemi tartományában mutatja a 4 vezérlési állapot elhelyezkedését. A kis szeleplöket a fogyasztás szempontjából döntő alapjárati és kis részterhelési mezőkre jellemző. A diagramba berajzolt menetellenállásgörbe a legnagyobb sebességi fokozatra érvényes és a nyomatéki görbével való metszéspontja 160 km/h-s sebesség értéknek felel meg. Vezérlőbütyök nélküli elektromechanikus szelepvezérlés
A töltetcsere folyamat során a hengerbe jutó töltet összetétele, mennyisége és sebességi jellemzői azok a paraméterek, melyek a motorikus hatásfok értékét és a károsanyagkibocsátási paramétereket leginkább befolyásolják. A friss töltet mellett a hengerben visszamaradó vagy oda visszavezetett maradékgáz mennyisége hasonló vizsgálat tárgyát kell képezze. Mérésekkel igazolható, hogy olyan funkcionális paraméterek változtatásával, mint a szívás kezdete és vége, a kipufogás vége és nem utolsó sorban a szeleplöket értéke, minden üzemállapothoz optimális hozzárendelések határozhatók meg. [21], [26], [27] Ezek az értékek olyan mértékű értéktartományt fognak át, hogy a motor igényeit megközelítőleg sem lehet a hagyományos szelepvezérléssel kielégíteni. Ehhez járul még, hogy egyes részterheléses üzemállapotban ajánlatos a szelep- és a hengerkikapcsolás módszerét is alkalmazni. Többszelepes motor és a szívócsőbe történő befecskendezés esetében ráadásul az ún. alternáló, tehát ciklusonként váltakozó szelepkikapcsolást kell alkalmazni. Ezt az intézkedést egyébként a motorhengerek egyenletes hőterhelésére megfogalmazható igény is indokolja. 27
Egy elektromechanikus szelepvezérléssel ellátott motor számára fékpadi mérések alapján az alábbi vezérlési stratégiát állították össze a motor üzemi tartományában.
2-26 ábra: Szelep és hengervezérlési stratégia elektromechanikus szelepvezérlésekhez
Az elektromechanikus szelepvezérlés fejlesztése és motorra történő applikálása ma már előrehaladott állapotban van. A berendezés szerkezeti kialakításának elvét, valamint a megvalósítható szelepnyitási görbéket egy hagyományos szelepvezérléshez viszonyítva a 227 sz. ábra szemlélteti
2-27. ábra:
Elekromechanikus szelepvezérlés (EMV) alepelve és a különböző fordulatszámokon megvalósítható szelepnyitási görbék
A jelenleg megvalósítható működtetési sebesség mellett realizált szelepnyitási sebességek még a maximális fordulatszámok esetén is meghaladják a hagyományos szelepvezérlés hasonló paramétereit. Széleskörű alkalmazásának előkészítése folyamatban van. A működtetés energia-igénye a mai korszerű, görgős lengőhimbával működtetett szelepvezérlések hajtásigényének felel meg. Így a bevezetésükkel elérhető motorikus hatásfok javulást nem rontják le- túlzott mértékű egyéb veszteségek. Úgy tűnik, hogy az elektrohidraulikus szelepműködtető berendezés (Bosch-AVL) jelenlegi fejlesztési szintje [28] alapján még néhány éves hátrányban van. Ma még korai annak megítélése, hogy képes lesz-e, és ha igen, milyen kategóriában versenytársa lenni az AMVrendszereknek. Összefoglalás: A motor levegőellátó rendszerében az elmúlt években megjelent új modulok a motorikus igényekre reagálva, a működési paraméterek változtatásával biztosítják a motorok mind jobb hatásfokú működését. A változó paraméterű szelepvezérlő rendszerek esetében azonban a motorikus hatásfok érdekében olyan konstrukciós megoldások is születek, amelyek működése során a hagyományos berendezésekhez képest nagyobb mechanikai veszteségekkel kell számolni.
28
Ugyanakkor figyelemre méltó, hogy a vezérlési alapmodul (a vezérlőbütyök és a szeleprugó együttműködésével működtetett szelep) tekintetében lényeges, az alapműködést illető változások mindezideig nem jelentek meg. 3.
Szelepvezérlő szerkezetek részegységeinek fejlesztési tendenciái Jelenlegi állapot - kitekintés
A négyütemű motorok működési elve, nevezetesen a töltetcsere lebonyolítására szolgáló két dugattyú löket és a friss töltet (munkaközeg) hengerbe- áramlását, ill. az elhasznált munkaközeg hengerből történő kiáramlását lehetővé tevő keresztmetszetek nyitását és zárását megvalósító mechanizmusok elve kereken 125 évre tekinthet vissza. A két legreálisabb alternatíva, a kúpos szelep és a forgó tolattyús mechanizmus „versenyéből” az előbbi került ki győztesen. Ennek oka nem a szelepes vezérlés tökéletes volta, hanem sokkal inkább a forgó tolattyús berendezés néhány pontban megmutatkozó technikai gyengesége volt, nevezetesen a hőtágulástól fűggő tömítőképesség és a megkívánt élettartamot is biztosító üzembiztonság hiánya. Szelepműködtető rendszerek
A töltetcserét vezérlő szelepek működtetésére a mai járműmotorokban az 3-1 sz. táblázatban szerkezetileg is bemutatott változatok fordulnak elő. A táblázat tájékoztat a vezérlőbütyök és a vele kapcsolatban működő elem (himba, emelő) gyártásához felhasznált jellemző szerkezeti anyagokról is. I.
II.
III.
IV.
Elnevezés
OHV
OHC
OHC
OHC
Jellegzetes modul
Lökőrúd
Himba
Lengőhimba
Csészés emelő
stagnál
terjed
Csúszó- v. görgős kapcsolat HSzK* lehetséges
Csúszó- v. görgős kapcsolat HSzK* lehetséges
Konstrukciós változatok
Alkalmazása: Változatok:
Hagyományos haszonjármű- és egyszerű V-motorok Csúszó- v. görgős kapcsolat HSzK* lehetséges
Vezérlő bütyök anyaga: Acél Görgős kapcsolat Öntöttvas GG/GGG Csúszó kapcsolat SHG(GG/GGG) Ellenmodul anyaga Görgős kapcsolat Csúszó kapcsolat
Acél Öntöttvas (GG, SHG)
Standard, általánosan használt Görgős kapcsolat HSzK* lehetséges
Acél Acél, porkohászat Öntöttvas GG/GGG Öntöttvas GG/GGG Öntöttvas GG/GGG SHG(GG/GGG) SHG(GG/GGG) SHG(GG/GGG) Acél Öntöttvas (GG, GGG)
Acél Acél Öntöttvas SHG(GG, GGG) Öntöttvas SHG(GG, GGG) GG/GGG
* HSzK - Hidraulikus Szelephézag Kiegyenlítő 3-1 táblázat: Áttekintés a szelepműködtető rendszerekről
29
Valamennyi klasszikus szelepműködtető rendszerben közös, hogy a hajtást, azaz a szelepek periodikus nyitását vezérlő bütykök, a szelepek zárását pedig szeleprugó(k) segítségével valósítják meg. A szívó- és kipufogó bütykök vagy közös vagy külön-külön bütyköstengelyen, más néven vezérmű-tengelyen helyezkednek el. Hogy melyik változatot alkalmazzák, az végső soron attól függ, hogy a motorban milyen keverékképzési és égési eljárást alkalmaznak. Ez határozza meg ugyanis az égéstér alakját szükségszerűen figyelembe vevő szelepelrendezést és ezen keresztül a hengerfej fő konstrukciós paramétereit. Újabban a külön tengelyes megoldás terjed el, hiszen itt lehet megoldani a szívó- és kipufogó szelepek fázisszögének egymástól független változtatását. a.
A főtengely közelében, tehát a szelepek alatt elhelyezett vezérműtengely felől lökőtalp, lökőrúd és himba közvetítésével működtetett szelepek. (overhead valves OHV)
b.
A hengerfejben a felül elhelyezett vezérműtengely felől csészés szelepemelő-, himba vagy lengőhimba közvetítésével működtetett szelepek. (ovehead camshaft OHC)
Az OHV vezérlési rendszerek hátránya az együttműködő alkatrészek és ezzel a kopásnak kitett felületek nagy száma és a mozgó tömegek nagysága. A rendszer deformációra is hajlamos. Ma már csak nagyobb lökettérfogatú (VH > 1,3 dm3), régebbi konstrukciójú haszonjármű motorok esetében fordul elő. A vezérlő bütyök és a szelepet működtető elem (csészés szelepemelő, himba vagy lengőkar) közötti kapcsolat lehet csúszó vagy gördülő (görgős). Bármelyik változat lehetőséget biztosít hidraulikus szelephézag-kiegyenlítő (HSZHK) berendezés beépítésére is. A mai korszerű szelepműködtető berendezések gépészeti szempontból kiforrottnak tekinthetők, működésüket a nagy üzembiztonság és a megkívánt nagy élettartam jellemzi. 3.1.
Vezérműtengely hajtás
A bütyköstengely hajtása a tengely elhelyezésétől függ. A korszerű OHC-vezérlés esetén a vezérműtengely vagy tengelyek a hengerfejben vannak elhelyezve, a szelepek működtetése felülről történik. A főtengely és a vezérműtengely közötti viszonylag nagy távolság áthidalására az alábbi lehetőségek kínálkoznak: • • •
fogaskerekes hajtás lánchajtás fogazott szíj-hajtás
A ma üzemelő motorokban a fogaskerék-hajtás csak az OHV-vezérlésnél fordul elő. Az ezredfordulón gyártott európai motorok kereken 75%-ában pedig már fogazott szíj-hajtást alkalmaztak. A fogazott szíj-hajtás elterjedését elősegítette, hogy az utolsó évtizedben tért hódító négy-, ill. ötszelepes kialakítások külön szívó- és kipufogó vezérműtengely alkalmazását is magukkal hozták. Ez egyrészt hosszabb hajtási láncot igényelt, másrészt a két külön vezérműtengelyből kiinduló gerjesztés a hajtás lengésjellemzőit is kritikussá tette. A fajlagosan kisebb tömegű,
30
ugyanakkor kedvezőbb csillapítási jellemzőkkel rendelkező szíjhajtások ezeknek a feltételeknek jobban megfelelnek, mint a hagyományos lánchajtás-konstrukciók
3-1 ábra
Fogazott-szíj hajtás és dinamikai modellje
Korszerű motorok szíjhajtásának méretezése nem képzelhető el a dinamikus igénybevételek ismerete és a rendszer dinamikus paramétereinek összehangolt optimalizálása nélkül. A rendszer alatt az ábrán is bemutatott teljes szelepvezérlés-hajtást értjük. Az egyes modulokban fel vannak tüntetve a gerjesztő torziós lengés-források és csillapítások (főtengely, segédberendezések mint pl. befecskendező szivattyú, bütykös-tengelyek), a transzverzális, tehát a szíjra merőleges lengések csillapítását szolgáló szíjfeszítő és megvezető görgők. Az egyes modulok közötti szíj-szakaszok első sorban a modulok közötti távolságtól (szíjhossz) függő rugalmassági és csillapítási paraméterekkel rendelkeznek. A dinamikus igénybevétel tekintetében különösen a vezérműtengelyek forgási egyenlőtlensége és a szíjat terhelő változó nagyságú húzóerő az, ami a szíjhajtás élettartamát meghatározza. További előnyt jelent a könnyebb szerelhetőség, ami a karbantartási ráfordításokat jelentős mértékben csökkenti. 3.2
Vezérműtengely
A vezérműtengely vagy bütyköstengely esetében két területet kell áttekinteni, a gyártástechnológiai tendenciákat és a vezérlő bütyök alakjának tervezési szempontjait. Ez utóbbival külön fejezet foglalkozik. Gyártástechnológiai tendenciák
Az együttműködő alkatrészcsoport felületét terhelő erők (tömegők+rugóerő) hatására létrejövő Hertz-feszültség és a csúszó-, gördülő súrlódás következtében fellépő, a normálerőre merőleges súrlódó-erő kölcsönhatásaként fellépő maximális feszültség nagysága és helyzete a szerkezeti anyagok szilárdsági jellemzői mellett az együttműködő alkatrészek geometriájától és az együttműködő alkatrészcsoportok szerkezeti anyagától és az alkalmazott felületszilárdítási technológiáktól is függ. [29] Ezekről az 3-2 sz. táblázatban adok áttekintést. A táblázat azt mutatja, hogy a lehetőségek tára meglehetősen széles. A kilencvenes évekre a kép eléggé leegyszerűsödött. A vezető európai autógyárak kevés kivételtől eltekintve a szelepvezérlés nagy igénybevételnek kitett alkatrészeinél a megfelelő kopásállóság és 31
üzembiztonság elérésére ledeburit-szövetszerkezetű kéreggel előállított öntöttvasat alkalmaznak. A megkívánt tulajdonságú szövetszerkezetet vagy közvetlenül az öntés utáni szabályozott gyors lehűtéssel, vagy utólagos átolvasztásos technológiával (WIG-égő vagy lézer alkalmazásával) alakítják ki a grafitmentes karbidos szövetszerkezetet. Az alkatrész magja stabil szürkeöntvény, ami perlitet és szenet tartalmaz, az utóbbi vagy lemez- vagy gömb formájában. Az átolvasztásos technológia alkalmazása költségesebb, ezért csak ott alkalmazzák, ahol az igénybevételi körülmények ezt indokolják. A magasabb költségek mellett még két hátrányt kell megemlíteni: a.
Az átolvasztott réteg vastagsága technológiai okok miatt csak kb. 0,5 mm
b.
A kemény fehér réteg és a szürke mag rugalmassági modulus értéke között igen nagy a különbség, az átmenet szinte ugrásszerű. A kialakuló sajátfeszültség nagysága miatt az üzem közbeni jelentős súrlódó erők hatására olyan eredő feszültségek alakulhatnak ki, amelyeknél pittingszerű lepattogzások is bekövetkezhetnek.
betétben edzett
1-4
1
1
1-4
1
kéregöntés
1-3-4
3
3
1-3
1-4
2
4
4
4
4
4
4
4
1-4
4
4
1-4
részben
1-3-4
1-4 1
1-4
1-4 1-4
acél
öntöttvas
különleges anyagok (KA)
ellendarab (lásd jelölések)
3-2 táblázat
kerámia
porkohászati gy.
keményfém
karbidos,
átolvasztásos edzés
gyorsacél
szerszámacél
nitridált
betétben edzett
sík lökőtalp görgős emelő csészés emelő himba
preciziós öntvény
porkohászati gyártmány
Jelölések: -
1-4
1-4
rétegöntés
átolvasztásos edzés
részben karbidos, edzett
1 2 3 4
1
4
porkohászati gy.
öntöttvas
temperöntvény, edzett
KA
1-4
2
sféroguss, edzett
vezérműtengely
nemesített
1-2
1
krómozott
acél
láng- v. indukcós edzés
Bütyök-emelő anyagpárosítások és felületkezelési technológiák
Ahogy a bevezetőben már utalás történt erre, a szelepvezérlés bővített funkciói természetesen járulékos igénybevételeket is okozhatnak és így kihatnak a vezérműtengely konstrukciójára és a szerkezeti anyagára is. Éppen a változtatható paraméterű szelepvezérlés térhódításával összefüggésben jelentős mértékben megnőtt a vezérműtengelyekkel szemben támasztott követelmények köre. A még mindig elterjedt VANOS típusú állítószerkezet alkalmazása például a vezérműtengely esetében jelentős járulékos problémákat okoz.
32
A tengely végén kialakított ferdefogazásra az állítási fázisok hatására bekövetkező ütésszerű, dinamikus fogoldal-váltások olyan mértékű igénybevételeket okozhatnak, hogy az anyag csak különleges öntési és a hőkezelési technológiák szigorú betartásával képes azoknak megfelelni. (A tökéletes szövetszerkezetet, a zárványok, üregek és egyéb öntési hibák kialakulásának elkerülése alapvető követelmény [30]) A végleges megoldást az összetett, két részből készített tengelyek jelentik.
3-2 ábra Két részből összeállított dörzshegesztett vezérműtengely
Megőrizve a megfelelő tribológiai tulajdonsággal rendelkező öntöttvas konstrukciót a bütykök tartományában és kiegészítve egy nagyszilárdságú acélból készített bevezető tengelyszakasszal megoldható a probléma. A szóba jövő technológiák közül a melegenillesztett dörzshegesztés felel meg legjobban az elvárásoknak. Szerelt bütyköstengelyek
A vezérmű-tengelyek gyártásának legkorszerűbb és rohamosan terjedő módja az úgynevezett szerelt-bütyköstengelyek előállítása. Az ötlet maga nem új. Vasúti és hajó Diesel-motorok esetében gyártási nehézségek miatt nem volt lehetőség a hosszú vezérműtengelyek komplett gyártására. A külön darabból készített bütykök tengelyen való rögzítését ezért különféle módon, legtöbbször csavarkötéssel oldották meg. A gépjárműmotorokon való alkalmazása mellett több érv is szól: • • • •
radikálisan csökkennek a gyártási költségek a tengely részeit egymástól függetlenül a speciális igénybevételeknek megfelelő anyagból lehet elkészíteni Jelentős mértékben csökkenthető a tengely tömege Különféle konstrukciós változatok gyártása egy gyártórendszeren belül rugalmasan megoldható
A tengely anyaga általában húzott acél, de készítenek tengelyt különleges alumínium ötvözetből is. A megfelelő szilárdságú tengelyen különféle zömítési technológiával, belső hengerléssel, zsugorkötéssel, hidraulikus tágítással vagy (egyre ritkábban) csavarkötéssel rögzítik a kopásálló anyagból készült bütyök-modulokat. [31], [32]
3-3 ábra: Szerelt vezérmű-tengely konstrukció
33
3-4 ábra: Alumínium bázistengely hengerléssel rögzített bütyökkel és csapágyakkal
3-5 ábra Speciális tágító eljárással összeépített bütyköstengely
Kovácsolt tengelyekhez képest acélcsőre szerelt bütykök, hajtókarimák és csapágyak esetén átlagosan 40%-os, alumínium (pld. AlMgSi0,5) csőtengely esetén pedig mintegy 50%-os súlycsökkentés érhető el. A bütykök előzetes készremunkálása nagy sorozatban gazdaságosan végezhető, a tengelyen való rögzítéskor a helyzetbiztosítás speciális számjegyvezérelt automata szerelőmunkaállásokon igen nagy pontossággal biztosítható. A hengerfej-konstrukciót jelentősen leegyszerűsítheti, hogy a bütykök a tengely csapágyfurataiba történő befűzésekor is felszerelhetőek. Előnyei miatt ez a technika rohamosan terjed, 2001-ben Európában 2 millió, 2003-ban pedig több mint 5 millió szerelt tengelyt gyártottak. Alkalmazásuk a legnagyobb igénybevételnek kitett Forma 1-es motoroktól a SMART kisautókig terjed. Vezérlő-bütykök geometriájának megválasztása
A töltetcsere-folyamat áramlás szempontjából fontos viszonyait a szelepek nyitását vezérlő bütyökprofil határozza meg. A szelepek és a szelepek vezérlése hosszú ideig a belsőégésű motorok fejlesztésének kulcskérdését jelentették. A motorok teljesítménynövelésének egyik hatékony eszköze a hengerek töltési fokát növelő, nagy időkeresztmetszetet biztosító, meredek profilú bütykök alkalmazása volt. Az üzemidő néhány százalékáig élvezett előnyök kedvéért „felvállalták” a teljes üzemi tartományban fellépő, a maximális tömegerőkhöz méretezett szeleprugó által döntően meghatározott felületi terheléseket. A mai korszerű technikák (lásd 2. fejezet) alkalmazása más megvilágításba helyezi a vezérlőbütykök méretezésének kérdését. A hazai kutatók közül Dezsényi, Gy. [33], [34] nevét kell kiemelni, aki átfogóan feldolgozta a szelepműködtetés kinematikai viszonyait. Hosszú ideig gyártástechnikai korlátok miatt pontosan definiált geometriai szakaszokból alakították ki a bütyökprofilt :
34
• •
különböző sugarú körök ⇒ különböző sugarú körök és egyenesek ⇒
harmonikus bütyök tangenciális bütyök
Ezek a megoldások ma már ugyan nem felelnek meg a követelményeknek, de pl. a harmonikus bütyök mozgásviszonyait matematikailag könnyen kezelhető összefüggésekkel elemezve más bütyöktípusra is általánosítható megállapításokat lehet tenni. Korszerű bütyökkonstrukciók kialakításának módszerei Csak rövid összefoglaló áttekintésre van lehetőség, hiszen 1960-tól több mint 50 publikáció mutat be új vagy új elemeket tartalmazó eljárásokat. Ezek azonban lényegében két meghatározó alapelvre épülnek: 1. A bütyök profilt több, analitikus függvényből állítják elő (harmonikus függvények, polinomok), amelyek könnyen differenciálhatók. [35] 2. Eberan-Eberhorst definiálta először az ún. "integrál-bütyköt" [36], amelynél a lassulási fázisban a rugóerő jelleggörbéből kiindulva grafikus integráció segítségével határozta meg a bütyökemelést és a hozzá tartozó bütyökprofilt. Az eljárás továbbfejlesztése során digitális számítógépek alkalmazásával egy tetszőlegesen, de lényegében a peremfeltételeknek megfelelő gyorsulás-diagramból kiindulva kétszeres integrációval jutnak el a bütyökemeléshez és a bütyökprofilhoz. 3. Az újabb eljárások már a sebesség- vagy a függvény lefutásában elvégzett korrekció utáni visszacsatolással a szeleprugó méretezésének ellenőrzését is végrehajtják [37] és ellenőrzik a Hertz-feszültség alakulását is. A bütyökprofil megválasztásánál két alapvető szempontot kell figyelembe venni, melyek az alattuk felsorolt tényezőkre vannak hatással: 1. Az úgynevezett időkeresztmetszet maximális értéke • felelős a szívás-ütem alatt a hengerbe jutó töltet-tömeg nagyságáért • döntően meghatározza a motorikus hatásfokot befolyásoló töltetcsere veszteségek nagyságát 2. A mozgatott mechanizmusban kialakuló tömegerők minimális nagysága • felelős az egymással együttműködő alkatrészek felületi terheléséért • meghatározza a rendszerben alkalmazott rugóerő nagyságát és ezzel bütyköstengely forgatásához szükséges nyomatékot. • hatással van a motor mechanikai hatásfokára A két szempont –mint olyan gyakran a műszaki életben- egymásnak ellentmondó módon kialakított bütyökprofilt igényelne, a megoldás tehát kompromisszumot igényel. A szívó- és kipufogó szelep viszonyait összehasonlítva az előbbi esetében válhat kritikussá a bütyökprofil megválasztása. A kipufogószelep esetében ugyanis az égéstermékek hengerből történő eltávolítása a felfelé haladó dugattyú kiszorítása révén valósul meg, ami kisebb szelepméret és kisebb szelepemelés esetén is megtörténik, bár ilyenkor a motor hatásfokát némileg rontónövekvő áramlási veszteségek mellett. A szívószelep esetében tisztán áramlási szempontból elméletileg az egységugrásfüggvényként definiálható szelepnyitás- és zárás lenne a legkedvezőbb 5-9. ábra piros vonal), hiszen ez a függvény szolgáltatja az ún. maximális időkeresztmetszetet. Időkeresztmetszet alatt a szelepnyitás következtében szabaddá váló keresztmetszet nagyságát leíró függvény alatti területet, matematikai értelemben a függvény tnyit és tzár alatti integrálját értjük. ( ∫ ASZ ⋅ dt )
35
3-6 ábra Különböző meredekségű szelepnyitás görbék
Szabad keresztmetszet
Sz. ny.
Bütyökszög [bt0]
Sz. z.
A mechanikai veszteségek szempontjából a kék színű szelepnyitási görbe lenne a legjobb, hiszen ehhez a görbéhez tartoznak a legkisebb gyorsulások ill. tömeg- és rugóerők is. A hagyományos szelepvezérlések esetében az egységugrás-szerinti, vagy akár a barna, a zöld színű igen meredek görbe szerinti szelepműködtetés esetén fellépő gyorsulások a jelenlegi konstrukciók és szerkezeti anyagok esetén nehezen kompenzálható igénybevételeket jelentenének. A nagy meredekségű szelepnyitás görbék a jövőben közvetlen elektromechanikus és elektrohidraulikus szelepműködtető rendszerekkel lesznek realizálhatók. Ha egy szelepet a maximális teljesítményhez tartozó töltetmennyiségre méreteznek, akkor ez azt is jelenti, hogy az ettől eltérő-, főleg a kisebb fordulatszámú és terhelési értékekhez tartozó leggyakrabban használt üzemállapotokban a rendelkezésre álló keresztmetszetet nemcsak hogy nem használjuk ki, hanem a hengerbe belépő töltet túlságosan kis sebessége miatt ebben a tartományban romlanak is a keverékképzés feltételei. Napjainkban, ahol a hengerek feltöltésére szívó motor esetén is több lehetőség kínálkozik, nem tekinthető optimális megoldásnak a maximális időkeresztmetszetet adó, meredek emelkedésű szelepnyitást eredményező bütyökprofil alkalmazása. Többszelepes motorok bütyök-konstrukciói A többszelepes motorok elterjedése során tapasztalták, hogy a szinkronban működő 2 vagy három szelep egyidejű zárása kellemetlen zajgerjesztő erősséget képes elérni. Ennek elkerülésére bevezették azt a megoldást, hogy mind a kipufogó- mind a szívó bütyköket egymáshoz képest néhány tized fokkal elforgatva alakították ki. Ezzel elsősorban a szelepzáráskor kialakuló dinamikus felütközés által kiváltott, zajkeltő lengések maximuma csökkenthető.
3-7. ábra Vezérlőbütyök fáziseltolás hatása a szelepzáráskor kialakuló lengések amplitúdójára
36
Ezzel a megoldással a többszelepes vezérlés zajszintje alig haladja meg a kétszelepes vezérlés zajszintjét, ami jelentős előrelépés. Az alábbi ábra a Ford által alkalmazott megoldást szemlélteti, ahol nem az egyidejűleg működő bütykök fáziseltolásával, hanem kissé eltérő bütyökformával érik el ugyanezt a hatást. [38]
3.3.
A bütyök által mozgatott alkatrészek
A bütyök által mozgatott alkatrészek közé tartozik a vezérléstől függően a csészés szelepemelő vagy a himba, valamint a szelep, a szeleprugó és annak tartozékai. Valamennyi esetében közös, hogy fejlesztésüket egyrészt a tömegük csökkentésére irányuló törekvések, másrészt súrlódásuk közben fellépő veszteségek csökkentése határozzák meg. Ebből adódóan is különösen a csúszó súrlódás esetén nagy jelentősége van a normálerő csökkentésének, amit a mozgó tömegek nagyságának- és ezzel összhangban a rugóerő csökkentésének révén érhetünk el. Tömegcsökkentés A tömegek csökkentése természetesen csak a deformáció-mentesség megtartása mellett jelenthet ésszerű alternatívát. Az alábbi összeállítás a tömegcsökkentés lehetőségeit foglalja össze. Szelepemelő
Konstrukciós lehetőségek a csészés szelepemelő tömegének csökkentésére: • Optimális szerkezeti kialakítás, az átmérő csökkentése, a fenék- és a falvastagság optimalizálása • Lépcsős (változó falvastagságú) fenék • Alul, közvetlenül a szelepszár fölé elhelyezett kis átmérőjű szelephézag beállító tárcsák alkalmazása • A hidraulikus szelephézag-kiegyenlítő modulok elhagyása
A szelepemelő átmérőjének megválasztásában alsó korlátot a bütyökprofil jelenti. A szelep és a szelepemelő közötti érintkezés a bütyök szélességének megfelelő hosszúságú szakaszon alakul ki. A szelep nyitásakor a szelepemelőn csúszva-gördülő bütyök és a szelepemelő között ez az érintkezési vonal a bütyökprofiltól függő mértékben tolódik el. rem =
(b
2 + e )2 e 2 kin
(3-1)
A maximális „kivándolás” (ekinmax) helyzetében, ami a bütyök ún. gyorsítási szögtartományának végén következik be, a teljes bütyökszélességben való érintkezésnek még biztosítottnak kell lenni akkor is, ha a szelepemelő forgatása érdekében a szelepemelő szimmetriatengelye és a bütyök középvonala között egy dezaxiálást (e) alkalmaznak. 3-8. ábra A minimális emelősugár értelmezése 37
Technológiai lehetőségek • Acéllemezből mélyhúzással alakított emelőcsésze Anyagmegválasztás Acél konstrukció helyett alumínium-emelőcsésze ** (Toyota Lexus, Jaguar V6, V8) **
Alumínium alkalmazása esetén a felületi igénybevétel miatt nagyszilárdságú betétet, pl. kerámiát kell alkalmazni
Konstrukciós lehetőségek a himbás szelepemelő tömegének csökkentésére: • • •
Könnyűszerkezeti elvek alapján tervezett acél, öntöttvas vagy présöntéssel alumíniumból készített ** lengőhimbák alkalmazása. Több szelep egyidejű működtetésére integrált, például két- vagy háromujjú himbák alkalmazása Az esetleges hidraulikus szelephézag-kiegyenlítő moduloknak a himba megtámasztási helyére való beépítése
Az elmúlt években az amerikai motorokhoz hasonlóan Európában is teret nyer az adagoló szivattyúkban egyébként évtizedek óta sikerrel alkalmazott görgős emelők alkalmazása. Kitűnő példa erre az AUDI új V8-as motorján végrehajtott konstrukciós változtatás, ahol az eredeti hidraulikus szelephézag-kiegyenlítővel ellátott csészés szelepemelőket tűgörgős ágyazású görgős lengőhimbákkal váltották fel. (3-9 sz. ábra) [39]
3-9 ábra: Görgős működtetésű két- és háromujjú ikerhimbák (AUDI)
A tömeg csökkentését úgy oldották meg, hogy a három szívószelepet működtető három himba helyett egy háromujjú ( a kipufogószelepek esetében egy kétujjú) ikerhimbát alkalmaztak. A működtetést két bütyök biztosítja, amelyek a himba-ujjak között elhelyezett görgőkön keresztül működtetik az alumínium présöntéssel készült himbákon és a himbaujjak végébe integrált hidraulikus szelephézag-kiegyenlítőkön és önbeálló kiegyenlítő sarukon keresztül a különböző szöghelyzetű szelepeket. Ezzel az ötletes konstrukciós megoldással az eredeti csészés szelepemelőhöz képest sikerült a redukált mozgó tömegek nagyságát csökkenteni. A két bütyök egyenletes terhelésének biztosítása érdekében a himbatengely megvezető szakaszait enyhén hordósított alakúra munkálták. 38
Szelepek
• • • •
a szelepszár-átmérő csökkentése a szelepszár és a tányér közötti átmenet optimalizálása üreges szelepek alkalmazása alternatív szerkezeti anyagok, pl. titán-ötvözetek vagy kerámia alkalmazása
A titán ötvözetek alkalmazása versenymotorokban már rutinszerű megoldásnak mondható. Nem utolsó sorban rosszabb hővezetési jellemzői miatt élettartamuk ma még nem éri el a mai közúti motoroknál elvárt értéket. A kerámia, pl. sziliciumnitrid-ből készült szelepek kedvező tulajdonságai, a kisebb sűrűség mellett elsősorban a dinamikus rezgéseket kitűnően csillapító hatásuk ma már kísérletileg is igazolt. Szeleprugók
Általánosan használt szeleprugó alak a hengeres, szimmetrikus. Ennél a formánál a menetek közötti távolság a rugó két vége felé egyenlő mértékben, tehát szimmetrikusan változik (csökken), a rugóátmérő változatlan. A rugó jelleggörbéjének kívánatos progresszivitása azáltal biztosított, hogy összenyomódott rugó esetén az alul és felül lévő menetek fokozatosan érintkezésbe kerülnek egymással, egymásra támaszkodnak. A változó menetemelkedésekkel beállított progressziótól függően változik a rugó karakterisztikája és sajátfrekvenciája. A mozgó rugótömeg például azáltal is csökkenthető, hogy a rugót aszimmetrikusan tekercseljük. Ez azt jelenti, hogy a megfelelő progressziót biztosító kisebb menet-távolságok csak a rugó hengerfej felöli alsó végén adottak. A kúpos szeleprugó előnye a mozgó tömeghez tartozó kisebb rugó tömegben, valamint a kisebb felső átmérőhöz illesztett kisebb méretű és tömegű rugótányérban mutatkozik meg.
3-10 ábra: Különböző szeleprugó kialakítások Az úgynevezett méhkas-rugó egy hengeres alsó és egy a szeleptányér felé csökkenő átmérőjű kúpos tartományból áll. Alkalmazása akkor indokolt, ha a szelepszár tömítés a kúpos szeleprugó alkalmazását kizárja. A szükséges progresszió a hengeres szakaszon alkalmazott változó értékű menetemelkedéssel állítható be.
39
Újabban a szeleprugók gyártásához használt acél huzalokat keresztmetszeténél a körkeresztmetszet helyett úgynevezett tojás-keresztmetszetet alkalmaznak. Ennek két előnye is van: • A rugó magassági mérete csökkenthető • A keresztmetszetben kialakuló feszültség-eloszlás egyenletesebb
Szeleprugó-tányér Alternatív szerkezeti anyagok, pl. alumínium alkalmazása a rugótányér gyártásánál.
4. A szelepvezérlés tribológiája A szelepvezérlés működtetésére fordított teljesítmény csökkentésére irányuló törekvések csak akkor lehetnek eredményesek, ha a fejlesztők előtt ismertek azok a tribológiai folyamatok, amelyek jellemzően meghatározzák a vizsgált berendezések súrlódási veszteségeit. Az alábbiakban a szelepvezérlés egyes elemein működés közben fellépő mozgásviszonyokat, terheléseket és a jellemző kenésállapotokat foglalom össze. A szelepvezérlés egyes alkatrészei működésük közben a járműmotor alkatrészek tekintetében messze a legnagyobb igénybevételnek kitett elemeknek számítanak, hiszen korszerű, nagy fajlagos teljesítményű motorok esetében felületi terhelésük ma már jelentős mértékben meghaladhatja igen jelentősnek számító 1000 N/mm2 értéket is. A mechanikai igénybevétel mellett pedig jelentős hőterheléssel is számolni kell. Bár 50-60 évvel ezelőtt ezek a terhelések még sokkal kisebbek voltak, ám még a kenéstechnikával foglalkozó szakemberek sem találtak megdönthetetlen érveket arra nézve: miért nem lépnek fel pl. a legkritikusabb szelepemelőn, lengőhimbán, szelepszár-végen, vagy akár a vezérlőbütykön a terhelési szinteket tekintve a gyakorlatban tapasztaltaknál sokkal korábban a károsodási folyamatok. A motorgyárak által végrehajtott teljesítménynövelést ugyan gyakran követte hosszabbrövidebb ideig tartó átmeneti állapot, amikor a károsodás, pl. a pikkelyes részecske-leválás formájában megjelenő pittinges kopás, vagy a szelepülékek kiverődése formájában már korán megjelent, de ezek a jelenségek általában "tüneti kezeléssel" a szerkezeti anyagok ötvözetének módosításával, célirányos hőkezelési eljárásokkal vagy akár konstrukciós módosításokkal kézben tarthatók, más szóval az elvárt élettartam keretein belül visszaszoríthatóak voltak. Egészen az ötvenes évekig egyszerűen nem volt magyarázat, nem volt elmélet, ami választ adott volna az inkriminált alkatrészek felületi terhelésekkel szembeni ellenálló-képességének. Az akkor ismert és egyéb alkatrészeknél, pl. a motorok siklócsapágyainak méretezéséhez sikerrel alkalmazott hidrodinamikus kenéselmélettel sem voltak alátámaszthatók, nem voltak igazolhatóak a gyakorlatban elért élettartamok. Ez a tény nem csak az alapkutatással foglalkozó elméleti szakemberek számára, hanem a fejlesztéssel foglalkozó mérnökök számára is problémát jelentett, hiszen hiányoztak azok a méretezési sarokpontok, melyek segítségével a konstrukcióban rejlő tartalékok az üzembiztos működés veszélyeztetése nélkül feltárhatóak és kihasználhatóak lettek volna. Gépek és különféle mechanizmusok működése során az együttműködő gépelemek egymással érintkező felületi tartományaiban fellépő súrlódás következtében kialakuló teljesítmény-
40
veszteség és különféle jelegű károsodási folyamatok mértékének csökkentése mindig is kiemelkedő jelentőséggel bírt. A húszas évektől kezdve a világon három nagy iskola alakult ki a tribológia és szűkebb értelemben a kenéselméletek kutatása területén: Németországban, Angliában és az akkori Szovjetunióban. Az elméleti és alkalmazott kutatások mindhárom helyen részben egyetemi kutatóhelyeken, részben államilag-, a hadiipar által is támogatott kutatóintézetekben folytak és a negyvenes években az említett területen is jelentős eredményekhez, az úgynevezett elaszto-hidrodinamikai (EHD) kenéselmélet megalapozásához vezettek. 4.1
Az EHD-kenéselmélet alkalmazása vonalérintkezésű alkatrészek kenésállapotának ellenőrzésére
Az EHD jelentősége és szerepe a tribológiában A tribológia mint önálló tudományág, ill. annak részterületei: a tribotechnika, tribotechnológia, tribomechanika, tribokémia, kenéstechnika stb. eredményeinek köszönhetően az egymással "konform" alkatrészek együttműködése hosszú üzemidőn át problémamentesen biztosítható. A "konformitás", más szóval megfelelőség itt elsősorban az együttműködő, egymással érintkező felületek alaki, geometriai hasonlóságára utal, mint pl.
• • •
hengeres csap és csapágy (siklócsapágy) dugattyú/dugattyúgyűrű és hengerfurat gömbfej és gömbfészek
stb. esetében. Ilyenkor a terhelésből következő erő- és hőátadás viszonylag nagy érintkezési felületen keresztül realizálódik, ami a felületegységre vetített fajlagos terhelés tekintetében általában nem haladja meg a 10 MPa nagyságrendet. Megfelelően méretezett, egymással konform alkatrészek együttműködése során meghatározott peremfeltételek teljesülése esetén úgynevezett hidrodinamikai kenésállapot alakulhat ki. A hidrodinamikai kenésállapotot (HDK) közismerten az jellemzi, hogy az együttműködő alkatrészek felületei között olyan teherviselő kenőfilm alakul ki, amelynek vastagsága közel egy nagyságrenddel nagyobb, mint a maximális felületi érdesség mértéke. Ez a filmréteg az üzemidő jelentős részében megakadályozza az alkatrészek fémes érintkezését.
Siklócsapágy
Görgős-csapágy – fogaskerék -
Hidrodinamikus kenés (HD) 4-1 ábra:
bütykös vezérlés
Elaszto-hidrodinamikus kenés (EHD)
Jellegzetes példák az együttműködő alkatrészek között kialakuló kenésállapotokra
41
A HDK biztosításával hosszú élettartamot és annak során üzembiztos működést lehet elérni. Az egymással nem konform alkatrészek együttműködése során kis felületre koncentrált igénybevételek fellépésével kell számolni, melynek során 1 GPa nagyságrendű terhelések is kialakulhatnak. A gépjárművekben is számos egymással nem konform alkatrész együttműködésére találunk példát: • fogaskerekes hajtás • görgős csapágyak • bütykös szelepvezérlés A dolgozatban tárgyalt szelepvezérlés-működtetés kritikus alkatrész-csoportjának éppen a vezérlőbütyök – emelő (csészés emelő vagy himba) tekinthető. A koncentrált (a gyakorlatban pont- vagy vonalszerű) érintkezés mellett jelentkező igénybevétel esetén a HDK feltételei már nem állnak fenn, ám a gyakorlatban mégis megteremthetőek az üzembiztos működés feltételei. A határfelületen, pontosabban az érintkezési tartományban kialakuló állapotok és folyamatok az elaszto-hidrodinamikai (EHD) kenéselmélettel magyarázhatóak. A probléma megoldásához a hidrodinamikai kenéselmélet alapjait adó Reinolds-egyenlet mellett további három alapvető problémakört kellett felismerni és a kísérletekkel is igazolt tapasztalati tényeket elméletileg is megalapozott, kezelhető egyenletekbe foglalni. [40], [41], [42] Az elaszto-hidrodrodinamikai kenéselmélet tehát nem más, mint az alábbi egyenletek általános és komplex megoldása:
• • •
Reynolds-egyenlet energia-egyenlet (a termikus hatások, a falhőmérsékletek figyelembe vételével) kenőrés-egyenlet (az együttműködő alkatrészek geometriai alakja és a terhelés hatására bekövetkező alakváltozása) • a kenőanyag paramétereinek a hőmérséklet és a nyomás függvényében bekövetkező változásait leíró egyenletek Ennek az egyenletrendszernek szimultán megoldása analitikus úton nem lehetséges, de számos. A legnagyobb nehézséget az egymással kölcsönhatásban álló kenőrés-egyenlet és ama már speciális esetekre is számos numerikus megoldási eljárások léteznek. A megoldásként kapott eredmények alapján meghatározott paraméterek, pl. a kontaktfelületek közötti kenőrés alakja, jellemző méretei és a kenőrésben kialakuló olajnyomás alakulása.(4-2 ábra) ma már kísérleti mérésekkel is igazolhatók.
4-2 ábra A Hertz-féle felületi terhelés, a nyomásfüggvény és a kenőrés alakja EHD-kenésű vonalérintkezésű hengereknél
42
A probléma numerikus komplex megoldása azonban még ma is rendkívül terjedelmes számítástechnikai ráfordítást igényel, ezért a mindennapi méretezési problémák kezelésére, pl. fogaskerék hajtóművek vagy gördülő csapágyak méretezésére, könnyen kezelhető eljárásokra, számítási formulákra van szükség. A számítási eredmények általánosíthatósága érdekében pl. Dowson és Higginson az alábbi dimenziómentes paramétereket vezette be: h h min (4-1), (4-2) H0 = 0 Rr Rr A kenőrés-paraméter számszerű értékei szokásos gépelemek esetén 10-6-10-2 tartományba esnek.
1. Kenőrés paraméter (H)
H min =
2. Anyag-paraméter (G):
G = αp ⋅ Er
(4-3)
Az anyag-paraméter gyakorlatban előforduló értékei egy szűk tartományba (2000-6000) esnek. η ⋅u u + u2 u= 1 3. Sebesség-paraméter (U): (4-4), (4-5) U= 0 Er ⋅ R r 2 Ez a paraméter nem kevesebb mint 5 nagyságrendet ölel át (10-13-10-8) és ezzel ez a legfontosabb paraméter. FN 4. Terhelési paraméter (W): W= (4-4) l⋅Er ⋅R r Gyakorlati tartománya:10-5-10-3
Ahol Er
a redukált rugalmassági modulus [Pa]
1 1 1 − ν12 1 − ν 22 = + E r 2 E 1 E2
Rr
a redukált görbületi sugár [m]:
1 1 1 = ± R r R1 R 2
l ν1, ν2 αp η0 u1, u2
a működő felületek hossza [m] Poisson tényezők [-] nyomás viszkozitás tényező a belépés hőmérsékleten [Pa-1] din. viszkozitás atm. nyomáson és a belépési hőmérsékleten [Pa⋅s] A működő felületek kerületi sebessége előjelhelyesen [m/s]
(4-7)
(4-8)
A nagy terhelésnek kitett érintkező-felületek kifogástalan kenése alapvető követelmény. A kenési állapot minősítésére az EHD-kenéselmélet alapján számítható kenőfilm vastagság szolgál.
43
A legkisebb kenőfilm vastagság (vonalszerű érintkezés esetére) Dowson (1968) szerint az alábbi (6-9) összefüggéssel számítható:
F hmin = 2,65 ⋅α 0p,54 ⋅η00, 7 ⋅ u 0, 7 ⋅ E −0.03 ⋅ N l A résméret Dowson és Toyoda (1978) szerint: h0 = 3,06 ⋅α
0 , 56 p
⋅η
0 , 69 0
⋅u
0 , 69
⋅E
−0 , 03
−0 ,13
F ⋅ N l
⋅ R 0, 43
(4-9)
⋅ R 0, 41
(4-10)
−0 ,1
Nem kis gondot okoz az anyagi paraméterek, elsősorban a viszkozitás értékének a hőmérséklet és a nyomás függvényében történő megállapítása. A kenőanyagok viszkozitása a nyomás növekedésével megnő. Ha a nyomás, és a nyomásnövekedés sebessége igen nagy, akkor a kenőanyag jellemzői a szilárd anyagokhoz hasonlítanak és viselkedésük is ennek megfelelő. A kenőanyag viszkozitás-nyomás összefüggésének számítására 0,5 GPa nyomáshatárig leggyakrabban a Barus-összefüggést használják.
η p = η 0 ⋅ eα p Ahol: ηp η0 α p
(4-11)
a viszkozitás p nyomáson atmoszférikus viszkozitás a nyomás viszkozitás kitevő a kérdéses nyomás
[Pa·s] [Pa·s] [m2/N] [Pa]
A vizsgált alkatrészcsoport tényleges paramétereinek felhasználásával kapott résméretek és a felületi érdességi paraméterek összehasonlításával megalapozott véleményt lehet kialakítani a várható élettartamról illetve a fellépő súrlódási veszteségekről vagy az elhasználódási, károsodási folyamat kialakulásának realitásáról. (lásd 7.2 fejezet) 4.2
A szelepműködtető berendezés mint tribológiai rendszer
A korszerűnek tekinthető OHC szelepelrendezés esetében a 4-1 ábrán bemutatott együttműködési esetek közöl mindegyik előfordul(hat). Hidrodinamikus (HD) kenés • •
Siklócsapágy: Lineáris megvezető:
vezérműtengely szelepszár csészés szelepemelő
Elaszto-hidrodinamikai (EHD) kenés •
Fogaskerék hajtómű:
OHV szelepelrendezésnél a vezérműtengely hajtása OHC vezérműtengelynél áthajtás a szívó- és kipufogó vezérműtengely között
•
Görgős csapágy:
görgők tűgörgős csapágyazása szelephimbán 44
•
Bütykös mechanizmus: Vezérműbütyök - szelepemelő/himba együttműködése szelepszárvég – himba együttműködése
Általánosságban megállapítható, hogy a fenti esetek közül hidrodinamikai kenésviszonyok feltételei mellett üzemelő siklócsapágyak, a tűgörgős csapágyazások, valamint az esetleges fogaskerék hajtások abszolút problémamentesnek tekinthetők. Az alábbi összeállításban a kenéstechnikai szempontból kritikusabb alkatrész-csoportok tribológiai értékelésével foglalkozom. 4.2.1 Szelepek
A működő szelepre üzem közben különböző erők hatnak. Alapvetően különbséget kell tenni, hogy a szelepet himbával- vagy csészés emelővel működtetik. Himba és szelep együttműködése A himba által kifejtett FN működtető erő a szelep nyitásakor az Fm tömegerővel, az FR rugóerővel, az FG gázerő függőleges összetevőjével és a szelepszár és a szelepvezető között fellépő FT támasztóerők által okozott FTS súrlódó-erőkkel tart egyensúlyt.
β
4-3 ábra:
Himbával működtetett szelepre ható erők és a himba-szelepszár együttműködése
A vezérmű bütyök által a „0 pont körül elforgatott Rh hosszúságú himba rh sugarú feje a szelepet a bütyök-geometria és a himba-áttétel által meghatározott sebességgel lefelé mozdítja. A himba és a szelepszár vége között egy vonalszerű érintkezés jön létre. Működés közben a himba fejrésze csúszó-gördülő mozgást végez a szelepszár-vég felületén, miközben a felületek között a mozgással ellentétes irányú, a szelepszár tengelyére merőleges súrlódó erő jön létre. A kenésállapotot meghatározó hidrodinamikailag hatásos sebesség a himba mozgása következtében fellépő csúszó mozgás- (Ucs) valamint a henger-alakú fejrész gördülésének (Ugörd) sebességéből képzett összegként adódik. A 6-1 ábra jelölései alapján a csúszás mértéke az alábbi összefüggéssel számítható: x = R 2h − (h h + rh − s(α)) 2
(4-12)
s(α) - A szelep nyitása a bütyökszög függvényében 45
A csúszás sebessége ( Ucs ) a (6-12) általános összefüggés alapján meghatározható. dx (4-13) U cs = dt
A himba fej gördülési sebessége az adott bütyökszöghöz tartozó himbafej-elfordulás (β) értékeiből számítható. β = 2 ⋅ arcsin 〈
s (α ) 〉 2⋅R h
(4-14)
U görd = R h ⋅
dβ dt
(4-15)
U h = U cs + U gör
(4-16)
A hidrodinamikailag hatásos sebesség maximális értéke a nagy fordulatszámú motorok esetében sem haladja meg az 1-2 m/s szintet. Ez a sebesség természetesen nem elegendő arra, hogy az együttműködési tartományban tiszta folyadéksúrlódással lehessen számolni. Egy adott szelepnyitási értéket feltételezve megállapítható, hogy a himba működtető karjának hosszmérete (Rh) jelentős mértékben meghatározza a hidrodinamikailag hatásos sebesség értékét. Rövidebb himba-hosszokhoz ugyanis nagyobb csúszási- (x) és elfordulási (β) értékek tartoznak. Ez szerencsés módon egybevág a fejlesztési törekvésekkel, hiszen a szeleprugó méretezése szempontjából fontos tömegcsökkentés kisebb méretű alkatrészeket, és így himbákat is igényel. A gázerők hatása A szelep működése közben szabaddá váló keresztmetszeten áramló friss, ill. elhasznált munkaközeg dinamikus torlónyomással terheli a szeleptányért. A két szelep közül a kipufogószelep esetében kell nagyobb terhelésekkel számolni, hiszen a szelepnyitás kezdetekor a gázsebesség eléri a hangsebesség értékét. Később, a nagyobb szelepnyitás értékeknél már a dugattyúsebesség határozza meg a gázsebesség értékét. A hengerfal árnyékoló hatása, illetve szívó szelep esetében az irányított gázáramot biztosító speciális csatorna kialakítások (perdület, tumble) aszimmetrikus szeleptányér-terheléseket okoznak, amelyeket úgyszintén a szelepvezetőben fellépő támasztóerők (FT) kompenzálnak.
A szelep működésekor szelepszárra ható erők hatására a szelepszár-szelepvezető illesztésétől és a szelepszár szelepvezető furat között kialakuló teherviselő kenőfilmtől függő mértékű és irányú billenő-mozgás jön létre. (4-4 sz. ábra) A billenés mértéke (γ) hatással van a billenés dinamikája következtében a furatból kiszorított olaj mennyiségére és ezzel a motor olajfogyasztására is.
4-4 ábra: Szelepszár billenése
46
A billenés mértéke a szelepszár (dsz) és a szelepvezető (dv)belső átmérőjének különbségétől, tehát az illesztési hézag nagyságától, valamint a szelepvezető hosszától (lv) függ, így konstrukciós eszközökkel is befolyásolható. d − d sz γ max = a tan v lv
(4-17)
Ennek billenési szögnek nagy jelentősége van abban, hogy a szelep mozgásirányát tekintve konvergens kenőrés-alakkal számolhatunk, ami a Reynolds-féle kenéselmélet szerint lehetővé teszi egy teherviselő kenőfilm kialakulását. Szelep és a csészés szelepemelő együttműködése Mivel a szelepemelő a működtetés során kialakuló keresztirányú súrlódó-erőket az illesztett furatban történő elmozdulása során felveszi, ezzel a szelepszárat is jelentős mértékben tehermentesíti. (lásd 4.2.2) 4.2.2 Csészés szelepemelő A csészés szelepemelő hosszú ideig domináns konstrukció volt. Kis beépítési magasságával, a viszonylag nagy átmérőjével igen jó megvezetési jellemzőkkel rendelkezik. A bütyökkel való együttműködés közben keletkező súrlódó erőket nem továbbítja a szelepszár felé, a szelepvezetőben fellépő keresztirányú megtámasztó erők így lecsökkennek és a szelepszárak átmérőjét a tömegek csökkentése érdekében veszély nélkül lehet redukálni.
Az ábrán alkalmazott jelölések: R0 s v’ FN RP ρP lP a’ Ucs ω dem df
alapkör sugár szelep-elmozdulás szelep sebesség a P-pontban ható normálerő a P-ponthoz tartozó bütyöksugár A P-ponthoz tartozó görbületi sugár érintkezési pont koordinátája szelepgyorsulás csúszómozgás sebessége a vezérműtengely szögsebessége szelepemelő átmérője megvezető-furat átmérője
4-5 ábra A bütyök-sík szelepemelő kinematikai viszonya A csúszva-gördülö vezérműtengely és a szelepemelő között a bütyök szélességének megfelelő vonalhosszon alakul ki együttműködés. A tartomány szélességét alapvetően a Hertzfeszültség, ill. annak hatására kialakuló deformáció határozza meg. A kialakuló igénybevételek mértéke az együttműködő alkatrészek szilárdsági jellemzőitől és geometriai paramétereitől függ. 47
A csészés szelepemelő esetében a geometriai paramétereket nagyságrendjük alapján három kategóriába soroltam: 1. rendű felületi paraméter 2. rendű felületi paraméter 3. rendű felületi paraméter
BÜTYÖK bütyökprofil kúpos bütyökpalást felületi érdesség
SZELEPEMELŐ sík domborított felület felületi érdesség
Az elsőrendű felületi paraméterek a működtetett szelep mozgástörvényeit határozzák meg, a másodrendű felületi paraméter a szelepemelő és a szelep úgynevezett szekunder, vagy forgó mozgásáért felelős, míg a harmadrendű felületi paramétertől függ, hogy a minimális kenőrésméret mellett ki tud-e alakulni a tiszta folyadéksúrlódás. A szelepemelő forgása
Közismert, hogy egymással súrlódó felületen érintkező, terhelésnek kitett alkatrészek károsodása csökkenthető, ha az érintkezési tartomány működés közben változik. Fogaskerékáttételeknél pl. ezért kell kerülni az egész számú áttételeket. Ezt láthatjuk az OHV vezérlések esetében, amikor a 2:1 lassító áttétellel hajtott vezérműtengelyen és a főtengelyen elhelyezett fogaskerekek közé gyakran egy ún. közlőkereket iktatnak be annak elkerülésére, nehogy fordulatonként mindig azonos fog-kapcsolatok realizálódjanak. A bütyök-szelepemelő kapcsolat esetében az érintkezési tartomány változtatása azért is szükségessé válik, mert a bütyök és az emelő közötti érintkezési vonal „kivándorlása” és a vonal hossza (ami megfelel a bütyök szélességi méretének) által meghatározott négyszögalakú együttműködési felület a csésze homlokfelületének csak egy részét teszi ki. (lásd 3-8 sz. ábra) Ha az együttműködés csak erre a felületi tartományra korlátozódna, akkor az emelő felületén a kopás következtében szabályos „lépcső” alakulna ki. Az egyenletes kopás biztosítása érdekében megfelelő konstrukciós megoldásokkal gondoskodni kell a szelepemelő forgatásáról A forgó szelepemelő alkalmazásával elérhető kopásszilárdság-növekedés mértéke [43], [44] szerint elérheti a 80-100%-ot is. Más kutatások [45] azt igazolták, hogy a csúszó-, gördülő súrlódásból eredő fáradásos kopás megjelenése a szelepemelők nem megfelelő mértékű forgására vezethető vissza. A szelepemelők forgásának van két másik, a szakirodalomban eddig nem elemzett hatása is. 1. A szelepemelő forgásából adódó állandóan változó aktuális érintkezési tartomány következtében kedvezőbb feltételek adódnak a súrlódás hatására keletkező hő elvezetéséhez. A felületi hőterhelés befolyásolja a két alkatrész felülete között kialakuló minimális résméretet, ezáltal pedig a vegyes súrlódási tartomány esetleges kialakulását, ami a károsodási folyamat felgyorsulását eredményezheti. 2. A forgó szelepemelő befolyásolhatja az emelő axiális elmozdulása következtében fellépő súrlódó erők nagyságát is, tehát végső soron a működés közben fellépő mechanikai veszteségeket. Különösen az alternáló mozgás holtpontjaiban lehet jelentősége annak a hatásnak, hogy a szelepemelő forgása következtében nem alakulhat ki a nagyobb súrlódási együtthatókat jelentő ún. nyugvó súrlódási állapot. 48
Az első kísérleti munkák eredményei a szelepemelő forgását befolyásoló tényezőkről és a forgás természetéről a nyolcvanas évek végén, ill. a kilencvenes évek elején váltak ismertté. [46], [47] Kezdetben nagysebességű kamerával, később a folyamatos mérést lehetővé tevő lézeres technikával mérték az emelő kerületi sebességét. A szelepemelő forgatásának konstrukciós lehetőségei A szelepemelő forgásának alapvető feltétele, hogy a bütyök és a szelepemelő együttműködő felületi tartományában ható erők eredőjének a szelepemelő tengelyére merőleges irányú összetevője ne menjen át a szelepemelő szimmetriatengelyén.
Ez két módon biztosítható: a) a bütyök és az emelő közötti excentricitás „e” megválasztásával b) a bütyök kúpos kialakításával és a szelepemelő gömbösítésével (domborításával) ill. az a és b változat kombinációjával. b dem hem αK ρem d
bütyök szélessége csészés emelő átmérője csészés emelő magassága bűtyök kúpszög gömbösítés sugara domborítás
4-6. ábra Kúpos bütyök és gömbösített szelepemelő Megjegyzés: A fent megfogalmazott feltétel akkor is teljesülhet, ha sem a) sem b) nem áll fenn, de a vezérműtengely csapágyazásánál alkalmazott illesztések és a tengely deformációja révén a bütyök és az emelő együttműködési tartománya mentén a HERTZ-feszütség értéke nem egyenletes.
A bütyök kúposságát αk bütyök-kúpszöggel vagy a k-mérettel lehet jellemezni, ahol a bütyök szélességének ismeretében a két paraméter közötti átszámítás a (6-18) összefüggéssel számítható: k α K = arctan b
(4-18)
A szelepemelő gömbösítésének/domborításának mértékét hasonlóképpen vagy a görbületi sugárral ( ρem ) vagy pedig a gömbszelet magasságát megadó úgynevezett domborítással (d) lehet jellemezni.
49
ρ em =
2 + 4 ⋅d 2 d em 8 ⋅d
(4-19)
A geometriai excentricitás (e = egeom) mellett a bütyök kúpossága és a szelepemelő domborításának mértéke is befolyásolja a forgást előidéző súrlódó erőkomponens helyzetét. A forgó szelepemelő illesztési- és egyensúlyi viszonyai A 4-7 sz. ábra mutatja a dezaxiált normálerő és az alkalmazott mikrogeometriai kialakítások hatására kialakuló súrlódó-erők következtében kiváltott forgás mellett a szelepemelő palástfelületén felépülő kenőolajfilmben a nyomáseloszlás jellegét.
4-7. ábra:
A kenőrés alak, nyomáseloszlás és excentricitás domborított szelepemelő esetében
A megoszló terhelés eredőjeként értelmezett FN normálerő helyzetét jó közelítéssel az adott geometriai feltételek (gömbösített emelő, kúpos bütyökpalást) mellett kialakuló aszimmetrikus ellipszis alakú együttműködési terület kis- és nagytengelyének metszéspontja határozza meg. Ez az erő a O-pontban a szelepszárra feltámaszkodó szelepemelőt e megtámasztási pont körül elbillenti. A billenési szög mértékét a szelepemelő és a megvezető furat átmérőinek különbsége, a szelepemelő magassága, ill. annak a furatba „bemerülő” hányada határozza meg. A billenés legfontosabb következménye, hogy a szelepemelő és a furat közötti résméret nem konstans, az a függőleges (z) és a ϕem kerületi szög-koordináta függvénye. Ugyanez 50
érvényes az excentricitásra, ami a szelepemelő- és a megvezető furat szimmetriatengelye közötti távolságot jelenti A változó résméret a Reynolds-kenéselmélet szerint előfeltétele a hidrodinamikus teherbíró kenőfilm kialakulásának. A bütyök és a szelepemelő között a vízszintes síkban kialakuló súrlódó erők eredője ugyanakkor a szelepemelőt forgó mozgásra készteti, ha ennek értéke a szelepemelő palástja és a megvezető furat között kialakuló súrlódó erők integrálásával kapott, a forgást fékezni akaró nyomaték értékét meghaladja. Az ábra a szelepemelő palástfelületén az adott billenési helyzetben a résfüggvény alakját [h = f(φem, z)] valamint az axiális és a forgómozgás következtében kialakuló nyomáseloszlás [p= f(φem, z) ] jellegzetes alakját mutatja a szelepemelő- alkotó z-kordinátájának és három magassági metszetben az emelő kerületi-szög (φker) függvényében. A szelepemelő forgásával nem csak az együttműködő felület egyenletes mechanikai igénybevételét lehet biztosítani, hanem a felületi tartományok hőmérséklete is jelentős mértékben csökkenthető. Jól szemlélteti ezt az állítást az alábbi 4-8 számú, a szelepemelőn mért hőmérséklet-eloszlást ábrázoló diagram. A felső kép egy álló, tehát forgásra nem késztetett szelepemelő, az alsó kép egy forgó szelepemelő súrlódó felületén kialakuló hőmérséklet-eloszlás jellegét szemlélteti.
4-8 ábra
Álló és forgó szelepemelőn mért hőmérséklet-eloszlás
A szelepemelő homlokfelületén a szelep csúszó gördülő mozgása és a szelepemelő forgása következtében kialakuló sebességi viszonyokat 4-9 sz. ábra mutatja.
4-9 ába Sebességviszonyok a szelepemelőn
51
A vezérlő bütyök forgásából a szelepemelő felületén kialakuló csúszási sebességnek két összetevője a 6-8 ábra jelöléseivel a következőképpen számítható: u 1 + u 2 = ω1 ⋅ ρ N + ω1 ⋅
a' ω12
(4-20)
A szelepemelő ω3 szögsebességű forgásából adódó járulékos U3 sebesség hatása ω3 értéke mellett a szelepemelő felett elhelyezett bütyök koordinátáitól függ. Az uH hidodinamikailag hatásos sebesség értéke a 6-12 ábrán berajzolt három részsebesség összegként adódik. u H = u1 + u 2 + u 3
(4-21)
Figyelemre méltó, hogy a szelepemelő forgásából adódó U3 összetevő hatására UH értéke a bütyök érintkezési tartományában már nem konstans, hanem lineárisan változó. Az ábrán berajzolt feltételezett sebesség értékek mellett egy pozitív és egy negatív tartomány is kialakul. Ez azt jelenti, hogy a bütyök kúpszöge és a szelepemelő domborításának függvényében kis sebességű, a 0-hoz közeli kritikus állapotok is kialakulhatnak. Az ábrán berajzolt értékek a bütyök egy bizonyos szöghelyzetére érvényesek. Mivel a szelepemelő forgását előidéző, a szelepemelő felületének adott tartományára megoszló terhelésként ható normál terhelés nagysága a bütyök forgása közben változik, a szelepemelő esetében is változó szögsebesség értékek alakulnak ki. A szelepemelési fázis után a szelephézag következtében az emelőre ható forgatónyomaték értéke már nulla. Hidraulikus szelephézag kiegyenlítő esetében a szelepemelő alapkörön való gördülésekor is hat egy kismértékű terhelő erő, de ennek mértéke nem elegendő az emelő forgásának fenntartásához. A szelepemelő-forgás szögsebességének változását a bütyök-emelő közötti súrlódási viszonyok (µ), a vezérmű tengely fordulatszáma (n), a kenőolaj, ill. az alkatrészek hőmérséklete (T) éppúgy befolyásolja, mint a szelepemelő tehetetlenségi nyomatéka. (Iem). [48] Az alábbi 4-10. sz. ábrán bemutatott diagramok számítások és mérések alapján mutatják a szelepemelő tehetetlenségi nyomatékának (bal oldali diagram), illetve az együttműködő felületek közötti súrlódási együttható (jobb oldali diagram) hatását a szelepemelő kerületi sebességének alakulására.
J1< J2<J3
4-10. ábra:
µ1< µ2
A szelepemelő tehetetlenségi nyomaték és a felületi érdesség hatása forgás kerületi sebességére
52
A szelepemelőkkel kapcsolatos fejlesztések egyik célja olyan konstrukciók és szerkezeti anyagok alkalmazása, amellyel a szelepemelő tömegét csökkenteni lehet. Ennek következménye a szelepemelők tehetetlenségi nyomatékának arányos csökkenése. A szelepemelő kerületi sebességére ennek elsősorban úgy van hatással, hogy a kisebb tehetetlenségű emelő szöggyorsulása nagyobb, ugyanakkor a kisebb forgási energia következtében a forgatónyomaték megszűnését követően a forgás hamarabb leáll. A másodrendű alak-paraméterek megválasztásával a tervezők kezébe olyan eszköztár került, melynek segítségével jelentős mértékben befolyásolni lehet a működés közben súrlódásnak kitett felületi tartomány igénybevételét. Az alkalmazott nagyságrendek tekintetében meglehetősen nagy különbségek vannak. Például Európában a domborítás mértéke általában nem haladja meg a 10 µm értéket ezért az emelő forgás biztosítása érdekében 1-2 mm-es excentricitást is alkalmaznak. Az amerikai autógyártók által alkalmazott domborítás mértéke 40-50 µm, általában nem alkalmaznak excentricitást, ezzel szemben 10-20 µm/20mm-es nagyságrendű bütyökferdeséget. A szelepemelőn kialakított domborítások természetesen befolyásolják az érintkezési tartományban kialakuló Hertz-feszültség- eloszlás alakját és persze maximális értékét is.
4-11. ábra Nyomásfüggvény sík – és domború szelepemelő alkalmazása esetén A 4-12 sz. ábrán bemutatott diagramok elehetőséget adnak az egyes változatok együttműködése során kialakuló felületi terhelések (Hertz-feszültségek) összehasonlítására.
4-12. ábra:
Diagram a különféle konstrukciós megoldásoknál kialakuló felületi terhelések összehasonlítására
53
A bal oldali diagram az acél-emelő/kéregöntött bütyök, a jobb oldali diagram pedig az acél emelő/acél bütyök anyagpárosításra vonatkozik. A görbék két terhelési érték (FN = 600 és 1200 N) és két különféle fejkörsugarú bütyök (R2= 4, ill. 8 mm) kombinációira mutatják az emelő domborításának függvényében kialakuló Hertz feszültség értékeit. A három vizsgált paraméter közül (domborítás, fejkör-sugár, szerkezeti anyag ) a legnagyobb hatása a fejkör sugárnak van. A fejkör sugár értékének 8-ról 4 mm-re való csökkentése a Hertz feszültség értékét mind a 10 µm-es, mind az 50 µm-es domborításnál mintegy 51%-kal emeli. A nagyobb mértékű domborítás pedig csak 20%-kos feszültségnövekedést eredményez. A 4-13 ábrán bemutatott diagram jól szemlélteti egy ∅ 35 mm-es, különféle domborítási értékeire kiszámolt felületi terheléseket a terhelés és a szerkezeti anyagkombináció függvényében.
4-13. ábra:
Domborított szelepemelő és szelep együttműködésekor kialakuló felületi terhelések
Az acél 210 GPa értékű rugalmassági modulusához képest a kéregöntvény felületi tartománya csak 175 GPa. A kisebb szilárdsági értékből adódóan a kéregöntvény anyaga nagyobb mértékben deformálódik, ami az együttműködési tartomány növekedését és ezzel arányosan a felületi terhelés csökkenését eredményezi. 10 µm-es domborítás és 800 N nagyságú terhelést feltételezve az acél/acél párosításra kiszámolt 1040 N-értékű terhelés az acél/kéregöntvény párosítás esetén 975 N-ra, a kéregöntvény/kéregöntvény párosítás esetén 920 N-ra csökkent. Az ellipszis alakú együttműködési tartomány növekedését az ellipszis tengelyhosszának növekedése jelzi. (10.7 , 11.0 ill. 11.4 mm) Az amerikai motorokban görgős szelepemelőket is alkalmaznak a súrlódási ellenállások csökkentésére. A görgős emelők tulajdonképpen Európában is jól beváltak a szelepvezérlésnél lényegesen nagyobb erőhatásoknak kitett tüzelőanyag-befecskendező szivattyúkban, de a nagyobb magassági méretük miatt a kontinensen mind ez ideig nem terjedtek el.
54
4.2.3 Szelephimba
A szelephimba készülhet csúszó- vagy görgős kivitelben. Ami közös bennük, hogy a vezérlőbütyökkel érintkező részük hengerfelület. Egy csúszó-érintkezésű himba elvi kialakítása és egy görgős lengőhimba konstrukciós kialakítása a 4-14. sz. ábrán látható.
4-14. ábra Szelephimba elviés szerkezeti kialakítása
A csészés szelepemelőhöz képest a különbség az EHD-kapcsolat geometriai alakjában és a bütyökprofilban van, ahol a kívánt gyorsulások és időkeresztmetszetek érdekében konkáv, azaz homorú ívszakaszokat is alkalmaznak. 4.3
A szelepvezérlés súrlódási veszteségeinek megoszlása
Az előző fejezetben összefoglaltam a vezérműtengely csapágyazásán, a bütyök- és a vele együttműködő emelő/himba között, a szelepszáron, a csészés szelepemelő palástján kialakuló tribológiai viszonyokat befolyásoló fontosabb paramétereket. Az egyes elemek között fellépő súrlódási veszteség nagysága és az azt befolyásoló paraméterek ismerete azért fontos, hogy a fejlesztéssel foglalkozó szakemberek ki tudják jelölni a potenciális fejlesztési irányokat. Elméleti megfontolások alapján két konstrukciótól függő lehetőség kínálkozik a súrlódás csökkentésére: • Az érintkezési tartományban ható terhelő erők csökkentése • A nagy súrlódási együtthatójú csúszó-gördülő súrlódás helyett tisztán gördülő súrlódás alkalmazása. A 4-15. sz. ábra arról tájékoztat [49], hogyan befolyásolja a bütyökkel együttműködő elem (himba vagy csészés emelő) a súrlódási veszteség nagyságát.
4-15 ábra Többszelepes hengerfejen mért súrlódási veszteségek szórása
55
A diagram a gyakorlatban előforduló három konstrukciós megoldást hasonlítja össze: • • •
Csúszó erőátvitel, hidraulikus szelephézag-kiegyenlítővel Csúszó erőátvitel hidraulikus szelephézag- kiegyenlítő nélkül Görgős erőátvitel
A diagram egyértelműen bizonyítja, hogy a gyártási és karbantartási technológiai előnyök ellenére miért indokolt a hidraulikus szelephézag kiegyenlítő berendezések elhagyása. Ugyanennyire egyértelmű a vezérlőbütyökkel együttműködő görgős mozgás- ill. erőátvitel konzekvens alkalmazása. A 4-16. sz. ábra pedig azt igazolja, hogy a szelepvezérlés mozgó tömegeinek csökkentése is jelentős potenciális veszteség-csökkentési lehetőségeket rejt magában. Ezen túlmenően a diagram egy-egy szelepvezérlési koncepción belül feltünteti az egyes veszteség-komponensek mértékét is. [50] Látható, hogy a 4.2 fejezetben tett megállapításoknak megfelelően az EHD feltételek mellett együttműködő alkatrészeknél kell a legjelentősebb veszteségekkel számolni. (A, és B-oszlop) Ennél szinte nagyságrenddel kisebb veszteségek lépnek fel a vezérműtengely hidrodinamikus csapágyazásán, a szelepszáron, vagy a csészés szelepemelő palástfelületén. A görgős szelepemelő himba bevezetése ( C-oszlop) ugyan egy nagyságrenddel csökkenti az elaszto-hidrodinamikai (EHD) veszteségeket, ugyanakkor az alkalmazott görgő tűgörgős csapágyazása, a lengőhimba megtámasztása vagy a himbatengely csapágyazása járulékosan újabb veszteségforrásokat jelent. A görgő csapágyazásánál a tűgörgős ágyazás alkalmazása néhány százalékos előnyt jelent az egyébként olcsóbb hidrodinamikus úszócsapos ágyazáshoz képest.
Súrlódásu középnyomás [bar]
0,5 0,4
A
Vezérműtengely csapágy Szelepszár megvezetés Szelepemelő EHD- kapcsolat Görgő csapágyazás
A - Csészés szelepemelő A - Könnyített konstrukció C - Görgős himba A
0,3
A
B
B
0,2
C
B C
C
0,1 0 2000
4-16. ábra:
4000
6000
n [ford/min]
Különböző koncepciójú szelepvezérlésen mért súrlódási veszteségforrások
A tömegerők hatását csökkentő könnyűszerkezeti konstrukciók (B oszlop) súrlódáscsökkentő hatása szintén egyértelmű. A csúszó súrlódásra jellemző EHD-kenésállapotok mellett mért nagy veszteségek azzal magyarázhatók, hogy a bütyökcsúcs környezetében fellépő terhelések és sebességek mellett a minimális kenőrés-méret (h0) jelentős mértékben lecsökken. Ennek nagyságrendjét jól szemlélteti a 4-17. sz. diagram, ami egy VW motor csészés szelepemelője és a bütyök közötti minimális résméret méréssel meghatározott értékeit mutatja. [51]
56
n = 2000 f/p Tol = 60
0
C
4-17. ábra Minimális résméret. (Hidraulikus szelephézaggal szerelt VW –motor) A diagram is igazolja, hogy vezérlés elemeinek gyártásakor biztosított felületi érdességi értékek mellett (max Rt = 2 µm) a bütyökcsúcs környezetében vegyes súrlódási állapotokkal kell számolni. Ez a súrlódási együtthatók értékében is megmutatkozik, ami a bütyökcsúcs környezetében mintegy tízszerese a hidrodinamikus csapágyazású vezérműtengely-csapágyak esetében tapasztalt (számított és mért) értékeknek. II. A KUTATÁSI PROGRAMBAN VÉGZETT SAJÁT MÉRÉSEK ÉS SZÁMÍTÁSOK 5.
A kutatási program
A kutatási program célkitűzése
A kutatási program célja, hogy a célirányos mérések és számítások eredményeit felhasználva: A. Feltárjam a hagyományos szelepvezérlési rendszerek mindazon konstrukciós és üzemi jellemzőit, amelyek elsősorban felelősek azért, hogy az alsó részterhelési tartományokban a szelepvezérlést a motorok legjelentősebb mechanikai veszteségforrásának kell tekinteni B. A kapott eredmények és következtetések alapján veszteségcsökkentő megoldásokat javasoljak a szelepműködtető berendezés konstrukciós és üzemi paraméterei tekintetében. A kutatási program a csészés szelepemelővel működtetett szelepek vezérlő rendszerére fókuszál. A kutatási program módszereinek megválasztása
A vonatkozó szakirodalmi adatok [50] egyértelműen bizonyítják, hogy a szelepműködtető berendezés mechanikai veszteség-forrásainak döntő, -kisebb fordulatszámokon akár a 80%-ot is meghaladó hányada- a vezérlő bütyök és a szelepemelő közötti elaszto-hidrodinamikai feltételek között lezajló kapcsolat számlájára írható. Ha kísérletet teszünk az ezt a kapcsolatot befolyásoló paraméterek egyfajta rendszerének felállítására, (lásd 5 – 1 ábra), akkor be kell látni, hogy legalább is a jelenleg rendelkezésre álló adatbázis alapján nem lehetséges egy átfogó, egységes, matematikailag is kezelhető modell megalkotása. 57
5.1 ábra: A bütyök-szelepemelő együttműködésé, a súrlódási veszteségeket, élettartamot befolyásoló paraméterek
58
Személyes és közvetlen tapasztalataim alapján vannak ismereteim arról, hogy ezen a speciális területen, tehát a szelepvezérlés EHD-kenésviszonyait befolyásoló különféle paraméterek hatásainak vizsgálatára, a Német Autóipari Szövetség forrásainak támogatásával egyetemi és intézeti kutatóhelyeken folynak alapkutatások. A Clausthali egyetemen a kiemelkedő nemzetközi szaktekintélynek számító Holland professzor vezetésével többek között tárcsás modell-vizsgálatok folynak különféle szerkezeti anyagok, felületkezelési technológiák, vagy az üzemi paraméterek (terhelés, sebesség, hőmérséklet) és a kenőanyag hatásának vizsgálatára. Az elmúlt években csak ebben a témakörben –mellék-termékként- nyolc disszertáció született. De a szakszövetség támogatása és koordinálása mellett hasonló kutatási központok működnek az Aacheni- és a Branschweigi egyetemeken is, nem számítva a szintén jeles angliai tribológiai központokat. A rendelkezésemre álló technikai feltételeket felmérve ezért az alábbi módszert választottam: • Kialakítottam egy olyan vizsgáló berendezést (próbapadot), amely alkalmas hengerfejben integrált szelepvezérlő berendezések működése közben, a változtatható üzemi paraméterek közben fellépő mechanikai veszteségek összegével ekvivalens hajtónyomaték vizsgálatára. • A próbapadon vizsgált szelepvezérlés paramétereivel nyomaték-számításokat végeztem. Egységesen kezelhető modell hiányában kiválasztottam azokat a függvénykapcsolatokat, amelyek erős befolyással vannak a szelepvezérlő rendszer mechanaaikai veszteségeivel ekvivalens hajtási-nyomaték szükségletére. Majd miután a módszer alkalmasnak bizonyult a valóságos viszonyok eelfogadaható pontosságú leképzésére, a számításokat kiterjesztettem különféle konstrukciós és üzemi paraméterek hatásainak kimutatására és a következtetések levonásához szükséges eredmények összeállítására. 6.
A szelepvezérlés tribológiai jellemzőinek mérése
6.1
Szelepvezérlés hajtónyomatékának mérésére szolgáló berendezés
A hengerfejben integrált komplett szelepműködtető berendezések tribológiai vizsgálatára a Széchenyi István Egyetem Közúti és Vasúti Járművek Tanszék Járműmotorok Laboratóriumában egy olyan vizsgálóberendezés készült, ahol a valóságos üzemi körülményeket jól megközelítő feltételek mellett nyílik lehetőség különféle konstrukciós megoldások összehasonlító elemzésére vagy például a súrlódási veszteségeket befolyásoló külső paraméterek hatásának vizsgálatára. [52], [53], [54], [55]
6-1. ábra A járatópad nézeti képe a felműszerezett hengerfejjel
59
A járatópad az alábbi modulokat tartalmazza: • • • •
Hajtómodul Kenőolajellátó rendszer Nyomatékmérő berendezés Üzemállapotot ellenőrző paramétereket mérő- és regisztráló berendezés
Hajtómodul A hajtómodul egy frekvencia-szabályzott villanymotor, melynek szabályzó rendszere a terheléstől függetlenül képes a vezérműtengelyt állandó fordulatszámon forgatni. A fordulatszám előválasztása digitálisan történik. Kenőolajellátó rendszer A kenőolajellátó berendezés a szelepműködtető berendezés kenése mellett a hengerfej hőállapotának beállítására és állandó szinten tartására is szolgál. A vizsgált hengerfej hőállapotát a rendszerben a gyártó által előírt nyomáson a hengerfejhez vezetett kenőolaj hőmérsékletének változtatásával lehet beállítani. A hengerfej hőállapotának ellenőrzésére a bemenő olajhőmérséklet mellett felhasználtam a visszafolyó olaj hőmérsékletét, valamint a hengerfejben kialakított mérőfuratokban elhelyezett hőmérők segítségével a hengerfej hőmérsékletét is. Az első mérések tapasztalata szerint a hengerfejen átfolyó szabályozott hőmérsékletű kenőolajáram önmagában nem volt elegendő a viszonylag gyors beállású hőmérsékletszabályzáshoz. A rendszer indításakor vagy új hőmérséklet-szint beállításakor mintegy 30 perces járatásra volt szükség a hőmérséklet állandósulásához. Lerövidítette a felfűtési fázist és nagy mértékben hozzájárult a hengerfej teljes keresztmetszetében egy közel állandó hőmérsékletszint kialakulásához, amikor a szabályozott hőmérsékletű olajt egy külön szivattyúval a hengerfej hűtőcsatorna-rendszerén is átáramoltattam. Végül a környezeti hatások csökkentésére a mérések alatt a hengerfejet hőszigetelő anyagból készült burával burkoltam. A hőmérsékletek méréséhez termisztoros hőmérőket alkalmaztam. A hőmérsékleti értékek ± 0,5 0C pontossággal voltak tarthatók. A csapvízre csatlakoztatott hőcserélők alkalmazására csak akkor volt szükség, ha 50 0C –nál alacsonyabb szintű hőállapotot kellett állandósítani. A járatás közben keletkező súrlódási hő mennyiség miatt ezt esetenként csak hőelvezetéssel lehetett megoldani. A hengerfejbe jutó olaj nyomását az olajmennyiség fojtással történő szabályozásával lehetett megválasztani. Az olajnyomás értékét a gyári előírásoknak megfelelően az elosztó olajcsatornában mértem Az alkalmazott kenőolaj
A vizsgálatokhoz SAE 40 viszkozitás-osztályú használtam.
API CI-4 teljesítményszintű kenőolajat
60
Az olaj kutatás szempontjából fontos jellemzői a következők: Sűrűség
0,88
g/cm3
Kinematikai viszkozitás
12,5 – 16,3 mm2/s
Dinamikai viszkozitás
3,7
cP
Viszkozitási index (VI)
145
-
Lobbanáspont:
223
ºC
Dermedéspont:
-30
ºC
Hajtónyomaték mérése
A Hottinger gyártmányú mérőtengelyt a hajtásláncba kardáncsuklók közbeiktatásával csatlakoztattam. Az alkalmazott nyomatékmérő berendezés egy érintésmentes jelátvitelű T33FN 20/100 típusú mérőtengelyből és egy kétcsatornás MGC mérőerősítőből állt. A mérőerősítő analóg kimeneti jelei egy A/D átalakító két bemeneti csatornájára csatlakoztak (12 BIT, csatornánként 50.000 Hz-es mintavételi frekvencia). Ez a jelgyakoriság kellő pontosságú kiértékelést tett lehetővé. Az 1. sz. csatornán történik a nyomatékmérő egység által szolgáltatott jelek feldolgozása, illetve továbbítása, a 2. sz. csatorna a nyomatékadóban integrált szögjeladó jeleinek továbbítására szolgál.
6-2 ábra: Mérőtengely a két kimeneti csatornával a.) szögjel B) nyomaték-jel
6-3 ábra: Felműszerezett hengerfej
A digitális oszcilloszkópon megválasztható időkapu értékét úgy választottam meg, hogy kb. két teljes fordulatnak megfelelő hosszúságú jelhalmaz került rögzítésre. A diagramon fordulatonként 15 szögjel jelenik meg, így az egy fordulathoz tartozó nyomatéki jeltartomány nagy pontossággal kijelölhető, ill. feldolgozható. Az adatfájl konvertálása és a diagram felrajzolása excel-programban történt. Ugyancsak excel-programban számítottam a hajtónyomaték időbeni középértékét is.
61
6.2
A vizsgált szelepvezérlő berendezések
A vizsgálatok keretében 2 jellegzetes szelepvezérlés konstrukciójú hengerfej vizsgálatára került sor. Az első (A-jelű) hengerfej egy korszerűnek tekinthető, változtatható paraméterű és hidraulikus szelephézag kiegyenlítővel szerelt berendezés volt. A vizsgálatok második részének végrehajtására egy olyan (B-jelű) hengerfejet kerestem, amelyen a szelepvezérlés konstrukciója lehetővé tette különféle anyagpárosítások hatásainak összehasonlítását is. 6.2.1 Az „A”-jelű hengerfejen végzett vizsgálatok Az alapkonstrukció a hengerfejben integrált OHC-elrendezésű szelepvezérlés párhuzamosan elhelyezett szívó- és kipufogó-vezérműtengellyel, hengerenként 3-3 szívó és 2-2 kipufogó bütyökkel. A kipufogó vezérműtengely a hajtást a forgattyús tengelyről fogazott szíjjal kapja. A szívó-vezérműtengely felé az áthajtás lánccal történik. A próbapadon a kipufogó-vezérműtengely hajtását a szabályozott fordulatszámú motor egy kardántengelyen keresztül közvetlenül biztosította. A szívószelep fázisszög állítását biztosító Porsche-VARIOCAM rendszerű állító berendezés a láncfeszítő mechanizmusban van integrálva. A hengerfejbe egy olyan elektromechanikus működtetésű, folyamatos állítási lehetőséget biztosító berendezést építettem, amelynek kifejlesztésére a gyártó megbízása alapján a Széchenyi István Egyetem Közúti és Vasúti Járművek Tanszékén került sor. Bejáratás Közismert, és ezt különböző források bizonyítják is [56], [57] hogy a szelepvezérlés bejáratása típusonként ugyan eltérő mértékű, de igen jelentős időtartamú bejáratást igényel. Szakirodalomból és saját vizsgálatok eredményeiből [58] az is ismert, hogy a belsőégésű motorok bejáratása célszerűen megválasztott bejáratási programmal jelentős mértékben lerövidíthető. Ilyen célú vizsgálatok a szelepvezérlés vonatkozásában ugyan nem ismertek, de alapvetően abból kell kiindulni, hogy a legkisebb súrlódási veszteséget okozó üzemi paraméterek mellett kell a járatást elkezdeni, ami esetünkben közepes üzemi fordulatszámtartományt és olajhőmérsékletet jelent.
[51] szerint a járatás első szakaszában elsősorban a bütyök-szelepemelő csúszó-gördülő mozgása következtében lép fel fokozott felületi igénybevételt okozó vegyes súrlódási állapot. A bejáratást megelőzően a hengerfejet új vezérmű-tengelyekkel és szelepemelőkkel láttam el és a kenőolaj-ellátó rendszert új olajjal töltöttem fel. A készre szerelt hengerfejet ezt követően Tolaj = 80 0C hőmérsékleten 80 órán keresztül az alábbi program szerint járattuk:
1. 2. 3.
60 perc 60 perc 60 perc
n = 1000 ford/min n = 1500 ford/min n = 2500 ford/min
Bejáratás közben 8 óránként 1250 f/p-es fordulatszámon mértük és értékeltük a hajtónyomaték értékét. A mérési eredmények azt igazolták, hogy a bejáratás során a hajtási nyomaték-igény folyamatosan csökkent, de az 50. üzemórára ez az érték már stabilizálódott.
62
Mért hajtónyomaték
7,6
6-4 ábra: Bejáratási diagram
7,4 7,2 7,0 6,8 6,6 0
20
40
60
80
100
Járatási idő [óra]
Valamennyi bütyök 1.335° ±0.0335° értékű kúpossággal készült, a szelepemelőn 8 µm domborítási értéket mértünk. Működő hajtás esetén a szelepek forgása vizuálisan érzékelhető volt. A 80. üzemóra után a szelepemelő tetején már megjelentek a szelepemelő forgását bizonyító körkörös nyomok. (A 6-5 sz. ábrán bemutatott felvétel a mérések befejezését követően mintegy 120 órás üzemidő után készült) 6-5 ábra: 1 µm felbontásu 3D felvétel egy 120 órát futott szelepemelő felületéről
gömbösítés: bütyök kúposság:
cca. 8 µm 1.335° ±0.0335°
A mechanikai veszteségekkel ekvivalens hajtónyomaték mérése
Vizsgálati módszer A bejáratott, visszamért és ismét összeszerelt hengerfejen került sor a mechanikai veszteségekre jellemző hajtási nyomaték mérésére. A méréseket 500, 1000, 1500, 2000 és 2500 ford/min fordulatszámon különböző olajhőmérsékletek mellett (80, 90, 100, 110 és 120 0C ) végeztük. A fázisszöget állító orsó helyzete a mérések alatt H = 0 mm (késői szelepnyitás) volt. Egy üzemállapotot tehát egy adott fordulatszám- és olajhőmérséklet jellemzett. A méréseket a felfűtési szakaszban, tehát az egyre növekvő hőmérséklet-szinteken hajtottam végre. Egy-egy hőmérséklet szinten a fordulatszám növekvő értékein hajtottam végre a mérést. A mérés pontossága érdekében a stabilizálódott üzemállapot beállítását követően a járatást 15 percen át folytattuk és csak azt követően került sor a nyomatéki diagram regisztrálására, majd kiértékelésére.
6-6 ábra:
Dinamikus nyomatékmérés során felvett jellegzetes diagram
63
A 6-7 sz. diagram a fordulatszám és az olajhőmérséklettel beszabályozott hengerfej hőmérséklet hajtónyomatékra kifejtett hatását mutatja. 500 f/min
1000 f/min
1500 f/min
2000 f/min
2500 f/min
14,0
Hajtási nyomaték M [Nm]
12,0
10,0
8,0
6,0
4,0 70
80
90
100
110
Olajhőmérséklet Tolaj
6-7 ábra:
120
130
o
[ C]
Az olajhőmérséklet és a fordulatszám hatása a hajtási nyomatékra
A diagram alapján megállapítható, hogy a hőméréséklet-változás hatására az egyes fordulatszámértékeken bekövetkező nyomatékváltozás tartománya nem egyforma. A mérési adatokat tartalmazó táblázatból az egyes fordulatszámokhoz tartozó hőmérséklet-érzékenység (∆M) számszerűsíthető.
Tolaj
n = 500
n=1000
n=1500
n=2000
n=2500
80
10,3
8,3
6,7
6,4
6,3
90
10,0
7,9
6,6
6,3
6,2
100
10,1
7,8
6,4
6,2
6,1
110
10,5
8,0
6,5
6,1
6,0
120
11,0
8,3
6,8
6,4
6,1
∆M = Mmax-Mmin
∆M = 1 Nm
∆M = 0,5 Nm
∆M = 0,4 Nm
∆M = 0,3 Nm
∆M = 0,3 Nm
6-1 sz. táblázat:
A vizsgált hengerfej hőmérséklet érzékenysége
A legnagyobb hőmérséklet-érzékenység a vizsgált 80 – 120 0C hőmérséklet-tartományban a legkisebb (n=500 ford/min) fordulatszámon figyelhető meg kereken 1,0 Nm-es értékkel. A nagyobb fordulatszámok felé haladva ez az érzékenység csökken. A változás dinamikáját az egyes fordulatszámokra a 6-8 sz. diagram szemlélteti.
64
Mmax - Mmin [Nm]
1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0,0
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
Fordulatszám [ford/min]
6-8 ábra: A hajtónyomaték hőmérséklet-érzékenysége A 6-7 diagram másik fontos információja, hogy az egyes fordulatszámokon meghatározható egy olyan hőmérséklet, amelynél a berendezés hajtónyomaték-igénye minimális. Ezeket az egyes fordulatszám-értékekhez tartozó hőmérséklet-optimumokat a 6-9 sz. ábra szemlélteti.
0
Opt. hőmérséklet [ C]
120
6-9 ábra: Optimális olajhőmérsékletek
110 100 90 80 0
500
1000
1500
2000
2500
3000
Fordulatszám [ford/min]
A szelepvezérlés mechanikai veszteségeivel egyenértékű nyomaték-fordulatszám diagram a 6-10 sz. ábrán látható.
Hajtó nyomaték [Nm]
12 11 10
Tol. = 80 fok C
9
Tolaj= 90 fok C
8
Tolaj = 100 fok C Tolaj = 110 fok C
7
Tolaj = 120 fok C
6 5 4 0
500
1000
1500
2000
2500
3000
Fordulatszám [ford/min]
6-10 ábra:
A szelepvezérlés hajtási nyomatékigénye
65
A diagramok alapján az alábbi összefoglaló megállapítások tehetők: a.
A fordulatszám növelésével csökken a szelepműködtető berendezés hajtási nyomatékigénye (7-10 ábra). A csökkenés gradiense a legkisebb fordulatszám-értékeknél 0,454 Nm/100 ford/min értékkel a legnagyobb, amely érték a maximális fordulatszámnál 0,028 Nm/100 ford/min-ra csökken.
b.
Az olajhőmérsékletet változtatásával kapott jelleggörbék azt igazolják, hogy határozott optimális hőmérsékleteket definiálhatunk Az optimális hőmérsékletek a fordulatszám függvényében más-más értékűek, növekvő fordulatszámokhoz nagyobb Topt értékek tartoznak. A kisebb fordulatszámokon a legnagyobb a rendszer hőmérséklet-érzékenysége, azaz az optimális hőmérsékletektől való eltérés itt befolyásolja a legnagyobb mértékben a kialakuló veszteségeket. Mivel a leggyakrabban használt üzemállapotok az alsó részterhelési tartományba esnek, ezért célszerű a közeljövőben bevezetésre kerülő motormenedzsment rendszerek esetében például a jövőben külön is szabályozott hengerfej hőmérséklet esetében az érintett tartományhoz tartozó optimális hőmérsékleteket alapul venni
A veszteségi jelleggörbék tendenciájának tribológiai magyarázata
Az alábbiakban tribológiai szempontok figyelembe-vételével kísérlek meg magyarázatot adni a veszteségi jelleggörbék alakjára, illetve motorikus szempontok alapján értékelem a kapott eredmények jelentőségét. A megállapításokat a legkisebb kenőfilm vastagságát meghatározó 4-9 és 4-10 sz. összefüggés néhány paraméterének változásával lehet magyarázni: I.
A fordulatszám hatásának indoklása
A súrlódási viszonyokat meghatározó FN terhelő erők: A fordulatszám növekedésével a mozgó tömegek által keltett tömegerő négyzetesen növekszik. A súrlódási viszonyokat meghatározó FN normálerőt viszont a rugóerő is befolyásolja. A szelepemelkedés kezdetén, tömegek gyorsítási fázisában a rugó- és a tömegerő összege-, a maximális szelepnyitás felé haladva a lassító fázisban viszont a két erő különbsége szolgáltatja a normálerőt. A fordulatszámnövelés hatására növekvő tömegerők így a kritikus bütyökcsúcs tartományben jelentősen csökkentik a felületre ható igénybevételt.(részletesebben lásd a 7.sz. fejezetet is) ban Ez fordítva is igaz, a kis fordulatszámok mellett a tömegerő hatása lecsökken, ilyenkor a maximális tömegerőnél nagyobb rugóerő hatása dominál. Hidraulikailag hatásos sebesség Uh A fordulatszám emelésével arányosan növekszik a sebességparaméter, ezzel javulnak az összefüggő kenőfilm kialakulásának feltételei, ami a gyakorlatban az EHD tartományban a résméret növekedését okozza. (Lásd a 7-14 sz. ábra is). A fordulatszám növelése egyébként a HD-kenéssel működő alkatrészek esetében is kedvezőbb feltételeket jelent.
66
II.
Az üzemi hőmérséklet változásának hatása
A kenőolaj viszkozitásának változása Dowson szerint növekvő hőmérséklet-értékek az EHD-tartományban a súrlódási veszteségeket növelik. Ugyanakkor a vizsgált hőmérséklet-tartományban a hidrodinamikus kenés feltételei mellett működő alkatrészcsoportokra (csapágyak, szelepvezető, szelepemelő) a hőmérséklet növelésének hatása pozitív. A belépő olajhőmérséklet változtatása mellett a fordulatszám is hatással van az érintkezési tartományban kialakuló kontakt-olajhőmérsékletek alakulására. Növekvő fordulatszámok nagyobb felületi hőmérsékletek- és ezzel csökkenő viszkozitások kialakulásához vezetnek. Ennek egyik oka, hogy nagyobb fordulatszámokon megnő az időegységre eső szelepműködtetések száma és ezzel az együttműködő felületek között keletkező össz. hőmennyiség is. (Ez a tendencia mérésekkel is igazolt. Lásd 6-11 ábra) Hogy az egyes fordulatszámokon milyen hőmérsékletek mellett alakulnak ki optimumok, tehát minimális hajtónyomatékot eredményező veszteségek, az a három említett tényező kölcsönhatásától függ.
Ezek az eredmények megfelelnek a különböző kutatóhelyek által publikált tendenciáknak. 100 f ok C
80 f ok C
60 f ok C
Súrl. együttható
Súrl. együttható
500 ford/min
1000 ford/min
2500 ford/min
120
180
240
0,16
0,16 0,12 0,08 0,04
0,12 0,08 0,04 0,00
0 90
120
150
180
210
Bütyökszög [fok]
6-11 ábra:
240
270
90
150
210
270
Bütyökszög [fok]
Fordulatszám és olajhőmérséklet hatása a súrlódási együtthatóra
. A 6-11 sz. ábrán azok a diagramok láthatóak, amelyek a Clausthali egyetemen a németországi FVV megbízásából különféle hajtási változatokra mérésekkel és számításokkal meghatározott súrlódási együtthatókat ábrázolják a fordulatszám és az olajhőmérséklet függvényében. A diagramok hidraulikus szelephézag kiegyenlítővel szerelt csészés szelepemelő esetére vonatkoznak. Az alábbi 6-12 sz. diagram a bütyökfelületen AGA Infravörös-Scanner berendezéssel mért hőmérsékletek alakulását mutatja különböző fordulatszám értékeknél.
67
6-12 ábra: Bütyök felületén mért hőmérsékletek [59] A diagram azt igazolja, hogy a fordulatszám növelése nem csak a hidraulikus szempontból hatásos sebességet (u) és a tömegerők változása következtében a fajlagos vonalterhelést (F/l) befolyásolja, hanem hatással van az együttműködő felületi tartományok hőmérsékletére is. A hengerfej egyes moduljai által okozott veszteségek meghatározása
A vizsgálatok célja az volt, hogy mérésekkel megállapítsam a szelepvezérlés egyes komponensei által okozott súrlódási veszteségek nagyságát. Ennek során az úgy nevezett kikapcsolásos módszert (Morse eljárás) alkalmaztam: a vezérlés egyes elemeit egyenként kiiktatva mértem a hajtási nyomaték-változását. A kikapcsolt elemeket az alábbi 6-2 sz. táblázatban az üres színes négyszögek jelzik. Aktív elemek A (komplett) B C D E F G H I
Szívó tengely ● ● ● ● ● ● ●
Kipufogó tengely ● ● ● ● ● ● ● ● ●
● ● ● ● ●
Szívó szelepek ● ● ● ● ● ● ●
Kipufogó szelepek ● ● ● ● ● ●
● ● ●
●
● ●
A. Komplett hengerfej B. A hengerenként 2 kipufogó szelep közül egyet-egyet, azaz összesen 3 szelepet kiiktattam. A szelepemelők helyett egy azonos átmérőjű betéttel ehhez le kellett zárni a hidraulikus szelephézag-kiegyenlítők felé vezető kenőolaj furatokat, nehogy a kenőolajnyomás lecsökkenjen. C. A második kipufogó szelepek kiiktatása. D. A kipufogó szelepek visszaépítése és a 3-3 szívószelep közül az egyik kiiktatása. E. A második szívó szelepek kiiktatása F. A harmadik szívó szelepek kiiktatása G. Az összes szelep kiiktatása. Csak a két vezérműtengely működik. H. A tengelyek közötti áthajtás megszüntetése. A kipufogó vezérműtengelyen 3x1 kipufogószelep működik Az I. A kipufogó vezérműtengelyen 3x2 kipufogószelep működik.
68
A nyomatékméréseket 1500 ford/min fordulatszámon és 80 0C –os olajhőmérsékleten végeztem. 7 6
Nyomaték [Nm]
5 4 3 2 1 0 A
B
C
D
E
F
G
H
I
6-13 ábra: Az egyes elemek kiiktatásával mért hajtási nyomatékok A kikapcsolt modulokkal felvett sebességi nyomaték-diagramokat a 6-14 sz. diagram ábrázolja. 11 10 9
Hajtónyomaték [Nm]
8 komplett
7
- 3 db kip. Sz. - 6 db. Kip. szelep
6
- 3 db szívó szelep - 6 db szívó szelep
5
- 9 db szívó szelep + 3 db. Kip. szelep
4
+ 6 db. Kip. szelep
3 2 1 0 0
500
1000
1500
2000
2500
3000
fordulatszám [ford/min]
6-14 ábra: Az egyes elemek kiiktatásával felvett nyomatéki jelleggörbék
69
A méréssorozat kiértékelése: A kikapcsolásos módszer lehetőséget ad a rendszer egyes elemein fellépő veszteségek meghatározására. Különösen figyelemre méltó a szívó- és kipufogó oldalon jelentkező veszteségek összehasonlítása. A többszelepes technika elterjedése kapcsán felmerül a szelepek számának növekedésével kapcsolatban jelentkező előnyök és hátrányok összehasonlítása. A vizsgált hengerenként 5-szelepes konstrukció erre jó lehetőséget ad A B és C, illetve D és E változatok mérése során kapott eredmények azt igazolják, hogy a kipufogószelepek működése során fellépő veszteségek annak ellenére meghaladják a szívó szelepekre eső veszteségeket, hogy ez utóbbiak kisebb méretéből adódóan kisebb tömeggel, kisebb rugóállandójú és előfeszítettségű rugóval kerülnek beépítésre. A mérésekkel maghatározott tömeg és szeleprugó paramétereket az alábbi összeállítás tartalmazza: Szívó Kipufogó Egy szelepre számított redukált tömeg [g]: Rugóállandó [N/mm]: Rugó-előfeszítettség [mm]:
83,2 22,60 12,5
133,2 24,71 9,6
A hengerenkénti egy-egy kipufogószelep lekapcsolásával mért nyomatékcsökkenés ∆kipufogó = 1,06 Nm-es értéke kisebb, mint a hengerenként egy-egy szívószelep kiiktatása után mért ∆Mszívó =1,2 Nm-es értéke. A második kipufogó és szívószelepek kikapcsolása esetén a hajtónyomaték a kipufogószelep esetén további 1,05 Nm-rel, a szívószelepek esetén azonban már 1,2 Nm-rel csökken. Az utolsó szívószelepek kiépítését követően a nyomaték már nem kevesebb, mint 1,5 Nm-es értékkel lett kisebb. A magyarázat az adott konstrukció esetében abban van, hogy a szívó-vezérműtengely lánccal megoldott áthajtása következtében járulékos veszteségek lépnek fel, melyek jelentős része a fázisszög állításra is felhasznált láncfeszítő és a lánc között alakul ki. A mért különbségek tehát nem csupán a szívó- és kipufogó szelepek közötti eltérésekre, hanem az áthajtás veszteségeire is vonatkoznak. Egy szívó szelep kiiktatásával nem csupán az adott modul veszteségével csökken a mért hajtónyomaték, hanem a kisebb számú szelep működtetése következtében lecsökkent lánc-erő láncfeszítő irányú komponense is kisebb súrlódó erőt eredményez. (lásd 6-14 sz. ábra is) A terhelésmentesen, tehát valamennyi szelep kiiktatásával működtetett lánchajtás veszteségeit a kombinált láncfeszítő- és fázisszög állító berendezésbe integrált rugó okozza. A később a számításokban részletesebben is elemzett kipufogó oldali vezérlés veszteségek értékének maghatározása érdekében az I és H lépésben megmértem a szívóvezérműtengelyről leválasztott kipufogótengely hajtónyomatékát hengerenként 1, illetve hengerenként 2 aktív szeleppel is. A egy-egy szeleppel történő üzemelés esetén mért 1,05 Nm-es ill. a két-két szeleppel mért 2,1 Nm-es veszteség alapján az egy kipugószelepre vonatkozó átlagveszteség 0,36 Nm-re adódik, ami a teljes szelepvezérlés hajtásigényének 5,3 %-a.
70
A fázisszög-állító berendezés súrlódási veszteségei
A kikapcsolásos eljárással végzett mérések is azt igazolták, hogy a szívó vezérműtengelyen fellépő hajtás-igény –például a működtetett szelepek számának növelése esetén- a két tengely közötti áthajtásban is megnöveli a súrlódási veszteségeket. A Morse-méréseket az állító mechanizmus kikapcsolt állapotában, azaz alaphelyzetben mértem. A fázisszög állításánál az adott berendezés esetében egy elektromechanikus hajtómű a láncfeszítő orsót a motor igényeinek megfelelő mértékben felfelé mozgatja. Az emelési tartomány a rendelkezésre álló hely, illetve a nagyobb emeléseknél a láncfeszítő végeken bekövetkező „lánc megtörés” elkerülésének korlátai miatt 0 és 11 mm-között változhat. Az emelés függvényében változik a feszítő papucs és a lánckerekek közötti érintő-szakasznak az állító orsóval bezárt szöge és ezáltal a lánc- és a láncfeszítő megvezető papucs közötti terhelő erő is. (lásd 6-15 ábra)
6-15 ábra: Az állító orsót terhelő erő Azonos szívó oldali súrlódási veszteséget, azaz láncerőt feltételezve, az orsóállítással egyre nagyobb terhelő, azaz súrlódó erővel kell számolni. A lánchajtás szerkezeti kialakításának vázlatát és a szívótengely hajtásához szükséges láncerő számított orsó-irányú összetevőjét az 6-15. sz. ábra, az -orsóra ható erők változását az állítás függvényében az 6-16 sz. ábra mutatja.
6-16 ábra: Az állító orsót terhelő erők az az állítási tartomány határértékeinél
71
Hajtónyomaték [Nm]
A valós üzemi veszteségek meghatározására az áthajtási veszteség nagyságát megmértem a fázisszög-állítást realizáló különféle magassági értékeknél. Az állítás függvényében n = 1500 f/p-es fordulatszámon felvett hajtónyomaték-változást a 617 sz. diagram mutatja. 7,6 7,4
Tolaj = 80 0C n = 1500 f/min
7,2 7,0 6,8 6,6 6,4 0
2
4
6
8
10
12
Állító orsó helyzete [mm]
6-17 ábra :
Állító orsó helyzetének hatása a súrlódási veszteségekre
A mérések alapján megállapítható, hogy a Porsche VarioCam fázisszög-állító berendezése az állítás mértékétől függő, igen jelentősnek mondható mechanikai veszteségforrást jelent, ezért a jövőben ezeknek a berendezéseknek a kiszorulása várható.
6.2.2 A „B”-jelű hengerfejen végzett vizsgálatok
A B-jelű hengerfejet azért került be a látókörünkbe, mert konstrukciós kialakítása miatt kiválóan alkalmas különféle szerkezeti anyagokkal végrehajtott tribológiai vizsgálatok elvégzésére. A hengerfejbe egy OHC elrendezésű szelepvezérlést integráltak. A szelephézag-állítás a szelepemelőn kialakított fészekben elhelyezett korong-alakú kiegyenlítő tárcsák cseréjével oldható meg.
ion-implantált acél
Al2O3 SiN
6-18 ábra: A vizsgált B-jelű hengerfej és az anyagpárosításokhoz használt korongok
72
A vizsgálatok során az eredeti vezérműtengely mellett az alábbi szerkezeti anyagokból készített korongokkal mért súrlódási veszteségeket vizsgáltam: • • • •
Acél (eredeti) Acél (eredeti) Ionenimplantált Alumíniumoxid Szilíziumnitrid
A szilíziumnitrid és alumínium korongok gyártását és előmegmunkálását a németországi Lauschert Hermsdorf cég, az acél lapkák ionenimplantációs kezelését az ugyancsak németországi LHK-Bernsdorf cég végezte. A kerámia korongok felületi érdessége szállítási állapotukban többszöröse volt a referenciának számító eredeti darabokon mért Rz = 2,5-3 értéknek ezért a méretre köszörülést követően a felületeket polírozva ugyanerre az értékre állítottuk be. A kerámiákkal párosított szelepek tányérjára a lapkák kisebb tömegét kompenzáló korongot ragasztottam.Ennek tömege az Al2O3 lapkák esetében 11,8 g, a SiN lapkák esetében 13,1 g volt. A bejáratást a próbakorongokkal egyidejűleg úgy végeztem, hogy egy-egy hengerhez tartozó 2 szelepemelőbe építettem be az A, B, C és D-jelű változatokat. A bejáratást követően került sor az összehasonlító vizsgálatokra, amikor is a vizsgált változatokat egyenként visszaépítettem ugyanarra a helyre, ahol a bejáratásuk is történt. Az összehasonlító mérésekre a fordulatszám függvényében különböző hőmérsékleteken került sor. A mérés eredményeit az alábbi 6-19 sz. diagramban foglaltam össze.
A
B
C
D
4 3
M 2 [Nm] 1
Tolaj =
80 °C
500
1000
0 0
1500
2000
2500
3000
Fordulatszám [ford/min]
6-19. ábra:
Anyagpárosítások hatása a hajtónyomatékra
A kis eltérések miatt, a jobb kiértékelhetőség kedvéért az eredeti anyagpárosításhoz képest tapasztalt eltérést ábrázoltam a 7-23 sz. diagramban. Látható, hogy az anyagpárosítással elkezdett kísérletek, amelyeket alternatív könnyűszerkezeti anyagokkal, illetve különleges eljárással felületkezelt anyaggal folytattam, jelentős potenciálokat tárnak fel a hatásfok javítása érdekében. Különösen kedvező értékeket kaptam a szilícium-nitrid alkalmazásával (D-jelű görbe). Hogy a kerámiák előnyéről azért nem lehet általánosságban beszélni, azt az alumíniumoxid lapkák alkalmazásával kapott kedvezőtlen értékek is bizonyítják.
73
Eltérés A-tól %-ban
4
0
-4
B C D
-8
-12 0
1000
2000
3000
Fordulatszám [ford/min]
6-20 ábra:
A különféle anyagpárosításokkel elért nyomaték-csökkenés az eredeti kivitelhez képest %-ban kifejezve
Ennek magyarázata valószínűleg az alumíniumoxid igen kis hővezetési együtthatójára vezethető vissza. 25 W/mK-értékével messze elmarad a SiN 35 W/mK, ill. az acél 60 W/mK jellemző adataitól.. Ennek következménye a nagyobb hőmérsékletű állapotok kialakulása az együttműködő felületi tartományokban, ami a minimális kenőfilm-vastagság csökkenést eredményezi. Figyelemreméltó a N-ion-implantálással kezelt felületű lapkákkal elért eredmény. A szakirodalomból ismertek a kezelt felületű anyagpárosításnál tapasztalt kedvező eredmények, de nem csúszó, hanem görgős-átviteli kapcsolatok esetén. [60]. Feltehetően a felület felszínhez közeli tartományában beágyazódott nitrogén-ionok hatására alakulnak ki olyan kedvező energia-szintek, amelyek eddig fel nem tárt kedvező kölcsönhatásokat eredményeznek a kenőolajjal való együttműködés folyamán. A normálerő hatásának vizsgálata
A hengerfejen vizsgálatot végeztem annak számszerűsítésére, hogyan változtatja meg a bütyök és a szelepemelő között kialakuló normálerő a súrlódási veszteségeket. A normálerőt az adott szelepvezérlésnél kétféleképpen tudtam befolyásolni: a. b.
a mozgó tömegek nagyságának növelésével a rugóerő csökkentésével
A mozgó tömeget úgy tudtam megnövelni, hogy mindkét szelepre ragasztással egy-egy a szívószelep tömeg kb. 25%-ának megfelelő 20 g-os tömegű korongot ragasztottam. Ez a teljes redukált tömeg kereken 10%-át teszi ki. A rugóerő csökkentését a belső szeleprugó kiszerelésével oldottam meg. A vizsgálatot 1000 f/p-es értéknél végeztem, nehogy a megnövelt tömegerő, ill. a lecsökkent rugóerő következtében az alkatrészek között megszakadjon az erőkapcsolat. A vizsgálat eredményét az alábbi oszlopdiagram szemlélteti.
74
3,5
6-21 ábra: Fm és FR hatása a súrlódási veszteségre
Nyomaték [Nm]
3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 eredeti
növelt tömeg
csökkentett rugóerő
Az eredmény legalább is első pillanatban némi meglepetéssel szolgált. A tömegerő növelése a mérési eredmények alapján nem okozott mérhető változást a hajtási nyomaték esetében. A rugóerő csökkentése ugyanakkor szemléletesen is igazolta a rugóerő közvetlen hatását a normálerőre és azon keresztül a tengely hajtási nyomaték-igényére. Az első pillanatban számomra sem egyértelmű eredmény értelmezésére a 7. sz. fejezetben végeztem számításokat.
7.
Nyomaték-számítások a veszteséget befolyásoló konstrukciós és üzemi paraméterek hatásának feltárására
Az értekezés 2. és 3. fejezete korszerű szelepvezérlési tendenciákról, a 4. a szelepvezérlés működését jellemző tibológiai viszonyokról és az azokat minősítő mérések és számítások eredményeiről, a 6. fejezet pedig jellegzetes szelepvezérlő berendezések próbapadi vizsgálatainak eredményeiről szólt. Az egyes tendenciák eredményességének megítélése, illetve a várható előnyök megbecsülése szempontjából bizonyára előnyös, ha arra alkalmas, gyors számítási módszerrel előre is meg lehet becsülni, és ha pontosan számszerűsíteni nem is, de legalább minősíteni lehet a tervezett intézkedéseket. Az értekezés témájának megfelelően egy olyan számítási módszer kidolgozására tettem kísérletet, amelynek segítségével különböző geometriájú bütyökprofilok esetében elemezni lehet a berendezés konstrukciós paramétereinek módosítása következtében megváltozott súrlódási veszteségek alakulását. A súrlódási veszteségeket, mint ahogy azt a 6. sz. fejezetben láttuk, a szelepvezérlő berendezés hajtási nyomatékigénye pontosan jellemzi. A nyomaték számításához a bütyökre ható erőket és a bütyök-szelepemelő kapcsolat geometriai viszonyait kell pontosan definiálni. A számításokat alapvetően kétféle bütyökprofil adatainak felhasználásával végeztem. •
Az „A”-jelű hengerfej próbapadon is bemért, tehát ismert, valós hajtási nyomatékigényű szelepvezérlésének kipufogó modulján.
75
•
Egy olyan helyettesítő, úgynevezett harmonikus bütyökprofilon, melynek geometriai paramétereinek nagy szabadságfokú módosításával reméltem további általánosítható következtetésekhez vezető számítási eredményeket.
7.1 A hajtónyomaték számítása A nyomatékszámítás elve természetesen mindkét bütyökprofil esetében azonos.
A különbség abban van, hogy amíg a valós bütyökprofil geometriai paramétereit a bütyökprofil alakjának és koordinátáinak nagy pontosságú mérésével, a mozgásviszonyokat (szelepemelést, a szelep sebességét és gyorsulását) pedig számítással kellett meghatározni, addig a körívekből álló harmonikus bütyök esetében valamennyi paraméter számítással meghatározható. FSemelő+szelep A bütyök alapvető geometriai paraméterei: az alapkör sugara(R0), a fejkör sugara (R2), az összekötő körív sugara (R1), a bütyökszög értéke (Φ), a bütyökszögnek a gyorsítási- ill. lassítási szakaszra eső résztartományai (Φ1 és Φ2) és a maximális szelepemelés (smax = h)
7-1 ábra: a bütyökprofilt jellemző általános paraméterek
,
A hajtáshoz szükséges nyomaték szempontjából az alábbi összetevőket vettem figyelembe: • Az FN normálerő által lN erőkaron kifejtett MN nyomaték FN értékét elsősorban az Fm tömegerő, FR rugóerő, valamint a szelepemelő és szelepszár mozgásakor megvezető furatban ébredő FS emelő súrlódó-erő határozzák meg. • Az FN normálerő hatására a bütyök és a szelepemelő között létrejövő FS súrlódó erő által (R0+s) erőkaron kifejtett MSemelő nyomaték • A vezérműtengely siklócsapágyaiban a tengelyre ható FN és FS erők hatására ébredő MCS nyomaték
A fent kifejtett nyomaték az alábbi összefüggés alapján számítható: M = FN ⋅ l N + FS ⋅ (R 0 + s ) + µ CS FN2 + FS2
(8-1)
76
A normálerők meghatározása
A normálerők számításának értelmezéséhez a szelepvezérlésben ébredő, a szelepszárra redukált tömegerők és a rugóerők kölcsönhatását kell a 7-2 sz. ábra szerint értelmezni. Szelep-emelés
Szelep zárás
alapkör
I. gyorsító szakasz
II. lassító szakasz
III. gyorsító szakasz
IV. lassító szakasz
alapkör
FHK
FR + Fm
FR - F m
FR - F m
FR + Fm
FHK
FHK FR Fm
FN=FHK+FR+Fm
+Fm -FR
7-2 sz. ábra
A vezérlő bütyköt terhelő normálerő számítása
A normálerő számításához az esetleges hidraulikus szelephézag kiegyenlítő által az alapkörön való legördülés alatt kifejtett erőt (FHK), a redukált tömegerőt (Fm), a szelepemelő és a szelepszár közöttfellépő súrlódó erőt és a rugóerőt (FR) kell előjel-helyesen összegezni: FN = FHK + Fm + FR + FS µ emelő
(8-2)
Az összefüggés összetevői közül a rugóerő és a tömegerő hatása a domináns, a hidraulikus szelephézag kiegyenlítő hatását csak az alapkörön való legördülés alatt kell figyelembe venni (feltéve, ha van ilyen berendezés), a szelepemelő és a szelepszár súrlódásának hatását viszont csak a szelepnyitás fázisában. A diagramból egyébként szemléletesen kitűnik, hogy a fordulatszámtól függő tömegerő hatása másképpen értelmezendő a szelepnyitás gyorsítási fázisában –amikor a rugó- és tömegerő hatása összegződik- valamint a szelepnyitás lassuló fázisában, amikor a tömegerő a rugóerő hatását csökkenti.
77
M FN Fm FHK
a számított nyomaték a bütyök felületén ható normálerő a bütyök felületén ható redukált tömegerő a hidraulikus szelephézag-kiegyenlítő alapkörre a kinematikai excentricitás (az érintkezési pont kivándorlása) a normálerő által keltett súrlódó erő a bütyök alapkör sugara a szelepnyitás pillanatnyi értéke a tengely csapágyazásának súrlódási együtthatója a hidraulikus szelephézag-kiegyenlítő és az alapkör közötti súrlódási együttható a szelepemelő és a megvezető furat közötti súrlódási együttható
lN FS R0 s µCS µHK µemelő
[Nm] [N] [N] [N] [m] [N] [m] [m] [-] [-] [-]
A vezérműtengely csapágyazásában tiszta folyadéksúrlódást feltételezve a súrlódási együttható értékét µCS =0,01 –re, a szelepszár és a szelepemelő súrlódási együtthatójára µemelő =0,02-t választottam. FS súrlódó erő a normálerő valamint a bütyök és a szelepemelő között értelmezett súrlódási tényező szorzataként számolható. A súrlódási tényező nagyságrendje és jellege a szakirodalmi áttekintésből ismert. Az EHDkenésviszonyoktól függően a kritikusnak tekinthető bütyökcsúcs tartományában µ értéke terhelés, a fordulatszám és a hőmérséklet függvényében a hidrodinamikus kenésviszonyokra jellemző érték tízszeresét is meghaladhatja, míg a szelepemelés kezdetén a tiszta folyadéksúrlódás szintjéről, tehát 0,01-0,02 értékről indul. A számításoknál az alábbi diagramban összeállított, az említett forrásmunkák adataival jól korreláló értékekkel számoltam 0,16 0,14
Súrlódási együttható
0,12 350
0,10
500 1000
0,08
2000 0,06
3500
0,04 0,02 0,00 0
36
72
108
Bütyökszög [fok]
7-3 ábra
A nyomatékszámításnál használt súrlódási együtthatók
78
A nyomatékszámítási módszert az „A” jelű hengerfej kipufogó-szelepének paramétereivel végzett próbaszámítással ellenőriztem. A tömegerők meghatározásához fel kellett venni a vezérlő bütyök foronómiai görbéit. Fordulatszám: bütyökszög: max. szelepnyitás:
15000 a 2 [m /s ] 12500
3000 f/min 144 fok 10,512 mm
7-4 ábra: Kipufogó szelep foronómai görbéi
12 s [m m ] 10 v [m /s]
10000
8
7500
6
5000
4
2500
2
0
0
-2500
-2
-5000
-4
-7500 0
-6 144
72
Bütyökszög [ bt0 ]
A vezérműtengely bütyök bemérésére nagy pontosságú optikai osztófejes mérőgépen, sík talpú érintővel került sor., így a kapott értékek megfeleltek a szelep tényleges elmozdulási értékeinek. A sebességet és a gyorsulást grafikus differenciálással határoztam meg. A tömegerő számításához a szelepszárra redukált tömeg nagyságára, a rugóerő számításához a rugó jelleggörbéjére és előfeszítésének értékére volt szükség. Megnevezés
szeleprugó (kipufogó)
rugóerő [N]
számított rugóállandó: 24,71 N/mm
600 500 400 300 200 100 0 0
5
10
15
út [mm]
20
Tömeg [g]
szelep ék (2db) rugótányér szelepemelő rugó redukált tömeg
45,1 1,0 14,3 59,0 41,5 133,2 g
előfeszítés
12 mm
7-5 ábra: Kipufogó szeleprugó diagram és a mozgó tömegek nagysága
Fm, FR, FN
.
[N]
Ezekkel az adatokkal a tömeg- és rugóerők, illetve a kettő összegzéseként az FN normálerők értékei már számíthatók. 3000 2500 2000 1500 1000 500 0 -500 -1000 0
72
144
Bütyökszög
7-6 ábra:
Tömegerő-, rugóerő- és normálerő diagram
79
A 8-1 összefüggés alapján a bütyökszög függvényében kiszámolt hajtónyomaték értékeket a 7-7 sz. ábra mutatja.
Hajtónyomaték [Nm]
20 15 10 n = 500 ford/min
5
n = 1000 ford/min
0
n = 2000 ford/min
-5
n = 3500 ford/min
-10 -15 -20 0
36
72
108
144
Bütyökszög [fok]
7-7 ábra:
Számított hajtónyomaték a bütyökszög függvényében
Hajtónyomaték [Nm]
Az egy teljes tengelyfordulatra számolt átlagnyomatékok értékét és ezeknek az értékeknek a háromszorosát a 7-8 sz. diagram ábrázolja. A diagramba berajzoltam a konkrét berendezésen 3 db kipufogó szeleppel együttműködő vezérműtengelyen mért nyomaték értékeit, így a mért és a számított értékek közvetlenül összehasonlíthatók. 2,0 1,8 1,6 1,4 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0,0
mért érték 3 x számított érték számított érték
0
1000
2000
3000
4000
fordulatszám [ford/min]
7-8 ábra:
A mért és számított nyomatéki karakterisztikák összehasonlítása
A számított és a mért értékek összevetése a közös fordulatszám-tartományban igen jónak mondható megegyezést mutat, a számítási módszer ennek alapján mindenféleképpen alkalmas az egyes paraméterek hatásának reális megítélésére. Annál is inkább, hiszen ezeknél a vizsgálatoknál kevésbé a pontos nyomatéki értékek nagysága, mint inkább a változások tendenciája a fontos.
80
A 7-7 és 7-8 sz. ábrák a nyomatékszámítások végeredményét jelenítik meg, ugyanakkor az Excel programban futtatott számítások néhány részeredménye hasonlóan fontos információtartalommal bír. 1500
Fm, Frugó [N]
1000
Fm - 1000 ford/min
500
Fm - 2000 ford/min Fm - 3500 ford/min
0
Frugó -500 -1000 0
36
72
108
144
bütyökszög [fok]
7-9 ábra:
A szelepműködtető berendezésben ébredő tömegerő és a rugóerő
A 7-9 ábra a szögsebesség négyzetével arányos tömegerők és a szeleplöket függvényében változó tömegerő jelleggörbéit mutatja. A rugóerő határozza meg a szelepvezérlés maximális fordulatszámát, ami esetünkben 3750 ford/min. Ennél nagyobb fordulatszámon a tömegerő meghaladja a rugóerőt, és megszűnik az együttműködő alkatrészek közötti állandó erőkapcsolat. 7.2
Konstrukciós módosítások hatása a hajtónyomatékra
A fenti számítási eljárás alkalmazásával olyan eseteket vizsgáltam meg, amelyek az elmúlt évek fejlesztési eredményeiben dominánsan jelentek meg, így pl. a mozgó tömegek csökkentése, vagy a változtatható löketű szelepműködtetés alkalmazása. A mozgó tömegek tömegének csökkentésének hatása a hajtónyomatékra
A szelepvezérlés eredeti 0,1332 g-os tömegét lépésenként 10-10%-kal csökkentve kiszámoltam a csökkentett tömegekhez tartozó hajtónyomatékot. A tömegcsökkentés természetesen primér módon a tömegerőt és ezen keresztül a normálerőt befolyásolja. m = 100% m = 90 % m = 80 % m = 70 % 1000 800
FR, Fm, FN [N]
600
7-10 ábra A tömegcsökkentés hatása a normálerőre
FN
400 200
Fm
0 -200 -400
FR
-600 -800 0
72
144
Bütyökszög [fok]
81
A hajtónyomaték számítása hasonló eredménnyel zárult, mint a 6. fejezetben a „B”-jelű hengerfejen végrehajtott tömegmódosítás. Ott azt tapasztaltam, hogy a mozgó tömeg növelése nem okozott veszteség-növelést, a csökkentett tömeggel végzett számítások eredményei pedig azt mutatták, hogy a berendezés hajtási nyomaték-igénye növekedett. m = 100 %
m = 90 %
m = 80 %
m = 70 %
20 15
M [Nm]
10 5 0 -5 -10 -15 -20 0
72
144
Bütyökszög [fok]
7-11 ábra:
A tömegcsökkentéssel számított hajtónyomatékok alakulása n= 3000 [f/min] fordulatszámon 0,7 0,6 0,5
M [Nm]
A m=100% 0,4
A m= 90 % A m= 80%
0,3
A m= 70 % 0,2 0,1 0,0 0
1000
2000
3000
4000
fordulatszám [ford/min]
7-12 ábra:
Az „A” jelű szelepvezérlésre számított nyomatéki karakterisztikák
A tömegcsökkentések hatása értelemszerűen a nagyobb fordulatszámok felé érvényesül erősebben. A 7-12 sz diagram a tendenciát, az alábbi táblázat az egyes változatok számszerű értékelését is tartalmazza.
82
m % 100 90 80 70
350 M [Nm] % 0,606 100% 0,606 100 0,607 100 0,607 100
500 M [Nm] % 0,576 100% 0,576 100 0,577 100 0,577 100
1000 M [Nm] % 0,379 100% 0,381 101 0,382 101 0,384 101
2000 M [Nm] % 0,348 100% 0,355 102 0,362 104 0,369 106
3500 M [Nm] % 0,335 100% 0,365 109 0,396 118 0,428 128
A tömegcsökkentés a névleges fordulatszámon 10%-onként nem kevesebb, mint 9 %-os veszteség-növekedést „eredményezett”. A 7-10 ábra alapján jól látható, hogy a tömegek csökkentése lehetőséget nyújt arra, hogy a rugóerőt, például az előfeszítettség csökkentésével, illesszük a módosult tömegerőkhöz. Természetesen anélkül, hogy ez az intézkedés az eredeti 3750 ford/min-os biztonsági fordulatszámot érintené. 2000
FR, Fm [N]
1500 1000
Rugóerő - m=100% Tömegerő - m=100%
500
Tömegerő - m=70% Tömegerő - m=70%
0 -500 -1000 0
36
72
108
144
Bütyökszög [fok]
7-13 ábra:
A rugóerő illesztésének technikája
A 7-13 sz ábrán látható a szeleprugó illesztésének „technikája”. A tömegcsökkentés eredményeképpen mérséklődött tömegerőhöz a rugóerő illesztése úgy történik, hogy az előfeszítettség értékét addig módosítom, amíg a 72 foknál a rugóerő-görbe éppen érinti a tömegerő görbét. Ebben az esetben ez azt jelentette, hogy a rugó-előfeszítés értékét 12,5 mmről 5,45 mm-re lehetett csökkenteni. Az illesztett rugóerőkkel megismételt számítások eredményét az alábbi összefoglaló táblázat és a 7-14. sz. ábra mutatja. m % 100 90
350 M [Nm] % 0,606 100% 0,536 88
500 M [Nm] % 0,576 100% 0,509 88
1000 M [Nm] % 0,379 100% 0,335 88
2000 M [Nm] % 0,316 100% 0,279 88
3500 M [Nm] % 0,304 100% 0,265 87
80
0,469
77
0,445
77
0,292
77
0,243
77
0,228
75
70
0,396
65
0,376
65
0,246
65
0,205
65
0,187
62
83
0,7 0,6
M [Nm]
0,5 A m=100%
0,4
A m= 90 % A m= 80%
0,3
A m= 70 %
0,2 0,1 0 0
1000
2000
3000
4000
fordulatszám [ford/min]
7-14 ábra:
Tömegcsökkentés és illesztett rugóerők hatása a hajtónyomatékra
A kapott eredmény egyértelműen igazolja, mennyire eredményes lehet a mozgó tömegek csökkentésével elérhető hatásfok növelés. A táblázat adatai egyértelműen mutatják, hogy minden ∆m=10%-os tömegcsökkentés 12-13 %-os hajtónyomaték csökkentést tesz lehetővé a teljes fordulatszám tartományban. Javaslat a változó előfeszítettségű szeleprugók alkalmazására
A fenti vizsgálatokból egyértelműen kitűnik a szeleprugó domináns szerepe, ami első sorban a kis fordulatszám-tartományokban jelentős, hiszen ilyenkor a tömegerők hatása elhanyagolhatóan kicsi. Ezek a tapasztalatok ösztönöztek arra, hogy vizsgáljam meg, milyen tartalékok vannak ezen a területen a a szelepműködtető berendezések hatásfokának javítása tekintetében. A 3. sz. fejezetben láttuk, hogy a töltetcserét elősegítő rendszer moduljai ma már mind változtatható paraméterekkel képesek reagálni a motor különböző üzemállapotában jelentkező igényekre: változtatható turbinageometria, több fokozatú feltöltés, elektromosan támogatott feltöltő, változtatható szívócsőhossz, lekapcsolható szívócső, változtatható fázisszögű vezérműtengely, változtatható szeleplöket. Egyetlen egy olyan modul van, amelynek 100 esztendő óta változatlan a funkciója: a szeleprugó. A szeleprugó méretezése biztonsági okokból egy olyan fordulatszámra történik, ami messze kívül esik a motor üzemi fordulatszám-tartományán. (lásd 7-15 sz. ábra) Ugyanakkor a járművek üzemszerű használatakor a diagramban is feltüntetett részterhelési munkaterületet reprezentáló EMVG menetciklus által érintett tartomány, illetve ezen tartomány súlyozott átlaga a meghatározó. Ez az a tartomány ami a járművek fogyasztása szempontjából a legnagyobb jelentőséggel bír.
84
1
3
we [kJ/dm ]
0,8
0,6
0,4
MVEG menetciklus
0,2
0 0
1000
2000
3000
4000
A leggyakrabban használt tartomány
7-15 ábra:
5000
6000
7000
8000
A szeleprugó méretezésére javasolt és használt tartomány
A szeleprugók méretezését meghatározó fordulatszám-tartományok
A rugóeerő csökkentésének előnyeit a B-jelű hengerfejjel végzett kísérleti mérések egyértelműen igazolták. (lásd 6-21. sz. diagram) A mérési eredmények igazolására végzett számításaim során a szeleprugó eredeti előfeszítettségét 2-2 mm-rel csökkentve meghatároztam a hajtónyomaték értékét.
FR, FN [N]
A 7-16 ábra azt szemlélteti, hogy az n=2000 fordulaton (ez 4000 ford/min motorfordulatszámnak felel meg) milyen tartalékai vannak a rugóerő előfeszítés változtatásának. 1200 1000 800 600 400 200 0 -200 -400 -600 -800
So = 12,5 mm So = 10,0 mm So = 8,0 mm So = 6.0 mm So = 4,0 mm Fm (2000 ford/min) 0
72
144
Bütyökszög [fok]
7-16 ábra:
A csökkentett előfeszítéssel számított rugóerők alakulása
85
Hajtónyomaték [Nm]
A 7-17 ábra a bütyökszög függvényében változó nyomaték-értékek alakulását mutatja a példaként kiragadott 2000 ford/min fordulatszám értékeken különböző szeleprugó előfeszítési értékek mellett.. A 7-18 sz. diagram pedig a nyomatéki karakterisztikákat mutatja be a fordulatszám függvényében 10 8 6 4 2 0 -2 -4 -6 -8 -10
So = 12,5 mm So = 10 mm So = 8 mm So = 6 mm So = 4 mm
0
36
72
108
144
Bütyökszög [fok]
7-17 ábra:
A rugóelőfeszítés csökkentésével számított hajtónyomatékok alakulása (n = 2000 ford/min)
Hajtónyomaték [Nm]
0,8 0,7 0,6
So = 12,5 mm
0,5
So = 10,0 mm
0,4
So = 8,0 mm
0,3 0,2
So = 6,0 mm
0,1
So = 4,0 mm
0 0
1000
2000
3000
4000
fordulatszám [ford/min]
7-18 ábra:
A rugóelőfeszítés csökkentésével számított nyomatéki karakterisztikák
Az alábbi táblázat a rugóerő módosításával számított nyomatéki értékek abszolút értékeit és az eredeti érték százalékában kifejezett változásokat mutatja. s0 mm 12,5 10 8 6 4
350 M [Nm] 0,606 0,530 0,471 0,411 0,351
500 % 100 87 78 68 58
M [Nm] 0,575 0,503 0,446 0,389 0,332
1000 % 100 87 78 68 58
M [Nm] 0,379 0,329 0,289 0,250 0,211
2000 % 100 87 76 66 56
M [Nm] 0,316 0,261 0,224 0,187 0,150
max % 100 83 71 59 47
M [Nm] 0,304 0,245 0,190 0,150 0,120
% 100 81 63 49 39
Pl. az alapjárati fordulatszámnak megfelelő 350 ford/min fordulatszámon a 2-2 mm-rel csökkentett előfeszítés hatására a hajtónyomaték átlagosan 10 %-kal csökkent, míg az MVEG ciklus felső fordulatszámát reprezentáló 2000-es fordulatszámon 12,5 %-kal. A potenciálisan igen jelentős veszteség-csökkenés feltétlenül indokolja a javasolt megoldás alkalmazását.
86
7.3
A vezérlő bütyök geometriai paramétereinek hatása a hajtónyomatékra
A vezérlő bütyök paramétereinek változtatásával elérhető eredmények vizsgálatát a harmonikus bütyökprofil felhasználásával végeztem, mivel a paraméterek változtatása következtében módosuló szelepemelő mozgásegyenletek matematikailag egyszerűen meghatározhatóak. A bütyökprofilt gyakorlatilag három körív (R0 sugarú alapkör, R2 sugarú fejkör és a kettőt összekötő R1 sugarú kör ) képezi. A 7-19 sz. ábra bemutatja a harmonikus bütyök kialakítását, valamint a számításhoz szükséges geometriai adatok jelöléseit. Az egyes variánsok alapadatainak gyors meghatározása érdekében egy G-Nocken nevű Excelprogramot dolgoztam ki, mely négy kiválasztott bázis paraméter (pl. alap- és fejkör sugár, bütyökszög és maximális szelepemelés) bevitele után az összes többi, a számításhoz szükséges paramétert kiszámítja. A program a 8-2 sz. ábra jelölései és összefüggései alapján számítja ki az egyes változatok minden olyan paraméterét, amellyel a foronómiai görbék számíthatók. K0K1 = l1 K0K2 = l2 K0P01 = R0 K2P12 = R2 K0K2 + R2 = smax l1 + R0 = R1 2(Φ1 + Φ2) = Φ
(bütyökszög)
Φ0 + Φ1 + Φ2 = 90°
7-19 ábra Paraméterek a harmonikus bütyökprofil számításához
Az standard- vagy alapprofil az A-jelű hengerfej kipufogó szelepének adataival számolt bütyökprofil jelentette. Alapkör Ø Szelepnyitási szögtartomány: Maximális szelepemelés:
18.03 144 10,512
mm vezérmű-tengely fok mm
Az egyes bütyök-változatok paramétereinek pontos meghatározásához egy „G-Nocken” nevű Excel – programot készítettem. A program gyakorlatilag a 7-19 sz. ábra alapján a geometriai egyenletek felhasználásával számítja ki a tetszés szerint megválasztható 3 paraméter (például a szelepemelés, a bütyökszög és az alapkör) alapján a hozzátartozó összes többi paramétert.
87
G-NOCKEN PROGRAM A HARMONIKUS BÜTYÖK GEOMETRIAI PARAMÉTEREINEK SZÁMÍTÁSÁHOZ Választott adatok ? 1+? 2 Ralapkör R2 fejkör hszelepmax Rmax K2 (y) ? 0(fok) ? 0(Rad) fi-1(fok) fi-1(Rad) fi-2(fok) Számított ? -1 (fok) ? I-1 (Rad) ? -2 (fok) ? I-2 (Rad) R1 K1(x:y) x y K0-K1= l1 K0-K2= l2
Ko (x:y) K2 (x:y) ? (o) tg Fi(o) Po (x:y) P1 (x:y) m (P1 - K2) m (P12 -K1) P1-2 m (P12 -K1) m (P1 -K1) metszéspont K1 (x:y) L1 R1 P2 (x:y)
72 18,03 4,6800 10,512 28,542
ADATOK, SEGÉDSZÁMÍTÁSOK
23,862 18 0,3141592 65,39759 1,1414031 6,6024101 értékek 29,506492 0,2085422 42,493508 0,7416515 50,757326 31,125537 -10,1133 32,727326 23,862
0,0000 0,0000 18,0000 0,3249 -17,1475 -12,6966 1,5545 -0,6433 -6,3483 9,9098 0,0000 31,1255 32,7273 50,7573 -3,1614
0,0000 23,8620 0,3142
1 fok/R
0,0174533
szög Fi o 180-Fi o
fok 18 162
Radian 0,31415922 2,82743298
tangens sin cos arctg 0,32491965 0,309017 0,9510565 0,32492 -0,3249201 0,3090174 -0,951056 -0,32492
szög 0,3141595 -0,31416
sin(1/2.FI1) R1-R2
6,3483023
9,86831185
137,684521 4,7958315 0,1040822 1/2.FI1 46,077326
0,1042711 5,9742942
sin(F2)
0,6755066
FI0+FI1+FI2=
90
alfa= alfa=
5,5716 4,1254
0,7416515 42,493508
0,9991443 57,2467604 -0,571652 -32,7532526
m (P12-K2) -0,6433018 m (P1-K2) -0,3249196 0,31838211
4,083874
13,9937 R2.sinalfa -10,1133
tgalfa =
0,737354 R2.cosalfa 8,6395485 alfa =
0,67550658 tgalfa 1,45556232
1,091557 alfa =
0,8291448
83,39759
27,3128
7-20 ábra: A G-Nocken nevű program adatbeviteli és adatszolgáltatói mezői A program segítségével meghatározott adatok a különböző paraméterű bütyökprofilokkal történő számításokhoz: Állandó R2= 4 mm fejkör-sugárral számított adatok R0
20,000
18,000
17,000
16,000
16,000
l1
28,620
31,451
33,466
35,967
35,967
l2
26,512
24,542
23,512
22,512
22,512
hszelep Φ1 Φ2 Φ1 + Φ2
10,512 34,409 37,591 72,000
10,512 30,877 41,123 72,000
10,512 28,770 43,230 72,000
10,512 26,510 45,490 72,000
10,512 26,510 45,490 72,000
Állandó R0 = 18 mm alapkör-sugárral számított adatok: R2
2,000
3,000
4,000
5,000
6,000
7,000
l1
28,579
29,872
31,442
33,389
35,868
39,129
l2
26,547
25,547
24,547
23,547
22,547
21,547
hszelep Φ1 Φ2 Φ1 + Φ2
10,512 34,467 37,534 72,000
10,512 32,755 39,245 72,000
10,512 30,887 41,113 72,000
10,512 28,842 43,159 72,000
10,512 26,593 45,407 72,000
10,512 24,111 47,889 72,000
88
A bütyök foronómiai görbéi az alábbi összefüggés alapján számíthatóak.
Paraméterek
gyorsító szakasz
lassító szakasz
Tartomány Szelep – út Sebesség Gyorsulás
Ψ1 s = l1 (1 − cos ϕ 1 ) v = ω ⋅ l1 ⋅ sin ϕ 1
Ψ2 s = h − l 2 (1 − cos ϕ 2 ) v = −ω ⋅ l 2 ⋅ sin ϕ 2
a = ω 2 ⋅ l1 ⋅ cos ϕ 1
a = −ω 2 ⋅ l 2 ⋅ cos ϕ 2
A fejkör-sugár (R2) változtatásával a bütyökprofil is megváltozik. A 8-4 sz. diagram jól szemlélteti, hogy a fejkör-sugár értékének változtatása jelentős mértékben megváltoztatja nem csupán a a gyorsulási értékeket, hanem a gyorsítási, illetve lassítási szögtartományok nagyságát is. Növekvő fejkörsugár értékhez kisebb Φ1 szögtartomány és ennek megfelelően a gyorsító szakaszban nagyobb gyorsulási értékek tartoznak, ahogy ezt a 7-21 sz ábra is mutatja
Fajlagos gyorsulás a/ω2
0,05 0,04 R2=2 mm R2=3 mm R2=4 mm R2=5 mm R2=6 mm R2=7 mm
0,03 0,02 0,01 0 -0,01
R0 = 18 mm
-0,02 -0,03 0
72
144
Bütyökszög [fok]
7-21 ábra: A fejkör-sugár módosításának hatása a szelep gyorsulására A gyorsulási értékek változása eltérően érvényesül a szelepnyitás első (gyorsuló) és második (lassuló) tartományában. Növekvő fejkör sugár értékeknél a gyorsulási értékek és így a tömegerők is a gyorsuló tartományban nagyobbak, a lassuló tartományban pedig kisebbek lesznek az előző értékekhez képest. Hatásuk tehát ellentétes és ahogy azt az egyes fejkör-sugár értékek paramétereivel számított hajtási nyomaték karakterisztikák is mutatják, a számított hajtónyomaték értékek nem mutatnak jelentős eltérést. (7-22 sz. ábra)
89
Hajtónyomaték [Nm]
0,7 0,6
R2 = 2 mm R2 = 3 mm R2 = 4 mm R2 = 5 mm R2 = 6 mm R2 = 7 mm
0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 0
1000
2000
3000
4000
Bütyökszög [fok]
7-21 ábra: A fejkör-sugár módosításának hatása a hajtónyomatékra (R0 = 18 mm) Ha azonban a szeleprugó előfeszítését a megváltozott dinamikai viszonyok figyelembe vételével módosítjuk, akkor már jelentős nyomaték-változások könyvelhetők el. (7-22 sz. diagram) A szeleprugó illesztésekor a rugó-előfeszítésének értékét ebben az esetben is úgy módosítottam, hogy a rugóerő-görbe éppen érintsen egy biztonsági maximális fordulatszámra (n=7500 ford/min) kiszámított normálerő görbét.
Hajtónyomaték [Nm]
0,7 0,6
R2 = 2 mm R2 = 3 mm R2 = 4 mm R2 = 5 mm R2 = 6 mm R2 = 7 mm
0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 0
1000
2000
3000
4000
Bütyökszög [fok]
7-22 ábra: Fejkör-sugár és illesztett szeleprugó hatása a hajtási nyomatékra (R0 = 18 mm) A kiszámított és az alábbi táblázatban összeállított hajtónyomaték-csökkenési értékek a nagyobb fordulatszámok felé haladva nőnek. R2
350
500
1000
2000
3500
mm
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
2
0,632
100
0,602
100
0,473
100
0,358
100
0,370
100
3 4 5 6 7
0,613 0,592 0,571 0,550 0,530
97 94 90 87 84
0,584 0,564 0,544 0,524 0,504
97 94 90 87 84
0,456 0,439 0,422 0,406 0,390
96 93 89 86 83
0,344 0,329 0,314 0,299 0,286
96 92 88 84 80
0,345 0,316 0,288 0,262 0,240
93 85 78 71 65
90
Fejkör milliméterenként 500 ford/min fordulatszámon átlagosan mintegy 3%-kal, 3500 ford/min fordulatszámon pedig már kereken 7%-kal csökken a veszteséggel ekvivalens hajtónyomaték. Az alapkör sugár változtatásával hasonló hatást lehet elérni. A gyorsulási diagramok a két vizsgált paraméter esetében éppen ellentétes hatást jeleznek. A fejkör-sugár növelése hasonló változást idéz elő, mint az alapkör-sugár csökkentése.
Fajlagos gyorsulás a/ ω2
0,05 0,04 0,03 R0 = 16 mm
0,02
R0 = 17 mm
0,01
R0 = 18 mm
0
R0 = 20 mm
R0 = 19 mm
-0,01 -0,02
R2 = 4 mm
-0,03 0
72
144
Bütyökszög [fok]
7-23 ábra: Az alapkör-sugár módosításának hatása a szelep gyorsulására Ezt a rugóerő-illesztéssel kapott nyomatéki karakterisztikák és a változásokat számszerűen is feltüntető táblázat adatai is bizonyítják.
Hajtónyomaték [Nm]
0,8 0,7 0,6
Ro = 20 mm Ro = 19 mm Ro = 18 mm Ro = 17 mm Ro = 16 mm
0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 0
1000
2000
3000
4000
Fordulatszám [ford/min]
7-24 ábra: Alapkör-sugár és illesztett szeleprugó hatása a hajtási nyomatékra (R2 = 4 mm) Ro
350
500
1000
2000
3500
mm
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
M [Nm]
%
20
0,745
100
0,710
100
0,555
100
0,425
100
0,447
100
19 18 17 16
0,690 0,640 0,590 0,544
93 86 79 73
0,660 0,610 0,562 0,518
93 86 79 73
0,520 0,481 0,437 0,402
94 87 79 72
0,390 0,359 0,327 0,298
92 84 77 70
0,410 0,357 0,312 0,272
92 80 70 61
91
Az alapkör-sugár értékét 1-1 mm-rel csökkentve 500 ford/min fordulatszámon átlagosan mintegy 7%-kal, 3500 ford/min fordulatszámon pedig már kereken 10%-kal csökken a veszteséggel ekvivalens hajtónyomaték. A „kombinált optimummal” számított hajtónyomaték értéke.
A számításokba bevont legkisebb alapkör (Ro = 16 mm)- és legnagyobb fejkör (R2=7 mm) mérettel kiszámolt hajtónyomaték értékek is igazolják azt a megállapítást, hogy a gyorsító- és lassító szögtartományok szerepe meghatározó a gyorsulások, és ezzel a hajtónyomatékok szempontjából. 0,6
7 / 20
l1
50,450
l2
19,512
hszelep Φ1 Φ2 Φ1 + Φ2
10,512 18,189 53,811 72
Hajtónyomaték [Nm]
R2 / Ro
0,5 0,4
Ro = 16 / R2 = 7
0,3
Ro = 16 / R2 = 4 Ro = 18 / R2 = 7
0,2 0,1 0 0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
Fordulatszám [ford/min]
7-25 ábra: A „kombinált optimális” paraméterekkel számított hajtónyomaték
R2 / R0 mm 4/18 4/16 7/18 7/16
350 M [Nm] 0,52 0,487 0,467 0,433
500 % 100 94 90 83
M [Nm] 0,495 0,455 0,445 0,411
1000 % 100 92 90 83
M [Nm] 0,339 0,29 0,285 0,272
2000 % 100 86 84 80
M [Nm] 0,317 0,3 0,277 0,247
3500 % 100 95 87 78
M [Nm] % 0,301 100 0,254 84 0,232 77 0,169 56
Az eredeti (Ro=18, R2=4) bütyökprofilhoz képest az úgynevezett kombinált optimális paraméterek ötvözésével (Ro=16, R2=7) kapott nyomaték értékek a teljes fordulatszámtartományban 17÷ 44 %-os veszteség-csökkenést jeleznek.
Összefoglalás: A vezérlő bütyök geometriai paramétereinek hatását elemezve megállapítható, hogy azok elsősorban a gyorsulások- és ezzel a tömegerők révén befolyásolják a rugóerő-tömegerő kölcsönhatását. Kedvezőnek azok a változatok bizonyultak (kis alapkör- és nagy fejkör-sugár értékek) amelyek a szelepemelés lassító szögtartományát megnövelik. Ezeket a tapasztalatokat a korszerű bütyök-konstrukciók tervezése során is figyelembe lehet- és kell is venni, ugyanakkor tisztában kell lenni azzal, hogy egy sor egyéb peremfeltétel vizsgálatára is szükség van. (Hertzfeszültség, hidrodinamikailag hatásos sebesség, stb) A bemutatott számítási példák jól szemléltetik, hogy a feladatra kidolgozott és alkalmazott program segítségével olyan eszköztár áll rendelkezésre, amely már a tervezési fázisban lehetővé teszi szelepvezérlési konstrukciók tribológiai megítélését is.
92
A számítások eredményei alapján megállapítható volt, hogy a szelepvezérlésben ható erők közül mindig a rugóerő domináns hatása érvényesül. Természetesen a rugóerő mérséklésének alapvető előfeltétele a tömegerők, tehát egy adott szelepvezérlés esetén a mozgó tömegek csökkentése. Egyről viszont nem szabad elfeledkeznünk. A rugóerőt mindig egy maximális biztonsági fordulatszámra méretezzük. Egy olyan üzemállapotra tehát, amelyet a járművek normál üzemmódban – például egy Új Európai Menetciklus teljesítése közben messze elkerülnek. Ennek következménye, hogy a mai korszerű szelepvezérlések is a konzekvens tömegcsökkentések, valamint a görgős mozgásátvitel alkalmazásával elért súrlódáscsökkentések ellenére elsősorban részterhelésben rendkívül rossz hatásfokkal üzemelnek. Ennek ismeretében talán nincs messze az idő, amikor a számos változtatható motorparaméter mellett a változtatható paraméterű/előfeszítettségű rugók is megjelennek az innovatív motortechnikák palettáján. 8
Az elért veszteségcsökkenés hatása motor tüzelőanyag-fogyasztására
A járműmotorok hatásfokával foglalkozó 2. és a szelepvezérlő berendezések veszteségcsökkentésével foglalkozó 6.-7. fejezet kapcsán joggal felmerül a kérdés, hogy milyen lehetőségei, ill. korlátai lehetnek a mechanikai hatásfok javítása következtében elérhető fogyasztás-csökkentésnek. A kérdés megválaszolására és a következtetések levonására számításokat végeztem, amely számítások kiindulási alapját egy 4-ütemű járműmotoron felvett fogyasztási kagylódiagram, valamint a motor üzemi tartományában mért mechanikai- és indikált hatásfok értékeket bemutató diagramok képezték. [61] A hatásfok mellett a motor fajlagos tüzelőanyag-fogyasztása (b) az a paraméter, amellyel az energiaátalakulás minősége jellemezhető. A motor által felhasznált tüzelőanyag egy része a veszteségek fedezésére, a fennmaradó része pedig a járműben hasznosítható teljesítmény kifejtésére szolgál. A két paraméter között természetesen szoros kapcsolat van, melyet az alábbi (8-1) összefüggés ad meg: be =
1 ηe ⋅ H
(8-1)
A 8-1 sz. fogyasztási kagylódiagram szemléletessé teszi, hogy a motor működése során az elégetett tüzelőanyag hasznosítása milyen jelentős mértékben függ a motor üzemállapotától, tehát a fordulatszámtól és kiemelkedően a terheléstől. Csökkenő terhelések felé haladva a hasznosítási hatásfok rohamosan csökken, amit a fajlagos, tehát az adott üzemállapotban leadott teljesítményre vetített tüzelőanyag-fogyasztás érték szemléletesen megjelenít. A (8-1) kifejezés felhasználásával a fenti diagram adataiból kiszámíthatjuk és a motor üzemi tartományába berajzolhatjuk az effektív hatásfok nagyságát bemutató görbéket is. (8-2 sz. ábra). A két diagram jellege természetszerűen hasonló
93
we 1 [kJ/dm 3] 0,8
be [g/kWh] 280
320
300
0,6
8-1 sz. ábra: Fogyasztási kagylódiagram
340
0,4 400 500
0,2
800
0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Fordulatszám n [ford/min]
we 1 [kJ/dm 3 ]
ηe [%]
0,8 29 %
0,6
27 25
0,4
20
0,2
8-2 sz. ábra: A motor effektív hatásfoka
15 10 5
0 0
1000
2000
3000
Fordulatszám
4000
5000
6000
n [ford/min]
A 8-3 sz. ábra a vizsgált motor indikált hatásfokának alakulását mutatja a motor teljes üzemi tartományában. A diagramból látható, hogy az indikált hatásfok összességében nagyobb mértékben függ a motor fordulatszámától, mint a terhelés mértékétől. we 1 [kJ/dm 3]
ηi [%]
0,8 0,6 30
0,4
8-3 sz. ábra: A motor indikált hatásfoka
0,2
32
34
36
38
40
28
0 0
1000
2000
3000
Fordulatszám
4000
5000
6000
n [f/min]
A veszteségek fedezésére felhasznált tüzelőanyag-fogyasztási paraméterek a 2-21 összefüggésnek megfelelően definiálhatók:
94
b0 =
1 η0 ⋅ H
ill.
bi =
1 ηi ⋅ H
(8-2), (8-3)
A (2-13), (2-19), (2-21) és (2-22) felhasználásával kapjuk: bi =
be ⋅ Pe
(8-4)
Pi
A vizsgálat tárgyát képező motor eredetileg indikálással és teljesítmény-fékpadi méréssel meghatározott mechanikai hatásfok értékeit a motor üzemi tartományában a 8-4 sz. diagram tartalmazza. we 1 [kJ/dm3]
ηm [%]
0,8 83
0,6
80 75 70
0,4
8-4 sz. ábra: A motor mechanikai hatásfoka
60 50
0,2
30
0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Fordulatszám n [ford/min]
mechanikai hatásfok [%]
A mechanikai veszteségek a működés közben egymással együttműködő alkatrészek között fellépő súrlódásból, a ventillációs veszteségekből, valamint a segédberendezések hajtásából származnak. Ebből következik, hogy egy adott motor esetében azok nagysága is első sorban az alapvető motorikus paraméterektől, tehát a motor fordulatszámától, terhelésétől és természetesen a motor üzemi hőmérsékletétől függ. 100 A 8-4 sz. diagram által tartalmazott 95 adatokat átszámolva egy olyan diagram is 90 megszerkeszthető, amely közvetlenül 85 mutatja egy-egy adott motor 80 A B fordulatszámra a mechanikai hatásfok 75 70 változását a terhelés függvényében. C 65
D
60 55
E
50 A - 1000 ford/perc B - 2000 ford/perc C - 3000 ford/perc D - 4000 ford/perc E - 5000 ford/perc
45 40 35 30 25
8-5 sz. ábra: A fordulatszám és a terhelés hatása a motor mechanikai hatásfokára
20 0
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
w e [kJ/dm3]
95
A 8-5 sz. diagram szemléletesen mutatja, hogy a nagyobb fordulatszám-értékekhez tartozó nagyobb mechanikai veszteségek (lásd 8-4 sz. diagram is) csak jelentős mértékben kisebb mechanikai hatásfok értékek elérését engedik meg. A hatásfok definíciójából közvetlenül következik (lásd 2-10 sz. összefüggés) hogy a veszteségek csökkentése javítja a hatásfokot. Ezzel összefüggésben jogos igényként merül fel annak ismerete, hogy egy adott mértékű veszteség-csökkentés milyen mértékben javítja a motor tüzelőanyag-fogyasztását. A veszteség-csökkentések révén elérhető hatásfok javítás lehetőségeit és korlátait az alábbi elemzések alapján lehet megfogalmazni: A motor fogyasztási kagylódiagramja átfogóan tájékoztat arról, hogy a vizsgált motor egyadott üzempontjában, tehát egy adott fordulatszámon és terhelésen, milyen fogyasztási értékkel kell számolni. Mélyreható elemzések szempontjából több, illetve jobban számszerűsíthető információt tartalmaznak az úgynevezett terhelési jelleggörbék, melyek a motor különféle paramétereit, (pl. fogyasztást, a kipufogógáz hőmérsékletet, az egyes károsanyag-összetevők koncentrációját, stb.) a motor terhelésének függvényében egy-egy adott fordulatszámon ábrázolják. (8-6 sz. ábra)
b
[g/kWh]
Példaként a 8-1 sz. fogyasztási kagylódiagram adatainak felhasználásával megrajzoltam a motor 3000-es fordulatszámához tartozó fogyasztási terhelési jelleggörbét.(we = 100%) Miután a működő motorban fellépő valamennyi veszteség hatása érvényesül, ezért ebben az esetben effektív, tehát tényleges fogyasztásról (be) beszélhetünk. 950 900 850 800 750 700 650 600 550 500 450 400 350 300 250 200 150
be (we = 100%)
A B C D E
A: B: C: D: E:
w m = 95 % w m = 90 % w m = 85 % w m = 80 % w m = 75 %
bi ( wm= 0)
0
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 3 w e [kJ/dm ]
A terhelési jelleggörbék alapján többek között meghatározható, hogy az adott fordulatszámon milyen motorterheléshez rendelhető hozzá a minimális tüzelőanyag fogyasztás. Ha az energiaátalakulási folyamat során ható valamelyik veszteség értéke lecsökken, akkor az a hatásfok növekedését és ezzel a fogyasztási értékek csökkenését okozza. 8-6 sz. ábra: Fogyasztási terhelési diagramok
A diagramban A......E betűkkel jelzett fogyasztási görbék a lépésenként 5-5 %-kal csökkentett mechanikai veszteségek hatására kialakuló fogyasztási értékek alakulását mutatja. Az alsó kék színű görbe a wm = 0, tehát a mechanikai veszteségektől mentes, úgynevezett indikált fogyasztást mutatja
96
A jobb kiértékelés érdekében kiszámoltam és a 8-7 sz. diagramban ábrázolva bemutatom, hogy az 5%-os lépcsőkben csökkentett mechanikai veszteségek által előidézett fogyasztás javulás mértéke százalékosan hogyan változik a motor terhelése függvényében 40
E
b e csökkenés [%]
35
D
30
A: B: C: D: E:
C
25 20
B
15 10
wm= 95% wm= 90% wm= 85% wm= 80% wm = 75%
A
5 0 0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1
8-7 ábra: A mechanikai csökkentésének fogyasztásra
veszteségek hatása a
w e [kJ/dm 3]
A 8-7 sz. diagram alapján mód van arra, hogy a szelepvezérlésen realizált kereken 50%-os veszteségcsökkenés fogyasztásra gyakorolt hatását meghatározzuk. Ezen a fordulatszámon a szelepvezérlés veszteségei a motor teljes mechanikai veszteségének mintegy 18-21%-át teszik ki. [60] Ezzel a részaránnyal számolva a szelepvezérlésen elért 50% a motoron 9-10%-os veszteségcsökkenést eredményez. Az MVEG menetciklus átlagos 0,18 kJ/dm3-es energiasűrűségnek megfelelő motorterhelése mellett ez kereken 10 %-os fogyasztáscsökkenést jelentene, ami igen tekintélyes érték. A 8-7 sz. diagramban az egyes görbék közötti távolság különbségéből látszik, hogy a konstans 5%-nyi veszteségcsökkentés fogyasztásra gyakorolt hatása nem egyforma. Ez a jelleg arra utal, hogy a bevezetett hatásfok-javítási intézkedés hatása a tüzelőanyagfogyasztásra nem független a motor kiindulási állapotától, nevezetesen a mechanikai hatásfok eredeti szintjétől. 16
b e csökkenés [%]
14
A jelenség számszerűsítése érdekében kiszámoltam és a 8-8 sz. diagramban bemutatom a a mechanikai hatásfok 100%-os értékéről 95%-ra, a 95%-os szintről 90%-ra, ...stb. csökkentett hatásfok szintekre meghatározott százalékos fogyasztás-javulási értékeket.
n = 3000 f/p
12
wm wm wm wm wm
10 8 6
100%-ról 95%-ról 90%-ról 85%-ról 80%-ról
95%-ra 90%-ra 85%-ra 80%-ra 75%-ra
4 2 0 0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
3
we [kJ/dm ]
8-8 ábra
A kiindulási állapot hatása fogyasztásjavítás mértékére
97
A diagram szemléletesen igazolja és számszerű értékekkel is alátámasztja a fenti feltételezés realitását, illetve megalapozottságát Az eredmények általánosíthatósága érdekében fenti számításokat az 1000-es és 5000-es fordulatszámra is elvégeztem. A vizsgálatok végeredményét a 8-9 sz. diagramokon mutatom be. A diagramokból az állapítható meg, hogy a nagyobb fordulatszám tartományokban jelentősebb mértékű tüzelőanyag-magtakarításokkal lehet számolni 16
16 14
n = 1000 f/p
12
wm wm wm wm wm
10 8
100%-ról 95%-ról 90%-ról 85%-ról 80%-ról
95%-ra 90%-ra 85%-ra 80%-ra 75%-ra
be csökkenés [%]
be csökkenés [%]
14
6 4
10 8
0 0,6
0,8
we [kJ/dm 3]
8-9 ábra:
1
95%-ra 90%-ra 85%-ra 80%-ra 75%-ra
0,6
0,8
4
0 0,4
100%-ról 95%-ról 90%-ról 85%-ról 80%-ról
6
2
0,2
wm wm wm wm wm
12
2
0
n = 5000 f/p
0
0,2
0,4
1
3
we [kJ/dm ]
A kiindulási állapot hatása a mechanikai veszteségek csökkentése révén elért fogyasztásjavulás mértékére
Közismert tény, hogy a motorok hatásfoka a részterhelések felé rohamosan csökken. A mechanikai veszteségek csökkentése által, -például a termomenedzsment rendszer bevezetésével a hagyományos vízszivattyúk helyett elektromos hajtású és igény szerint működtetett vízszivattyúk alkalmazásával- egy meghatározott mértékű veszteségcsökkenés realizálható. (Hasonlóképpen mint ahogy a szelepvezérlés esetében például a mozgó tömegek csökkentésével, vagy a szeleprugó karakterisztika módosításával.) A veszteségcsökkenés által elért fogyasztás-javulás mértéke azonban nem csak a terheléstől függ, hanem attól is, hogy az adott motor mechanikai hatásfoka a módosítás bevezetésekor milyen értékű. Összefoglalva a motor mechanikai hatásfok javításával kapcsolatos számítások alapján az alábbi általánosítható következtetések fogalmazhatók meg: [62], [63] •
Egy adott értékű ∆wm mechanikai veszteség-csökkenés következtében elérhető fogyasztás javulás függ a motor we terhelésétől és a motor n fordulatszámától.
•
A valós járműüzemre jellemző részterhelési tartományokban jelentősebb tüzelőanyagmegtakarítás érhető el, mint a motor teljes terhelése környezetében,.
•
Az adott értékű ∆wm mechanikai veszteség csökkenés egy kiforrott konstrukciójú, tehát eredendően jobb mechanikai hatásfokkal rendelkező motor esetében kisebb mértékű javulást eredményez, mint egy kevésbé jó hatásfokú motor esetében.
98
9.
A kutatást össszefoglaló megállapítások, új tudományos eredmények
Átfogó irodalomkutatás alapján az értekezésben áttekintettem a korszerű járműmotorokban a hatásfok javítása-, a motorok károsanyag-kibocsátásának csökkentése érdekében az autóiparban az utóbbi években viharos gyorsasággal kifejlesztett és a gyakorlatban is bevezetett innovatív motortechnikákat. A töltetcsere és a töltetcserét biztosító szelepvezérlés a motor veszteségeinek egyik legjelentősebb tényezője. Ugyanakkor ez az a terület, ahol az elmúlt években a legjelentősebb az előrelépés. A teljesítménynövelés okán korábban tribológiailag túlterhelt szelepvezérlés jelentős mértékű tehermentesítést kapott a komplex, változtatható paraméterű levegőellátó rendszerek részéről. Ez megnyitotta a lehetőséget, hogy a figyelem a maximális időkeresztmetszetet biztosító bütyökprofil helyett a kedvező mechanikai hatásfokkal működő rendszerek kialakítására koncentráljon. Az elaszto-hidrodinamikai kenéselmélet (EHD) ismereteit tudatosan alkalmazó konstrukcióknál már prioritást kaphat a hosszú élettartamra történő méretezés, ami például azt eredményezi, hogy a motor élettartama alatt nem kell a szelephézagon kopás miatt változtatni. Ma már a szelepvezérlés fejlesztésén dolgozó szakemberek a fogaskerék- vagy görgős csapágyak szakterületéhez hasonló olyan eszköztárat teremthetnek maguknak a választott konstrukció tribológiai méretezéséhez, amellyel a valóságos viszonyok jó közelítéssel leképezhetők. Ezt a dolgozatban elvégzett számítások is igazolják. A fejlesztés nem nélkülözheti a funkcionális vizsgálatokat, méréseket. Korábban ezek a mérések működő motoron történtek, de cél szempontjából mellékes járulékos hatások miatt a kapott eredmények nem lehettek minden üzemállapotban reálisak. A kutatási tervnek megfelelően végzett méréseket és vizsgálatokat egy a motortól független hengerfej-vizsgáló berendezésen végeztem, amit azonban úgy alakítottam ki, hogy a súrlódási viszonyok szempontjából releváns hőmérsékleti viszonyok esetében a motorüzem-közeli értékek biztosíthatók, és ami fontos szabályozottan változtathatók legyenek. A próbapadon végzett mérésekkel egy-egy konkrét konstrukció tribológiai jellemzői jól és reprodukálható módon feltérképezhetőek. Az alkalmazott mérőrendszer érzékenysége lehetővé teszi, hogy nem csak a komplett vezérlés, hanem annak kiválasztott moduljait, illetve az azon végrehajtott változtatások hatását is vizsgálni, minősíteni lehet. A mechanikai veszteségek szempontjából fontos vezérlési paraméterek (bütyökprofil, az egyes alkatrészek tömege, rugóerő) hatásának gyors elemzésére egy számítási módszert alakítottam ki. A számítások alapján meg lehetett állapítani a rugóerők domináns hatását a tömegerőkkel szemben – bár velük természetesen szoros összefüggésben. Ezeket az eredményeket a próbapadi mérések is vissza igazolták.
99
Az eredmények alapján az alábbi tézisek fogalmaztam meg:
1. A kutatási program keretében kialakított vizsgálóberendezés és a kifejlesztett mérési módszerek lehetővé teszik a szelepvezérlő berendezések motortól független, de a motorikus hőmérsékletviszonyokat jól leképző vizsgálatát és tribológiai minősítését. A vizsgálatok során bizonyítást nyert a szelepvezérlő berendezések hőmérséklet-érzékenysége. Minden berendezésre meghatározható egy a fordulatszámtól is függő optimális hőmérséklet. Topt a legkisebb fordulatszámon meghatározott értékről (90 0C ) a maximális fordulatszámig folyamatosan növekszik. (108 0C ) Az értekezésben értelmezett hőmérséklet érzékenység (Mmax – Mmin)/∆T is a kis fordulatszámokon a legnagyobb. Ebből az következik, hogy a termomenedzsment rendszerek küszöbön álló bevezetéséhez a hengerfejek üzemi hőmérsékletét a minimális tüzelőanyag fogyasztás érdekében a részterhelésre jellemző kis fordulatszámokon kimért hőmérséklet optimumra kell beállítani. 2. A szelepvezérlések kialakítása mellett a súrlódási és az ezzel összefüggő élettartam paraméterek nem csak a fellépő terhelések nagyságától függenek, hanem az EHD tartományban bekövetkező rugalmas alakváltozás következtében hangsúlyozott mértékben az anyagpárosítástól is. A jövőben valószínűleg nagyobb teret nyerő alternatív szerkezeti anyagok alkalmazása a szelepvezérlésen belül súrlódó elemként is aktuálissá válik. A próbapadi vizsgálatok során kapott eredmények alapján az elempárok tribológiai jellemzői üzemi körülmények között minősíthetők. Az egyes szerkezeti anyagok hővezető képességének az EHD-feltételek mellett fokozott jelentősége van. A nitrogén-ion implantálással kezelt felületű alkatrészekkel kapott kedvező eredmények azt igazolják, hogy a jövőben fokozott mértékben kell a fejlesztőknek az alternatív technológiák adaptálásával a szelepvezérlés területén is foglalkozni 3. Szakirodalmi elemzések és saját tapasztalataim alapján arra a felismerésre jutottam, hogy a szelepvezérlő berendezésekre nem lehet egy egységes és teljes körű, matematikailag is kezelhető tribológiai modellt megalkotni, amelyben a tribológiai operátorokat (súrlódási ellenállás, kopás) befolyásoló valamennyi jellemzőt és paramétert figyelembe lehet venni. Ezért olyan függvénykapcsolatokban határoztam meg összefüggéseket, amelyek erős befolyással vannak a szelepvezérlő rendszer mechanikai veszteségeivel ekvivalens hajtási nyomaték-szükségletére. A vizsgált szelepvezérlés konstrukciós és üzemi paramétereinek figyelembevételével elvégzett számítások eredményeképpen kapott hajtásnyomaték karakterisztikák jellegükben és abszolút érékben is jó korrelációt mutatnak a vizsgálóberendezésen kimért jelleggörbékkel. A vizsgált szelepműködtető modul számítással meghatározott és a mért berendezés nyomatéka közötti különbség az egész működési tartományban 5% alatt van. 100
4. Az elért pontossággal az alkalmazott módszer alkalmasnak minősíthető fontos konstrukciós paraméterek veszteségre gyakorolt hatásának vizsgálatára és a kapott eredmények alapján hasznosítható általános következtetések megtételére. • A matematikailag jól kezelhető úgynevezett harmonikus bütyökprofil geometriai paramétereinek módosításával végrehajtott veszteségszámítások eredményei alapján bizonyítható, hogy a szelepvezérlés töltetcsere szempontjából releváns paramétereinek (bütyökszög, szelep maximális nyitása) állandó értéken tartása mellett a bütyök alapkör- és fejkör méretének változtatásával a veszteségek nagysága befolyásolható. Az alapkör sugár értékét R0=20 mm-ről 16 mm-re csökkentve a számítással meghatározott veszteség értéke a kis fordulatszám értékeknél átlagosan milliméterenként 3-3 %-kal, míg a maximális fordulatszámon 10-10 %-kal csökkent. A fejkör sugár értékét R2=2 mm-ről 7 mm felé fokozatosan növelve veszteségcsökkenés jelentkezik, nevezetesen a kis fordulatszámokon lépésenként számított 3-3 százalékos, a maximális fordulatszámon pedig 77 százalékos javulással. Az úgynevezett kombinált optimum, tehát a legkedvezőbb alapkör- és fejkör értékekkel végzett számítás a bázis bütyökprofilhoz képest a kis fordulatszám értékeken 17%-os a maximális fordulatszámon pedig már 44%-os veszteségcsökkenést mutat. A fenti eredmények alapján megállapítható, hogy a vezérlőbütykök tervezésének komplex eszköztárát ajánlatos az értekezésben megvizsgált paraméterek hatásának figyelembe vételével bővíteni. • A vezérlő bütyök által mozgatott tömegek nagysága A vizsgálóberendezésen bemért szelepvezérlés valamennyi kinematikai és dinamikai paraméterének figyelembevételével végzett számításokkal megvizsgáltam a mozgó tömegek csökkentésének a veszteségekre gyakorolt hatását. A számítások eredménye megerősítette a próbapadi vizsgálatokon is kapott meglepő tapasztalatot, hogy a tömegek csökkentése önmagában nem eredményez veszteségcsökkenést, sőt a nagyobb fordulatszámok felé haladva a súrlódási veszteség növekedése figyelhető meg. Csak a rugóerő megváltozott tömegerőkhöz történő illesztése hozott pozitív változást. A tömegek 10, 20 és 30 %-os csökkentésével kapott eredmények a kis fordulatszámokon lépésenként 12-12, a maximális fordulatszámon 13-13 %os veszteségcsökkenést mutatnak. • A számítások során egyértelműen megmutatkozott a szeleprugó optimális illesztésének prioritása. Ennek alapján indokoltnak látom a változtatható paraméterű szelepvezérlő rendszerek meglévő funkciót (bütyök fázisszög, 101
bütyök emelés) a rugó-előfeszítés üzem közbeni módosítását lehetővé tevő modullal kibővíteni. Az ezt az eljárást szimuláló számítások a tüzelőanyag-fogyasztás szempontjából releváns tartományban kereken 50 %-os veszteségcsökkenés érhető el a szeleprugó-előfeszítettségének csökkentésével. 5. A szelepvezérlő berendezések veszteségei a teljes motor mechanikai hatásfokát befolyásolják. Annak megállapítása érdekében, hogy a vizsgált berendezéseken kimutatott potenciális veszteségcsökkentésnek milyen mértékű hatása van egy-egy motor tüzelőanyag fogyasztására, értékelési módszert dolgoztam ki. Ismert tény, hogy a belsőégésű motorok fogyasztása jelentős mértékben függ a motor terhelésétől, tehát az adott fordulatszámon leadott effektív teljesítménytől. Mivel a szelepvezérlés mechanikai vesztesége gyakorlatilag független a motor terhelésétől, ezért megvizsgáltam, hogy egy adott abszolút értékű veszteségcsökkenés a motor terhelés különböző értékeinél mekkora fogyasztáscsökkenést eredményez. Megállapítható, hogy a.
a részterhelések felé haladva a realizálható tüzelőanyag-megtakarítás mértéke növekszik.
b. a fogyasztásjavulás mértéke függ a motor kiindulási mechanikai állapotától. Rosszabb mechanikai hatásfokú motor esetében nagyobb mértékű fogyasztáscsökkenés érhető el, mint egy már kiforrott konstrukció esetében. A számítások alapján a példának vett motor MVEG menetciklus átlagos üzempontjára elvégzett számítás eredményeképpen a változtatható szeleprugó előfeszítéssel kereken 10 %-os, tehát igen jelentős fogyasztáscsökkenés lenne realizálható.
102
A szerzőnek a témában megjelent publikációi
1. Gál, P. Belsőégésű motorok változtatható paraméterű szelepvezérlése 20 év Győrben Jubileumi Tudományos Konferencia, Győr, 1995 október 24-26 (Antal Attila társszerző) 2. Gál, P. Belsőégésű motorok korszerű töltésvezérlő szerkezetének tribológiai viszonyai „Üzemanyag - kenőanyag - konstrukció – környezet” konferencia Keszthely, 1996 (Antal Attila társszerző) 3. Gál, P. Változtatható paraméterű szelepvezérlés vizsgálata MICRO CAD 2002 Nemzetközi Tudományos Konferencia Miskolc, 2002 4. Gál P, Development of variable parmeter valve timing and tribologie test Autóbusz Szakértői Tanácskozás Keszthely 2002 5. Gál, P. Konstruktive Entwicklung und Funktionsprüfung einer variablen Ventilsteuerung AMMA 2002 Kolozsvár, nemzetközi gépjárműtechnikai konferencia 6. Gál, P. Mechanikus működtetésű töltetcsere-vezérlés állító berendezés tervezése és funkcionális vizsgálata. OGÉT konferencia 2001, Kolozsvár 2001. 7. Gál, P. Korszerű szelepvezérlés súrlódási viszonyai. OGÉT konferencia 2002 Székelyudvarhely
103
8. Gál, P. Tribológia – Járműtribológia c. könyv Szerkesztő és társszerző (Társszerzők: Valasek, I. Auer J, Gyerő Z., Hancsók J. )…. Tribotechnika Kft. Budapest 2003. 9. Gál, P. Development of variable-parameter valve timing and tribologic test 20th DANUBIA-ADRIA SYMPOSIUM Experimental Methods in Solid Mechanics, Győr, 2003 10. Gál, P. Dugattyús belsőégésű motorok tribológiai elemzése Üzemanyag - Kenőanyag - Konstrukció - Környezet konferencia Keszthely, 2003 (Társszerző: Dr. Valasek I.) 11. Gál, P. A mechanikai veszteségek csökkentésének lehetőségei járműmotorokban, különös tekintettel a szelepvezérlésre OGÉT konferencia 2004 Csíksomlyó Antal A.
és
korlátai
12. Gál, P. Möglichkeiten und Grenzen der Verbrauchsreduzierung durch tribologische Massahmen, insbesondere bei den Ventiltrieben modernen PKW-Motoren International Conference of Mechanisms and Mechanical Transmissions MTM 2004, Kolozsvár 13. Gál, P. A mechanikai veszteségek csökkentésének lehetőségei járműmotorokban, különös tekintettel a szelepvezérlésre 30 év Győrben Jubileumi Tudományos Konferencia, 2004
és
korlátai
14. Gál, P. Súrlódásszegény szelepvezérlések tervezésének új szempontjai OGÉT Konferencia 2005 április 28 – május 1. Szatmárnémeti
104
I.
Az értekezésben használt jelölések
Jelölés
Dimenzió
Megnevezés
ASZ BAJ E1,2 EHD ER FCs Fm FN FR FS FT G H HD Hu K.ny. K.z. KP lN lS M P0 Pbe Pe Pi PS Pv R Rh R0 R1 R2 RR RRG Sz.ny. Sz.z. U W a C df
m2 liter/óra N/mm2 N/mm2 N N N N N N J/kg m m Nm W W W W s kW m m m m m m m m/s2 N/mm m
szelepnyitáskor számított szabad-keresztmetszet alapjárati fogyasztás az érintkező elemek rugalmassági modulusa elaszto-hidrodinamika redukált rugalmassági modulus csapágyerő tömegerő normálerő rugóerő súrlódásból származó erő támasztó-erő anyag-paraméter kenőrés paraméter hidrodinamika tüzelőanyag alsó fűtőértéke kipufogószelep nyit kipufogószelep zár kenési paraméter (Müller) normálerő erőkarja súrlódó-erő erőkarja Nyomaték a tökéletes motor teljesítménye a motorba a tüzelőanyaggal bevezetett teljesítmény effektív teljesítmény indikált teljesítmény kenőolaj-paraméter teljesítmény-veszteség görbületi sugár az érintkezési pontban szelephimba sugara alapkör sugara összekötő kör sugara fejkör sugara redukált sugár redukált görbületi sugár szívószelep nyit szívószelep zár sebesség-paraméter terhelés-paraméter szelep-gyorsulás rugóállandó szelepvezető furat ∅ 105
dem egeom ekin H0 hmin K K0 N pe pH ps ra rh rz S S0 U ucs u1, u2 uh v αp αK ß ∆α η ηj η0 ηm ηv Μ Ν Ν ρem Φ Φ1 Φ2 Ω
m m m m m N/m2 ford/perc bar (MPa) N/mm2 bar (MPa) µm m µm m mm m/s m/s m/s m/s m/s °
szelepemelő ∅ geometriai excentricitás kinematikai excentricitás kenőrés méret (kenőfilm vastagság) minimális kenőrés-méret bütyök-kúposság Stribeck-terhelés fordulatszám effektív középnyomás Hertz-feszültség súrlódási középnyomás érdességi paraméter szelepujj görbületi sugara érdességi paraméter szelep-út rugó előfeszítés kenőrést határoló felület sebessége csúszási sebesség határfelületi sebességek hidrodinamikai szempontból hatásos sebesség szelep-sebesség a viszkozitás nyomástényezője szelepkúp-szög
° Pa·s mm2/s m ° ° ° 1/s
szelepegybenyitási szög változása hatásfok jósági fok tökéletes motor hatásfoka mechanikai hatásfok dinamikai viszkozitás súrlódási együttható kinematikai viszkozitás Poisson-szám szelepemelő görbületi sugara bütyökszög (a vezérműtengely szögelfordulása) bütyökszög az összekötő köríven bütyökszög a fejkörön szögsebesség
106
II.
Az értekezésben felhasznált irodalmi források jegyzéke
[1]
Kardos, K. – Pintér, J. – Gál, P. ...... A járműgyártás és a járműipari beszállítók minőségbiztosítása Kézirat, Győr 1977 (EU 9305 sz. program támogatásával)
[2]
Future Road Vehicle Research R&D Technology Roadmap European Automotive Research Partners Association (EARPA)
[3]
VDA Jahresbericht 2000/2001/2002/2003
[4]
Gál, P. – Valasek, I. Dugattyús belsőégésű motorok tribológiai elemzése IV. ÜKKK Konferencia, Keszthely, 2003 október 7-9.
[6]
Hoecker, F, - Pflüger, F. - Jaisle, J.W. Moderne Aufladekonzepte für PKW-Dieselmotoren 3K Warner Turbosystems GmbH. / Aufladetechnische Konferenz Dresden
[7]
Balis, C. - Barthelet, P. - Morreale C. Elektronisch Unterstützte Turboaufladung. Einfluss auf Downsizing und Übergangsdrehmoment. MTZ 2002/9
[8]
Zellbeck, H. - Friedrich, J. - Berger, C. Elektrisch unterstützte Abgasturboaufladung als neues Aufladekonzept MTZ 1999/6
[9]
Christmann, R. - Schmalzl, H-P. - Schmitt, F. - Schwarz, A. Zweistufig geregelte Aufladung für PKW- und NFZ-Motoren MTZ 1/2005 S. 16-23
[10]
von Basshuysen, R. Handbuch Verbrennungsmotoren Vieweg Verlag 2002
[11]
Kiener, T. - Wild, St. - Weber, O. Hochvariable Saugsysteme MTZ 2002/4
[12] [13]
Hirschfelder C. - Völkl, W. - Kühnel, H-U. Die erste stufenlos variable Sauganlage im neuen Achtzylindermotor von BMW MTZ 2002/3
[14]
Gál, P. Grosse Belegarbeit Strömungstechnische Messungen IVK Dresden, 1967
[15]
Glanz, R. Differentielle Erfassung von Tumble Strömungsfeldern MTZ 2000/01
[16]
Der Motor des AUDI S4 MTZ 1998/2
[17]
A. Jante Vorlesung Verbrennungsmotoren, TU-Dresden, Als Manuskript gedruckt
107
[18]
Variable Ventilsteuerung I. Luft- und Kraftstoffzumessung bei Ottomotoren mit variabler Ventilsteuerung FVV Forschungsberichte Heft Nr. 578 (1995)
[19]
Knecht, A. - Stephan, W. - Hannibal W. VaneCam Nockenwellenversteller der dritten Generation MTZ 2002/4 S. 270-278
[20]
M. Kahrs Hydraulische Verstellungen für variable Ventiltriebe MTZ Motortechnische Zeitschrift 56 (1995) 7/8
[21]
M. Grohn – K. Wolf MTZ Motortechnische Zeitschrift 50 (1989) 7/8. Variable Steuerzeiten der neuen Mercedes-Benz-Vierventilmotoren
[22]
Ebel, B. - Frank, Th. Die neuen V-motoren von Volkswagen mit Doppelnockenverstellung MTZ 2000/12
[23]
Jante, A. Grundlagenprobleme der Verbrennungsmotoren anhand thermodynamischer Kreisprozesse dargestellt TU Dresden 1976
[24]
Gottschalk, W. Einfluss kleiner Einlassventilhübe auf die Gemischbildung in Ottomotoren Dissertation Universität Magdeburg, 2001
[25]
Gottschalk, W. - Hieber, D. - Pietsch, I. - Tschöke, H. Einfluss des Einlassventilhubes auf Gemischbildung, Kraftstoffverbrauch und Abgasemissionen von Ottomotoren MTZ 2000, 7/8
[26]
Salber, W. – Kemper, H. - van der Staay, F. - Esch, Th. Der elektromechanische Ventiltrieb – Systembaustein für zukünftige Antriebskonzepte MTZ 2001/1.
[27]
Pischinger, St. - Salber, W. Ladungsbewegung und Gemischbildung bei Ottomotoren mit voll variabler Ventilsteuerung MTZ 2001/11
[28]
Denger, D. - Mischker K. Die elektrohydraulische Ventilsteuerung MTZ 2004/12
[29]
Peppel, P. Tribologie des Nockentriebes Vortrag am Tribologie-Seminar der MPA + GfT in Stuttgart, 1990
[30]
Peppel, P. Reibschweiβen am Beispiel neuartiger Nockenwellen MTZ Motortechnische Zeitschrift 54 (1993) 3
108
[31]
Röhrle, M. Die Nockenwelle im Wandel der Zeit MTZ 2002/3 S. 172-177
[32]
Weinert, K. - Hagedorn, M. Herstellung gebauter Nockenwellen durch Aufweiten mit Walzwerkzeugen MTZ 2003/4 S. 320-326
[33]
Dezsényi, Gy. Gépjármű motorok (szakmérnöki jegyzet) TK. Budapest, 1974
[34]
Finichiu, L. – Dezsényi, Gy. Gépjárművek tervezése és vizsgálata VIII. TK. Budapest 1983
[35]
Kurz, D. Entwurf und Berechnung ruckfreier Nocken ATZ 56 (1954) 11.
[36]
Eberan, E. Grenzen des Gaswechselvorganges durch die Ventilsteuerung MTZ Motortechnische Zeitschrift 3 (1941) 3
[37]
Oppermann, G. - Häntsch, H. - Schubert, R. Ventilfederauslegung an schnellaufenden Verbrennungsmotoren MTZ Motortechnische Zeitschrift 53 (1992) 12
[38]
Brandstetter, W. – Finch, Jeremi – Hirsch, W. Die neue DOHC-16-Ventil-Motorenbaureihe von Ford MTZ Motortechnische Zeitschrift 533 (1992) 2
[39]
Bauder, A. - Krause, W. - Mann, M. Die neuen V8-Ottomotoren von Audi mit Fünfventiltechnik MTZ 1999/1
[40]
Dowson, D. – Higginson, G.R. The effect of material properties on the lubrication of elastic rollers. J. mech. Engng. Sci. Nr. 3. (1960) 188 -194 p.
[41]
Dowson, D. – Higginson, G.R. A theory of roller bearing lubrication and deformation. Instn. mech. Engrs., Lubrication and Wear Convention, p. 216-227, Bournemouth (1963)
[42]
Schouten, M.J.W. - Leeuwen, H.J. Die Elastohydrodynamik: Geschichtre und Neuentwicklungen VDI Berichte Nr. 1207, 1995
[43]
Meinecke, M. Öl-Transportmechanismen an den Ventilen von 4-Takt-Dieselmotoren Forschungsberichte Verbrennungskraftmaschinen Heft 598/1995
[44]
Bona, C.F - Ghilardi, F.G. Rotation on Cam And Tappet Surface Deterioration Procedings Institution of Mechanical Engineers, London (1965)
109
[45]
Bockelmann, W. – Gerve, A. – Kehrwald, B. – Willenbockel, O. Optimierung des Verschleissverhaltens am Ventiltrieb des Opel 3.01-24V-Motors MTZ Motortechnische Zeitschrift 52, Nr. 2 (1991)
[46]
Mohrenstein – Ertel Die Berechnung der hydrodynamischen Schmierung gekrümmter Oberflächen unter hoher Belastung und Relativbewegung. VDI Fortschrittberichte, Reihe 1, Nr. 115. (1984)
[47]
Dowson, D. - Higginson, G.R. A numerical solution to the elastohydrodynamic problem. J. mech. Engng. Sci. Nr. 1. (1959) 6-15 p.
[48]
Schmidt. A Stösseldrehung. - Vorschungsberichte Verbrennungskraftmaschinen Heft 591, Frankfurt 1995
[49]
Koch, F. - Hermsen, F. - Marckwardt, H. - Haubner, F.-G. Friction Losses of Combustion Engines – Measurements, Analysis and Optimization Internal Combustion Engines Experioments and Modelling. Capri, 15-18.09.1999
[50]
Speckens, F-W. - Hermsen, F.G. – Buck, J. Konstruktive Wege zum reibungsarmen Ventiltrieb MTZ 1998/3 S. 176-181.
[51]
Ruhr. W. Nockenverschleiss – Auslegung und Optimierung von Nockentrieben hinsichtlich des verschleissverhaltens Forschungsbericht TU Clausthal 1984
[52]
Gál Péter Development of variable-parameter valve timing and tribologic test 20th DANUBIA-ADRIA SYMPOSIUM Experimental Methods in Solid Mechanics, Győr, 2003
[53]
Gál, P. Változtatható paraméterű szelepvezérlés vizsgálata MICRO CAD 2002 Miskolc
[54]
Gál, P. Development of variable parmeter valve timing and tribologie test Autóbusz Szakértői Tanácskozás Keszthely 2002
[55]
Gál, P. Konstruktive Entwicklung und Funktionsprüfung einer variablen Ventilsteuerung AMMA 2002 Kolozsvár, nemzetközi gépjárműtechnikai konferencia
110
[56]
Windisch, H. A motorteljesítményt befolyásoló paraméterek meghatározása Üzemanyag-kenőanyag-konstrukció-környezet konferencia, 1996 szeptember 24-26.
[57]
Goedeckemeyer Martin Mérőpad a belsőégésű motorok hengerfejeinek működtetéséhez szükséges teljesítmény mérésére, Járművek, 45. évfolyam, 1998. 10.-11. szám
[58]
Gál, P. Ein experimenteller Beitrag zur Lösung der Einlaufperiode von Dieselmotoren Zuverlässigere Kraftfahrzeuge Zwickau, 1976, Herausgegeben von Prof. Meiβner
[59]
Degenhardt, C.62 Nockentrieb – Wärmebilanz Forschungsberichte Verbrennungskraftmaschinen Heft. 411. 1988
[60]
Windisch, Herbert Hengerfej szerkezeti elemek súrlódásának csökkentése konstrukciós megoldásokkal és felületi bevonatokkal. - Járművek, 45. évfolyam, 1998. 10.-11. szám
[61]
Dusan. O – Gruden, D.O. – Küper, P-F. – Striebich, H Über die Energieausnutzung im Ottomotor Automobil-Industrie (1980) 1.
[62]
Gál, P. – Antal, A. A mechanikai veszteségek csökkentésének lehetőségei és korlátai járműmotorokban, különös tekintettel a szelepvezérlésre OGÉT konferencia 2004 Csíksomlyó
[63]
Gál, P Möglichkeiten und Grenzen der Verbrauchsreduzierung durch tribologische Massahmen, insbesondere bei den Ventiltrieben modernen PKW-Motoren International Conference of Mechanisms and Mechanical Transmissions MTM 2004, Kolozsvár
111
Nyilatkozat
Alulírott Gál Péter kijelentem, hogy ezt a doktori értekezést magam készítettem és abban csak a megadott forrásokat használtam fel. Minden olyan részt, amelyet szó szerint, vagy azonos tartalomban, de átfogalmazva más forrásból átvettem, egyértelműen, a forrás megadásával megjelöltem.
Budapest, 2005. április 05.
Gál Péter
112
