Моделирование движения шатунной шейки вала в подшипнике с учётом деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

На правах рукописи

ЛОПУХОВ Виталий Михайлович

РГБ ОД

; Г, г■" "О

МОДЕЛИРОВАНИЕ ДВИЖЕНИЯ ШАТУННОЙ ШЕЙКИ ВАЛА В ПОДШИПНИКЕ С УЧЁТОМ ДЕФОРМАЦИИ СОПРЯЖЕНИЯ "ШАТУН - ШАТУННЫЙ ПОДШИПНИК"

Специальность: 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и

аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Барнаул - 2000

Работа выполнена на кафедре «Сопротивление материалов, динамика и прочность машин» Алтайского государственного технического университета им. И.И. Ползунова.

Научный руководитель - доктор технических наук,

профессор В.С.Попович

Научный консультант - кандидат технических наук,

доцент А.И. Шпак

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор С.П. Глушков

кандидат технических наук, профессор В.А. Дружинин

Ведущее предприятие - ОАО "Барнаултрансмаш"

Защита состоится $ »ШКШуРА 2000 г. в / ( часов на заседании диссертационного совей! КОбС.29.10 при Алтайском государственном техническом университете в конференцзале (656099, г.Барнаул, прЛенина 46).

С диссертацией можно ознакомится в библиотеке АлтГТУ.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью Вашего учреждения, просим отправлять по указанному адресу на имя учёного секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан 0 » 2000 г.

Учёный секретарь диссертационного совета, к.т.н., доцент Н.В. Перфильева

\MS-0U.H-0M.4c~iiG, О

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Подшипники скольжения для двигателей внутреннего сгорания лимитируют надёжность и долговечность. В процессе создания новой конструкции выполняется большой объём расчётных и экспериментальных исследований по анализу работоспособности подшипниковых узлов.

Подшипники двигателей внутреннего сгорания - это сложнонагру-женные детали двигателя. Вектор нагрузки на подшипник меняется за цикл работы двигателя по величине и по направлению.

Одной из главных особенностей нестационарно натуженных подшипников является то, что они работают в условиях динамических деформаций шеек вала и подшипниковых опор, которые в некоторых случаях соизмеримы с рабочими зазорами.

Работоспособность подшипников коленчатого вала ДВС оценивается по траектории движения шейки вала в подшипнике (далее - траектория). Смоделировать движение шейки вала в подшипнике - значит получить расчётным путём траекторию, близкую к действительной.

Достоверность расчёта опор скольжения возможна за счёт дальнейшего совершенствования методов гидродинамического расчёта и построения расчётных схем, наиболее полно описывающих реальные процессы. В этой связи особую актуальность приобретают современные аналитические и численные методы исследования режимных возможностей подшипников, позволяющие достаточно полно учесть реальные условия их работы.

Цель работы состоит в разработке и совершенствовании метода расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике, учитывающего изменение действующих нагрузок, гидродинамическое давление в смазочном слое, деформацию сопряжения "шатун — шатунный подшипник", и средств, обеспечивающих сокращение затрат на проектирование.

Цель достигается решением следующих основных задач:

- разработка математической модели гидродинамического расчёта движения шатунной шейки вала в подшипнике с учётом изменения вязкости масла и деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник";

- разработка структуры имитационной модели и создание на её основе программного комплекса для расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике;

- исследование шатунного подшипника дизеля Д440 с помощью программного обеспечения "Траектория".

Научную новизну работы составляют:

1) метод расчёта траектории движения шатунной шейки вала в

подшипнике с учётом деформации .сопряжения "шатун. - шатунный подшипник";

■. 2)-описанный ;гю БАОТ-методологии программный комплекс для анализа работоспособности шатунного подшипника;

. 3) представленное в-виде ряда Маклорена. решение. уравнения О. Рейнольдса и определение деформаций сопряжения "шатун -г шатунный подшипник" по перемещениям от единичных нагрузок.

Достоверность результатов подтверждена ; сравнительным анализом ..результатов расчёта с экспериментальными данными. и результатами работы других программ, а также достоверностью используемого математического аппарата. ;

" Практическая ценность работы в том, что разработанные модели и программное обеспечение позволяют повысить надёжность шатунных подшипников, уменьшить затраты на их проектирование и являются составной частью САПР шатунного подшипника.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на международных конференциях (Москва, 1999г.; Санкт-Петербург, 1999г.) и на региональных конференциях (Барнаул, 1997-1999 гг.), а также обсуждены на научных семинарах кафедр "Сопротивление материалов, динамика и прочность машин" и "Двигатели внутреннего сгорания" Алтайского государственного технического университета .им. И.И. Ползунова и ЦКБ ОАО "Барнаултрансмаш". Две статьи направлены в центральную печать. На программное обеспечение для расчёта траекторий движения шатунной шейки вала в подшипнике ("Траектория") получено свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ №2000611101.

Реализация результатов работы. Результаты работы внедрены и используются на АО «Алтайдизель» и в учебном процессе АлтГТУ.

-Публикации. Основной материал диссертации отражён в шести публикациях." .

Объём работы. Диссертация состоит из введения, четырёх глав, основных выводов и списка литературы. Основное содержание изложено на 119 страшщах, включая 5 таблиц и 44 рисунка.:

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, определены цель работы, основные задачи и пути достижения их. Сформулированы научная новизна и практическая ценность. . . ; ;

■' - В первой главе диссертационной работы проведён обзор литературы и анализ методов расчёта траектории движения .шатунной шейки вала в жёстком и упругом подшипниках. Выявлены факторы^ влияющие на траекторию движения шатунной шейки вала в подшипнике.

Большая часть математических моделей гидродинамического расчёта основывается на уравнении О. Рейнольдса, которое имеет следующий вид:

д_ Эх

ц дх

+ ■

дг

^сР

дЪ дЪ = 6УХ — + 6Чг — дх ог

(1)

где х - координата вдоль потока смазочного слоя по направлению вращения вала (рис. 1); ъ - координата вдоль оси подшипника от его середины; ¡1 - толщина масляного слоя; р - гидродинамическое давление в масляном слое; V*, Ут - компоненты относительных скоростей. Уравнение (1) определяет поле давлений, возникающее при вынужденном ламинарном течении смазки в зазоре, и основано на уравнениях сохранения импульса и сплошности потока, граничных условиях на поверхностях трения.

Одним из основных параметров расчёта является минимальная толщина масляного слоя (Ъмин)> которая позволяет оценить нагружен-ность подшипника. Положение недеформируемой шейки вала относительно подшипника определяется эксцентриситетом е (рис. 1) и ориентацией (угол 6) линии смещения центров относительно осей, связанных с подшипником (далее - линия центров). Определение траектории движения шейки вала в подшипнике, т.е. мгновенных значений е и б, и является задачей расчёта нестационарно нагруженного подшипника.

Рис.1

Выполнен анализ методов расчёта шатунных подшипников и факторов, повышающих точность этого расчёта. Теоретической основой расчёта опор скольжения являются классические работы Н.А.Петрова и О. Рейнольдса. Заметный вклад в развитие этих работ внесли отечественные и зарубежные учёные: Бургвиц А.Г., Грубин А.Н., Дроздов Ю.М., Драбкин ЯМ., Дьячков А.К., Завьялов Г.А., Изотов А.Д., Кара-

тышкин С.Г., Коднир Д.С., Коровчинский М.В., Максимов В.А., Матвеевский P.M., Петрусевич А.Й., Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Суркин В.И., Токарь ИЛ., Эргель A.M., Ван-Дер-Темпель, Генка, Дау-сон, Камерон, Ли, Мартин, Моес, Ченг и другие. Используемые методы отличаются друг от друга точным или приближённым видом основного дифференциального уравнения, применяемой системой координат, методом интегрирования, граничными условиями и учётом конечной длины подшипника.

Большой вклад в развитие теории расчёта шатунных подшипников двигателей внутреннего сгорания внесли работы в этом направлении Южно-Уральского государственного университета, где разработано программное обеспечение "Орбита", используемое на ОАО "Барнаул-трансмаш".

Основной задачей при расчёте траектории является задача о движении шатунной шейки вала в подшипнике под действием переменной по величине и направлению силы, т.е. задача нестационарно нагруженного; подшипника. Основными параметрами для расчёта являются длина и диаметр подшипника, зазор, вязкость масла и частота вращения.

Методы расчёта подшипников в одной или нескольких наиболее нагруженных точках разработаны для стационарно нагруженных подшипников. Для подшипников скольжения ДВС, как нестационарно нагруженных, более пригодны итерационные методы, которые позволяют получить картину движения шейки вала в подшипнике. По полученной траектории можно судить об изменении минимальной толщины смазочного слоя в течение цикла и, таким образом, более правильно оценить условия работы подшипника, рассчитать характеристики масляного слоя. Практическая реализация итерационных методов расчёта может быть осуществлена только при наличии современных ЭВМ. Дифференциальные уравнения движения шатунной шейки вала в подшипнике А.Д. Изотова и Я.И. Драбкина относятся именно к такой группе методов.

По мнению многих авторов в настоящее время из всех предложенных способов расчёта траектории движения шейки вала в подшипнике для коренных и шатунных подшипников поршневых двигателей с применением ЭВМ наиболее наглядным и пригодным для практического использования является метод Д.Холланда, который получил широкое распространение. Этот метод заключается в том, что в процессе последовательных приближений производится определение составляющих подъёмной силы, связанных с вытеснением и вращением, а затем производится определение равнодействующих этих сил (рис.1).

Предложенная в настоящей работе модель основана на идее Д. Холланда и использует в качестве основополагающего частный аналог уравнения О. Рейнольдса (1), что значительно упрощает решение. Со-

вместно с задачей движения шейки вала в подшипнике решаются следующие задачи:

1. Задача о течении смазки и поле давлений в зазоре между подшипником и шейкой коленчатого вала при относительном движении поверхностей трения. Решение этой задачи основано на решении основного уравнения гидродинамики (уравнения О. Рейнольдса (1)) при определённых условиях.

2. Задача определения деформации поверхности под действием гидродинамических давлений масляного слоя, сил давления газов и сил инерции.

Исследования, проведённые А.М. Эртелем, А.И. Петрусевичем, А.Н. Грубиным, М.В. Коровчинским, Ф. Остерле, Э. Сайбел, Д.С. Код-ниром, Д. Даусоном, Эберхардом, Лангом, Глэзером и Бэсслером показали, что в области трения возникают большие местные контактные давления, которые вызывают значительные деформации трущихся поверхностей, и без учёта этих деформаций невозможно разработать теорию, близкую к действительности.

Гидродинамические давления, действуя на упругие трущиеся поверхности, вызывают их деформации, которые определяются величинами и распределением давлений по поверхности, т.е. эпюрой давления. С другой стороны, в результате деформаций поверхности образуется зазор соответствующей формы, который, в свою очередь, определяет эпюру давления. Поэтому необходимо в каждый момент времени определять изменение кривизны подшипника по текущему углу, представляющей собой сложную функцию, определяемую жёсткостью конструкции, местом приложения и законом распределения гидродинамического давления масляного слоя.

3. Задача о зависимости вязкости масла от температуры и давления в масляном слое и учёта теплопроводности через поверхности подшипника. По исследованиям, проведённым Д.С. Кодниром, в интервале 70°С вблизи характеристической температуры процентное изменение вязкости равно 2% на 1°С, а учёт теплопроводности приводит к снижению максимального роста температуры вследствие трения на 8-12%.

Во второй главе описана математическая модель расчёта траектории, основу которой составляют:

1. Расчёт траектории движения шейки вала в жёстком подшипнике.

Траектория является кусочно-линейной и состоит из отрезков, соединяющих стационарные точки, характеризующиеся относительным эксцентриситетом % и углом линии центров 5 (рис. 1). Значения относительного эксцентриситета и угла линии центров для следующей точки расчёта высчитываются по формулам:

%i=xi-l+Axl

6. =6- ,+Л8[' l l-l J

где 1 - номер стационарного положения вала; х - относительный эксцентриситет г)); е - эксцентриситет; Ах и Аб - изменение относительного эксцентриситета и угла линии центров при переходе из И -ой в ¡-ю стационарную точку; К - радиус подшипника; г - радиус шейки вала (рис. 1).

Изменение относительного эксцентриситета и угла линии центров определяются по следующим формулам:

зт(8-у)

ЛХ

S Г о

жест

S» о

cos(6-y)—

(oAt

Л5=

ю+(\ S0 sin(S-y)

S®

о

2sm(3

©At

(3)

(4)

где S0 - безразмерная реактивной сила, рассчитываемая по формуле

0 LDrjco D-d

где v - относительный зазор ( Vj/=-); Р - величина нагрузки в ста-

d

ционарный момент времени; L и D - длина и диаметр подшипника соответственно; d - диаметр шейки вала; т) - динамическая вязкость; у -угол наклона вектора нагрузки; со, oL - угловые скорости вращения коленчатого вала и подшипника соответственно в стационарный момент

времени; S^j, S® - безразмерные реактивные силы вытеснения и вращения соответственно.

При условии равенства угла линии центров вала и подшипника 5 и углу наклона вектора нагрузки у изменение относительного эксцентриситета х при переходе из одной стационарной точки в другую определяется по следующей формуле:

А X

жест

2v|!

2

tvD-L

-Р-юэ -mY(x)

i

mZ(x)

At,

(5)

где Р - нагрузка; У(х) и Z(x) - безразмерные характеристики поддерживающей силы" и "силы сопротивления"; ш - коэффициент, учитывающий конечную дайну, диаметр подшипника и относительный

эксцентриситет в предыдущей стационарной точке; юэ - эквивалентная угловая скорость (юэ=2£2±(» от,,; знак плюс применяется, если £2 и ю0Т1, имеют различные направления, а знак минус - одинаковые); О - угловая скорость вращения вектора нагрузки; юотн - угловая скорость относительного вращения цапфы и подшипника.

2. Определение начальной точки расчёта траектории.

В некоторых методах для наиболее быстрого схождения расчёта и получения более точных результатов необходимо выбрать начальную точку на полярной диаграмме нагрузок с определёнными значениями нагрузки Р, скорости вращения вектора нагрузки, угловых скоростей вращения вала ю и подшипника о.^. Для этой точки выбирается наиболее подходящее значения относительного эксцентриситета % и угла наклона линии центров 8.

Принципу, что при наибольших значениях эквивалентной угловой скорости та и малых значениях нагрузки Р положение центра цапфы мало отличается от "равновесного", соответствует начальная точка с максимальным значением отношения я кР (относительный эксцентриситет равен 0,1).

По принципу того, что работоспособность подшипника не может быть гарантирована, если на углу поворота кривошипа до 60 градусов значение эквивалентной угловой скорости находится около нуля, начальная точка выбирается на середине этого участка. Относительный эксцентриситет в начальной точке берётся равным 0,9.

Относительный эксцентриситет в начальной точке, расположенной вблизи нижней мёртвой точки, равен 0,9.

Во всех рассматриваемых трёх методах угол наклона линии центров б берётся равным среднеарифметическому углов наклона действующей нагрузки в начальной точке и в предыдущей.

3. Корректировка траектории для упругого подшипника с учётом деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник".

Одной из особенностей нестационарно нагруженных подшипников является то, что они работают в условиях динамических деформаций шеек вала и подшипниковых опор, которые в большинстве случаев соизмеримы с рабочими зазорами. Поэтому расчёт по классической схеме недеформируемого подшипника обычно даёт большие погрешности.

Расчёт напряжённо-деформированного состояния (НДС) шатуна и подшипника был выполнен с использованием метода конечных элементов (МКЭ). Основные этапы расчёта:

- построение конечно-элементного ансамбля, т.е. представление конструкции в виде совокупности конечных элементов, связанных между собой в узловых точках;

- определение матрицы жёсткости каждого конечного элемента;

- составление разрешающей системы алгебраических уравнений дискретной конструкции;

- решение системы уравнений относительно неизвестных компонент перемещений узловых точек.

Процесс дискретизации предусматривает разбиение шатуна на элементы и нумерацию элементов и узловых точек. Используются четырёхугольные и треугольные области второго порядка, которые в свою очередь, делятся на треугольные элементы. На завершающем этапе деления узлы нумеруются так, чтобы сформированная система алгебраических уравнений имела минимально возможную ширину ленты.

Матрица жёсткости упругой системы конечно-элементного ансамбля представляет собой матрицу, составленную из матриц жёсткости конечных элементов. Матрица узловых перемещений определяется путём решения методом Гаусса системы алгебраических уравнений вида:

(рНК]Ы> (6)

где - вектор-столбец перемещений узлов; {б} - вектор-столбец

усилий, действующих на элементы конструкции; [к] - матрица жёсткости конструкции сопряжения "шатун - шатунный подшипник".

Корректировка траектории движения производится с учётом изменения радиуса кривизны внутренней поверхности подшипника, которая аппроксимируется дугой окружности, проходящей через три точки лежащих в дуговой области, протяжённостью 75° и симметрично расположенной относительно линии центров. Радиус окружности проходящей через три точки с координатами х1; уь х2, у2, х3, у3 определяется формулой:

к- ___, (7)

2. И АХ?3 + Ах23 +^23 ~Дх12 "АУ?2

где Дху=хгхр Дуу=угу^

При учёте деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" в расчёте траектории движения шейки вала в подшипнике изменится только уравнение для определения относительного эксцентриситета:

А/. - ЛЛжест ^ > V»)

где S0T - безразмерная реактивная сила сопротивления деформации; -изменение относительного зазора.

4. Зависимость вязкости масляного слоя от температуры и давления.

Формулы Фегеля, Рамана-Френкеля, О. Рейнольдса, Реландса, Прокофьева, Вальтера-Убелоде, Н.Типея, Баруса, Н.В. Васина и М.Я. Савки определяют изменение вязкости масла от температуры и давления. Изменение вязкости масла с изменением температуры весьма велико. Вязкость уменьшается при повышении температуры. Средняя вязкость масляного слоя определяется по средней температуре масла, которая равна среднему арифметическому температур масла на входе и на выходе из подшипника. Также для определения средней температуры масляного слоя из формул П.И. Орлова, Петрова и Фольгеполя была выведена следующая формула:

1,2437-Ю'9 туп-12>5+0,185-Р-у2-л/ЁГ

Г о \ ' ^'

где т| - вязкость масла при рабочей температуре подшипника, сП; п -частота вращения вала, об/мин; 1 и D - длина и диаметр подшипника соответственно, см; Р - нагрузка на подшипник, кгс; у - относительный зазор; р - плотность масла, кг/дм3; с - теплоёмкость масла, кал/кг-°С; р -давление подачи масла, кгс/см2.

Учёт теплопроводности через поверхности производится с помощью эмпирического правила Камерона, имеющего вид

t = 0,8 • {вход + 0,2 • At, (10)

где t — температура масляного слоя, tBX(ra - температура масла на входе в подшипник.

5. Решение уравнения О. Рейнольдса (1) для определения гидродинамических давлений в масляном слое.

Аналитически доказана неправомерность разделения решения уравнения О. Рейнольдса (1) по переменным, т.е. представление в виде

P(x,z) = P0(x)-P1(z). (11)

Это видно из зависимости Р0(х) от координаты z при подстановке выражения (11) в уравнение О. Рейнольдса (1).

При решении уравнения О. Рейнольдса (1) А.Д. Изотов и В.Ф. Эрдман используют приближённую формулу толщины масляного слоя, которая удовлетворяет реальному зазору только при <р=я и ср=0. Мы предлагаем добавить в скобки ещё два слагаемых, которые уточняют формулу и разрешают проблему разрывности решения при углу равном 180° и относительном эксцентриситете больше 0.99:

h = nj/

l + XCOS(P +

41 \

2 • 2 X smz ф

(12)

Уравнение О. Рейнольдса (1) решалось при следующих допущени-

ях:

dz ' dz ' дх ' ~

dz

(13)

Окончание масляного слоя определялось по граничным условиям из теории Вальтера и Зассенфельда, т.е. по равенству нулю давления масла и его производной по угловой координате.

Численные решения уравнения О. Рейнольдса (1) для бесконечно длинного подшипника на математическом анализаторе Maple показали, что для относительного зазора (vj/) менее 0,01 можно ограничится нулевым членом разложения Р(<р) в ряд Маклорена по ф с точностью 0,001 вплоть до значений относительного эксцентриситета больших 0,99. В этом случае для бесконечно длинного подшипника среднее давление Р(ср) в узкой масляной плёнке, параллельной оси подшипника и составляющей с центром подшипника и осью центров угол ф, выражается следующей формулой

2Uf-xQsinq>

Рср(ф)=

UQ:

U0(2U0f0- -xQsin(p0|2U(3-Q2)f-xQsin9^Q2+3uj

u2q3 2U0(3-Q2)f0-XQsin90(y+3U0)

,(14)

U=l+xcos9 где Uq=1+xcos9q

arctg

я+arctg

0<ф<7Т

я<ф<2я

(15)

При решении численным сеточным методом с использованием разностной схемы (рис.2) уравнение О. Рейнольдса (1) представляется в следующем виде:

1

J

3h?

к hk+i-hk-i Pk+l,j-Pk-l,j

21

Я>

21

■+

Ф

+-

j Pk-l,j-2PkJ+Pk+i;j |h3

Ф

Pk,j-l-2Pk,j+Pk,j+l _ 6VH hk+1-hk_i

l2

21

Ф

Ф

k+1

k--

k-1--

Pk+ij

Pkj-1 Pkj 12 PkJ+l

P*.

v> k-lj

j-1 J J+1 z Рис.2

В третьей главе описывается разработанная программа "Траектория", представлены результаты численных исследований по ней и проведён сравнительный анализ полученных результатов с экспериментальными данными и результатами работы других программ.

Структура имитационной модели программы "Траектория" представлена в виде SADT-диаграмм (рис. 3). Представленная модель является функциональной. В блоке написана функция, которую выполняет этот блок. Левая сторона блоков предназначена для входов, правая - для выходов, а нижняя - для механизмов.

На первом уровне иерархии функция "Расчет траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике" разделена на б подфункций. На рис. 3 представлен второй уровень модели, т.е. функция "Определение координат i-ro стационарного положения шейки вала в подшипнике".

Программа "Траектория" применяется при проектировании шатунных подшипников двигателей внутреннего сгорания для определения работоспособности вкладышей. Предусмотрены графическое представление данных, вывод данных на монитор и печатающие устройства, автоматизированная подготовка данных для расчёта.

Текст программы написан на языке программирования Borland Delphi, т.к. эта среда позволяет разработать удобный интерфейс программы для пользователя и оптимально распределяет ресурсы памяти.

Условия работы

Вычисление температуры масляного слоя

Температура масла

Определение вязкости масла

3

Вязкость масла

Расчёт напряжённо-деформированного

состояние сопряжения "шатун - шатунный

ПОДШИПНИК 2

Характер истина кривошипно шатунного механизма

Т

Матрица перемещений узлов

Вычисление радиуса кривизны подшипника

"1

Метод По перемещениям конечных от единичных элементов нагрузок

Расчёт изменения положения центра шейки вала

Уравнения (3)

Относительный эксцентриситет и угол линии центров

Уточнённый

Уравнение (5) метод

Расчёт поля давлений в

масляной плёнке

Эпюра давлений

в масляном слое -►

N

Интегрирование Численный уравнения Рейнолвдса метод

УЗЕЛ: Д-3 НАЗВАНИЕ : Определение координат ¡-го стационарного положения шейки в подшипнике НОМЕР : 3 Контекст:

Рис. 3

Для работы программы необходима операционная система Microsoft Windows-95. Файл программы занимает 480 Кб дискового пространства и не требует инсталяции.

С помощью программного обеспечения "Траектория" для шатунного подшипника дизеля Д440 (44 13/14) АО "Алтайдизель" были рассчитаны траектория, температура и давление в масляном слое. Расчёт производился для номинального режима при частоте вращения коленчатого вала равной 1750 об/мин.

Для сравнения результатов расчётов были взяты результаты экспериментов, проведённых Ю.Н. Никитиным на дизеле Д440 АО "Алтайдизель". Результаты экспериментов опубликованы в открытой печати, а средняя погрешность экспериментального определения траектории составляет 2,8%. На рис. 4 приведены осциллограммы изменения толщины масляного слоя в шатунном подшипнике по углу поворота коленчатого вала, записанные датчиками 1, 2, 4 и б (датчики 1 и 4 находятся в плоскости кривошипа, а 2 и 6 - под углами 45° и 270° к плоскости кривошипа).

На рис. 5 внутри окружности, соответствующей относительному эксцентриситету равному единице, сплошной замкнутой кривой показана экспериментальная траектория для двигателя Д440, которая сравнивалась с траекториями, рассчитанными для жёсткого подшипника по уравнениям (3) и (5). По относительному эксцентриситету и углу линии центров среднее отклонение экспериментальной траектории от траектории, рассчитанной по уравнениям (3), составляет 18,3%, а по (5)- 16,7%. Полученные траектории сравнивались также с траекторией для жёсткого подшипника, рассчитанной программой АО "Алтайдизель".

В этой работе предложен метод расчёта траектории движения шатунной шейки вала в жёсткод1 подшипнике, использующий оба метода, т.е. относительный эксцентриситет определяется по уравнению (5), а угол линии центров - по второму выражению из системы (3). Траекто-

Рис.4

рия, определённая таким способом (называемым далее уточнённым методом), имеет значение среднего отклонения от экспериментальной траектории равное 16%.

При точности замыкания по углу линии центров равному 0,027° точность замыкания по относительному эксцентриситету траектории, рассчитанной по уравнениям (3), равна 25-10"5, по (5) - 2,8-10"5, а уточнённым методом - 0,99-10"5. Квазистационарный расчёт проводился с шагом 2° поворота коленчатого вала на участке от 0° до 720°. Точность замыкания траектории при шаге 2° достаточна. Так при шаге 1° точность замыкания по относительному эксцентриситету равна 46-10"6, а при 4° -14-10"3. Траектории, рассчитанные по уравнению (5) и уточнённым методом, замыкаются на втором цикле итераций, а по уравнениям (3) -на десятом.

Выявлено, что начальная точка расчёта не влияет на траекторию, так как разница результатов расчётов для начальных точек, определяемых разными способами, не наблюдалась. Так при расчёте шатунного подшипника дизеля Д440 начальные точки, определённые разными методами, соответствуют 652°, 0° и 182° поворота коленчатого вала.

На рис. 6 представлена траектория для упругого подшипника дизеля Д440. Среднее отклонение от экспериментальной траектории (рис. 5) составляет 13,4%.

При сравнении результатов расчётов шатунного подшипника дизеля № 32 АО "Барнаултрансмаш", выполненных по предлагаемой методике и по программе "Орбита", среднее отклонение составило 12,9%.

На рис. 7 и 8 показаны эпюры давления в масляном слое, рассчитанные численным сеточным методом по разностной схеме (16), а на рис. 9-10 - представлением решения уравнения О. Рейнольдса (1) в виде

ряда Маклорена (14 и 15). Все эпюры давления соответствуют 94° поворота коленчатого вала. На рис. 7 и 9 показаны эпюры давления по угловой координате, а на рис. 8 и 10 - по координате г вдоль оси подшипника. При сравнении максимальных давлений в масляном слое полученных расчётным и экспериментальным путём (табл. 1) выявлено, что численный метод даёт результаты отличающиеся от экспериментальных в среднем на 1,5%, а непосредственным интегрированием уравнения О. Рейнольдса (1) - на 6,1%.

Рис. 7 Рис.8

Рис. 9 Рис.10

При использовании уравнений (14 и 15) отличие результатов расчёта от экспериментальных данных объясняется зависимостью коэффициента параболы от угловой координаты точки, а уменьшение шага сетки результат не улучшает. При решении численным методом при уменьшении расстояния между узлами результаты расчётов приближаются к экспериментальным. Так для случая, показанного на рис. 7 и 8, при угловом шаге в 1° и шаге вдоль оси подшипника равном 2,6 мм максимальное давление равно 4,385 МПа. Для того же случая, но при шагах в

2° и 15,8 мм соответственно было получено значание 4,237 МПа. Экспериментальное максимальное давление в этой точке равно 4,41 МПа. Однако при более мелкой сетке разбиения время расчёта увеличивается. Например, по сравнению с разбиением сетки масляного слоя на 2438 узлов разбиение на 4917 узлов увеличивает время расчёта в 4,8 раза.

При увеличении протяжённости масляного слоя было замечено, что граница окончания давления в масляной плёнке не является прямой, а является сегментом эллипса, описываемого уравнением

Некоторые результаты расчётов коэффициентов уравнения (17) представлены в табл. 2.

Таблица 1

Угол Максимальное давление (МПа) в Длина масляного

пово- масляном слое, определённое: слоя (град), при

рота определении границ

колен- масляного слоя по:

чатого числен- представлени- экспе- равенст- гранич-

вала ным ем решения римен- ву нулю ным

сеточ- уравнения тально давле- условиям

ным Рейнольдса в ния на Зассен-

методом виде ряда Маклорена границе фельда и Вальтера

34 5,941 6,439 6,04 191,1 201,8

46 6,676 7,21 6,78 191,1 201,6

94 4,386 4,739 4,44 192,3 213

226 12,689 13,707 12,87 190,9 200,7

328 5,352 5,817 5,46 191,3 203,2

408 15,909 14,754 15,66 190,4 189

568 15,715 14,402 15,47 190,8 199,4

680 3,316 3,467 3,36 192,3 212,7

В программе "Траектория" используются 5 законов изменения вязкости от температуры, но расчёт велся по экспоненциальному закону, т.к. в остальных присутствуют характеристические коэффициенты, определяемые эмпирически. На рис. 11 сплошной кривой показан график изменения температуры масляного слоя в зависимости от угла

поворота коленчатого вала дизеля Д440, а пунктирной - вязкость масла.

Таблица 2

Относительный Угол линии а b с

эксцентриситет центров

0,751 0,337 389,461 178,428 132,937

0,585 4,453 365,002 158,448 133,951

0,903 3,298 458,169 174,907 131,572

Рис. 11

Нагрузку на поршневую головку шатуна от сил давления газов считали распределённой по косинусоидальному закону с углом охвата 120°. Для определения нагрузок от гидродинамических давлений на шатунный подшипник и кривошипную головку шатуна решалось уравнение О. Рейнольдса (1).

Представленное в виде ряда Маклорена решение уравнения О. Рейнольдса (1) по сравнению с более точным численным методом уменьшает время расчёта. Так для дизеля Д440 уже при шаге сетки 2 мм время расчёта уменьшается в 32 раза. При этом средняя погрешность по изменен!®) относительного зазора составляет 13,6 % (табл. 3), а по траектории - 0,35 %.

При построении конечно-элементного ансамбля сопряжения "шатун — шатунный подшипник" решалась плоская задача, которая характеризует простоту предложенного метода. Шатун разбит на 480, а подшипник на 112 треугольных элемента, что обеспечивает ошибку расчёта не более 1,5%. Расчёт велся с допущениями: шатунная шейка коленчатого вала жесткая; подшипник и шатун рассчитываются заодно целое; затяжка крышки обеспечивает нераскрытие стыка и идеальную округлость подшипника.

Для уменьшения времени работы используются перемещения узлов от единичных нагрузок, которые рассчитываются для каждой конструкции сопряжения "шатун - шатунный подшипник" один раз. Так для дизеля Д440 при разбиении окружности подшипника на 28 узлов и замыкании расчёта на 720 шаге время расчёта уменьшается в 13 раз. При этом средняя погрешность по изменению относительного зазора составляет 16,8 % (табл. 3), а по траектории - 0,44 %.

Напряжённо-деформированное состояние сопряжения "шатун -шатунный подшипник" рассчитывалось по программе, разработанной в АлтГТУ под руководством профессора B.C. Поповича.

Для расчёта НДС разработана твердотельная модель сопряжения "шатун - шатунный подшипник" в CAD-системе (САПР) "Autodesk Inventor" (рис. 12). Расчёт проводился в CAD-системе "Ansys", которая основана на МКЭ (рис.13). Плоская модель шатуна разбита на 980 элементов.

Таблица 3

1 2 3 4

X Ау для Ду для представления решения уравнения Рейнольдса в виде ряда Маклорена(14,15) Ду для расчета НДС в каждой стационарной точке

численного метода (16) деформаций от единичных нагрузок

0,168 -0,369 -0,493 -0,462

0,231 -0,224 -0,221 -0,286

0,305 -0,092 -0,085 -0,066

0,418 -0,078 -0,073 -0,079

0,5 -0,032 -0,034 -0,025

0,6 -0,057 -0,058 -0,055

0,705 0,002 0,002 0,002

0,799 0,027 0,016 0,019

0,902 0,127 0,092 0,094

Некоторые значения деформаций узлов сетки разбиения, посчитанные программами из АлгГТУ и "Ашуэ" показаны в табл. 4, а средняя разница полученных результатов составляет 7,2%.

В четвёртой главе описаны методика экспериментального определения высоты зазора между подшипником и шейкой вала, давления и температуры в масляном слое. Дано обоснование применения и описаны используемые установки, датчики, тарировочные устройства. Представлены схемы и ксерокопии фотографий установок и датчиков (рис. 4).

Рис. 12

РоыегСгарМсз

1ГАСЕГ=4 ÍV■^<ÍS=Kat №К =.649Е-С5 5МХ ~.6492-05 . 0

.721Е-06 .144Е-05 ■216Е-05 .288Е-05 .361Е-05 .433Е-05 ■505Е-05 ■577Е-05 . 649Е-05

Рис. 13

Таблица 4

Деформация по координатам (мкм)

X ■ . -У

Номер точки 77 136 66 109 32 77 136 66 109 32.

Программа • АлтГТУ 1,99 0,87 2,72 2,01 0,81 2,6 6,13 1,68 4,89 0,97

. "Апзуз" . 1,796 1,025 2,589 1,813 0,819 2,850 5,899 1,869 5,006 0,995

•-.•При измерении толщины масляного слоя электрическим методом используются индуктивные и ёмкостные датчики. Испытания проводились на электрическом маятниковом стенде САК-670Н с использованием токосъёмного устройства на основе рычажного четырёхзвенного механизма.

Гидродинамическое давление замерялось манганиновыми датчиками объёмного, сжатия, а ,температура подшипников -'с помощью хромель-копелевых термопар. , .

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

Проведённые исследования позволяют сделать следующие выводы и заключения:

1. Разработанные метод и программное обеспечение расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике с определением гидродинамического давления в масляном слое, изменения вязкости масла и с учётом деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" позволяют оценить работоспособность шатунных подшипников.

2. Выполненный с использованием метода конечных элементов расчёт деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" и решение уравнения О. Рейнольдса разностным сеточным методом увеличивают точность расчёта. Определение деформации по перемещениям от единичных нагрузок и представление решения уравнения О. Рейнольдса в виде ряда Маклорена значительно сокращают время расчёта с минимальными погрешностями.

3. Предложенная зависимость для определения толщины масляного слоя позволила исключить проблему разрывности решения уравнения О. Рейнольдса при угле равном 180° и относительном эксцентриситете больше 0,99. Определено, что траектория не зависит от выбора начальной точки расчёта, а кривая окончания масляного слоя является сегментом эллипса.

4. Функциональная структура имитационной модели расчёта траектории, разработанная по SADT-технологии, и удобный интерфейс программного обеспечения "Траектория" (свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ № 2000611101) позволили использовать полученные результаты в качестве составной части САПР шатунного подшипника ДВС. Предложенные модели и программно-методический комплекс внедрены на АО "Алгайдизель" и используется в учебном процессе АлтГТУ.

5. Достоверность и адекватность предложенного метода расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике подтверждена его реализацией при исследовании шатунного подшипника дизеля Д440 АО "Алтайдизель", экспериментальными результатами исследования и сравнительным анализом полученных данных с расчётами по другим программам.

Основные результаты диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Лопухов В.М., Попович B.C. Математическая модель гидродинамического расчёта нестационарно нагруженных подшипников скольжения // Тез. докл. 56-й науч.-техя. конф. студ., аспир. и проф.-преп. состава техн. ун-а: В 2-х ч. / Алт. Гос. Техн. ун-т им. И.И. Ползунова. -

Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1998. - Ч. 1. - С. 25-26

2. Лопухов В.М. , Попович B.C. Математическое моделирование упругогидродинамичсского расчёта шатунных подшипников // XXV Гагаринские чтения: Тез. докл. Междунар. молод, науч. конф.: В 2-х т. / МАТИ. - М.: Изд-во "ЛАТМЭС", 1999. - Т. 2 - С. 706

3. Лопухов В.М., Попович B.C. Расчёт давления смазки подшипников скольжения // Тез. докл. 55-Й науч.-техн. конф. студ., аспмр. и проф.-преп. состава техн. ун-а. Автотракторный фак-т / Алт. Гос. Техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1997. - С. 52

4.Лопухов В.М., Попович B.C. Факторы, влияющие на точность гидродинамического расчёта шатунных подшипников скольжения // Тез. докт. 57-й науч.-техн. конф. студ., аспир. и проф.-преп. состава техн. уна. Автотракторный фак-т: В 2-х ч. / Алт. Гос. Техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1999. - Ч. 2. - С. 9

5. Попович B.C., Варяина Т.П., Девятайкин П.Н., Лопухов В.М. Применение метода конечных элементов для комплексного анализа напряжённо-деформированного состояния машин // Тез. докл. XVII Междунар. конф. (22-25 июня 1999 г.) - Санкт-Петербург: 1999. - С. 119120

6. Расчёт траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике ("Траектория"): Свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ №2000611101 от 25.10.2000 / Лопухов В.М., Попович B.C.

Подписано в печать 15-11.2000. Формат 60x84 1/16. Печать - ризография. Усл.п.л. 1,39. Уч.-изд.л. 1,05. Тираж 100 экз. Заказ 79/2000.

Издательство Алтайского государствегшого технического университета им. И.И. Ползунова, 656099, г. Барнаул пр-т Легата, 46.

Лицензия на издательскую деятельность ЛР № 020822 от 21.09.98 года.

Лицензий на полиграфическую деятельность ПЛД № 28-35 от 15.07.97

Отпечатано в ЦОП АлтГТУ 656099, г. Барнаул, пр-т Лешша, 46

Введение

1. Анализ методов расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике и факторов, повышающих его точность

1.1 Анализ методов расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике

1.2 Факторы, влияющие на точность расчёта шатунных подшипников

1.2.1 Неизотермическая задача

1.2.2 Зависимость вязкости масла от температуры и давления

1.2.3 Влияние конструктивных факторов и микрогеометрии трущихся поверхностей

1.2.4 Влияние деформации подшипника на траекторию движения шатунной шейки вала в подшипнике

1.3 Анализ методов учёта деформации трущихся поверхностей для расчёта шатунных подшипников

1.4 Выводы

2. Математическая модель расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике

2.1 Построение траектории движения центра шейки вала в жёстком подшипнике

2.2 Поиск начальной точки расчёта

2.3 Определение вязкости масла

2.4 Построение векторной диаграммы действующих нагрузок

2.5 Угловые скорости вращения

2.6 Учёт деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник"

2.6.1 Построение конечно-элементного ансамбля

2.6.2 Определение матрицы жёсткости

2.6.3 Определение действующих усилий

В общей проблеме повышения срока службы двигателей внутреннего сгорания первостепенное внимание уделяется подшипникам скольжения. И поэтому на всех этапах проектирования и доводки двигателя принимаемые проектные решения необходимо оценивать с учётом условий работы подшипников. В процессе создания новой конструкции выполняется большой объём расчётных и экспериментальных исследований по анализу работоспособности подшипниковых узлов.

Для двигателей внутреннего сгорания подшипники скольжения лимитируют работоспособность, долговечность и надёжность всей машины. Очевидно, что изменением некоторых конструктивных параметров, условий работы подшипника или улучшением его смазки удаётся повысить ресурс подшипника и всего изделия в целом.

В качестве подшипников коленчатых валов двигателей в подавляющем большинстве случаев используют гидродинамические подшипники скольжения. В подшипниках этого типа поверхности трения разделены тонким слоем смазки, передающим усилия от вала к опоре за счёт создания давления в масляном клине, возникающем при вынужденном течении вязкой смазки в зазоре. Если условия формирования слоя смазки таковы, что его несущая способность недостаточна для передачи усилий между валом и подшипником, режим трения становится граничным или возникает контакт между поверхностями трения. Нарушение режима жидкостного трения сопровождается повышенным износом рабочих поверхностей вала и подшипника, а их контакт может привести к "схватыванию" и задирам поверхностей. В связи с этим подшипники коленчатых валов необходимо проектировать таким образом, чтобы на установившихся режимах работы двигателя в них было обеспечено устойчивое жидкостное трение. 5

Одной из главных особенностей нестационарно нагруженных подшипников является то, что они работают в условиях динамических деформаций шеек вала и подшипниковых опор, которые в большинстве случаев соизмеримы с рабочими зазорами. Поэтому расчёт по классической схеме недеформируемого подшипника даёт ощутимые погрешности. На несущую способность подшипников оказывают влияние деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник".

Подшипники двигателей внутреннего сгорания - это сложнонагружен-ные детали двигателя. Вектор нагрузки на подшипники меняется за цикл работы двигателя как по величине, так и по направлению. Нагруженность и несущая способность масляного слоя являются существенными факторами, определяющими долговечность и работоспособность подшипников коленчатого вала. Несущая способность масляного слоя подшипника, определяемая на основе гидродинамической теории смазки, зависит от таких факторов как толщина слоя смазки, давление и его температура.

При работе опор скольжения усилия от одной трущейся поверхности передаются к другой через промежуточный смазочный слой. Смазка увлекается трущимися поверхностями и при движении в зазоре, благодаря вязкости, возникает гидродинамическое давление. При этом жидкость движется стеснённо, толщина масляного слоя весьма мала.

Вязкость масла зависит от температуры. Поддержание температуры трущихся поверхностей в определённом интервале является одним из необходимых условий обеспечения работоспособности подшипников скольжения. При значительном проскальзывании между трущимися поверхностями иногда возникают температуры порядка десятков и даже сотен °С, что вызывает резкое уменьшение вязкости масла. С увеличением температуры снижается коррозийная стойкость и усталостная прочность антифрикционного материала. 6

Все эти процессы происходят с чрезвычайно большими скоростями. При очень малой толщине смазочного слоя это затрудняет как теоретическое, так и экспериментальное изучение данного вопроса.

Важнейшим фактором в расчётно-теоретическом и экспериментальном исследовании подшипников коленчатого вала является зависимость характера действующих нагрузок от режима работы. Действующие нагрузки, в свою очередь, определяются особенностями конкретного двигателя: организацией рабочего процесса, кинематической схемой кривошипно-шатунного механизма, системой уравновешивания и т.п. В этой связи особую актуальность приобретают расчётно-теоретические методы исследования подшипников, позволяющие достаточно полно учесть реальные условия их работы.

Работоспособность подшипников коленчатого вала ДВС оценивается по траектории движения шейки вала в подшипнике. Смоделировать движение шейки вала в подшипнике — значит получить расчётным путём траекторию, близкую к действительной. По траектории, т.е. по толщине масляного слоя во времени, можно определить характер износа шейки вала и подшипника. Траекторию обуславливают конструктивные параметры подшипникового узла, режим работы двигателя, вязкость масла, деформации трущихся поверхностей, микрогеометрия несущих поверхностей и вязкоупругие свойства масла.

Решение задач динамики и смазки сложнонагруженных опор скольжения достигается разработкой эффективных методов расчёта поля гидродинамических давлений в смазочном слое с определением траектории движения шипа в подшипнике за цикл нагружения. Достоверность при решении задачи увеличения несущей способности подшипников возможна, в первую очередь, за счёт дальнейшего совершенствования метода гидродинамической теории расчёта и повышения точности за счёт построения расчётных схем, наиболее полно описывающих реальные процессы. При 7 реализации таких схем используются современные аналитические и численные методы.

На Всесоюзном постоянно действующем семинаре "Расчёт, испытание, диагностика и надёжность поверхностей, элементов и узлов трения" в 1989 году была подчёркнута особая важность изысканий, направленных на разработку и развитие методов и средств расчёта применительно к триботехнике.

Цель работы состоит в разработке и совершенствовании метода расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике, учитывающего изменение действующих нагрузок, гидродинамическое давление в смазочном слое, деформацию сопряжения "шатун - шатунный подшипник", и средств, обеспечивающих сокращение затрат на проектирование.

Цель достигается решением следующих основных задач:

- разработка математической модели гидродинамического расчёта движения шатунной шейки вала в подшипнике с учётом изменения вязкости масла и деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник";

- разработка структуры имитационной модели и создание на её основе программного комплекса для расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике;

- исследование шатунного подшипника дизеля Д440 с помощью программного обеспечения "Траектория".

Научную новизну работы составляют:

1) метод расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике с учётом деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник";

2) описанный по 8АОТ-методологии программный комплекс для анализа работоспособности шатунного подшипника; 8

3) решение уравнения Рейнольдса разложением в ряд Маклорена и определение деформаций сопряжения "шатун - шатунный подшипник" по перемещениям от единичных нагрузок.

Достоверность результатов подтверждена сравнительным анализом результатов расчёта с экспериментальными данными и результатами работы других программ, а также достоверностью используемого математического аппарата.

Практическая ценность работы в том, что разработанные модели и программное обеспечение позволяют повысить надёжность шатунных подшипников, уменьшить затраты на их проектирование и являются составной частью САПР шатунного подшипника.

В первой главе диссертационной работы проведён обзор литературы и анализ методов расчёта траектории движения шатунной шейки вала в жёстком и упругом подшипнике. Выявлены факторы, влияющие на траекторию движения шатунной шейки вала в подшипнике.

Во второй главе описана математическая модель расчёта шатунных подшипников для установившихся режимов работы двигателя, основу которой составляют: расчёт траектории движения шейки вала в жёстком подшипнике; определение начальной точки расчёта траектории; корректировка траектории для упругого подшипника определением изменения радиуса кривизны нагруженной зоны подшипника; определение упругих характеристик сопряжения "шатун - шатунный подшипник" методом конечных элементов; зависимости вязкости масла от температуры; решение уравнения Рейнольдса для граничных условий Зассен-фельда и Вальтера численным сеточным методом с использованием разностной схемы и разложением в ряд Маклорена для бесконечно длин9 ного подшипника при параболическом распределении давления в масляном слое вдоль оси.

Дано математическое обоснование неправильности разделения решения уравнения Рейнольдса по переменным.

В третьей главе представлена структура имитационной модели, соответствующая математической модели. Описано программное обеспечение для расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике ("Траектория"), на которое получено свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ №2000611101 [56]. С помощью программы "Траектория" были рассчитаны траектории движения шатунной шейки вала в жёстком и упругом подшипнике дизеля Д440 (АО "Алтайдизель" и в упругом - для дизеля № 32 (АО "Барнаултрансмаш"). Исследовано изменение температуры масла по циклу нагружения и распределение гидродинамического давления в масляном слое. Результаты численных расчётов сравнивались с экспериментальными результатами, полученными Ю.Н. Никитиным на дизеле Д440 [44], а также с результатами расчётов по программам "Орбита" и АО "Алтайдизель". Представлены результаты численных исследований деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" по программам АлтГТУ и "Апзуз". Выполнена оценка точности и времени расчёта по предложенным методам.

В четвёртой главе описаны методика экспериментального определения высоты зазора между подшипником и шейкой вала, давления и температуры в масляном слое. Дано обоснование применения и описаны используемые установки, датчики, тарировочные устройства. Представлены схемы и ксерокопии фотографий установок и датчиков.

В заключении представлены общие выводы по результатам работы.

10

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

Проведённые исследования позволяют сделать следующие выводы и заключения:

1. Разработанные метод и программное обеспечение расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике с определением гидродинамического давления в масляном слое, изменения вязкости масла и с учётом деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" позволяют оценить работоспособность шатунных подшипников.

2. Выполненный с использованием метода конечных элементов расчёт деформации сопряжения "шатун - шатунный подшипник" и решение уравнения Рейнольдса разностным сеточным методом увеличивают точность расчёта. Определение деформации по перемещениям от единичных нагрузок и представление решения уравнения Рейнольдса в виде ряда Маклорена значительно сокращают время расчёта с минимальными погрешностями.

3. Предложенная зависимость для определения толщины масляного слоя позволила разрешить проблему разрывности решения уравнения Рейнольдса при углу равном 180° и относительном эксцентриситете больше 0,99. Определено, что траектория не зависит от выбора начальной точки расчёта, а кривая окончания масляного слоя является сегментом эллипса.

4. Функциональная структура имитационной модели расчёта траектории, разработанная по SADT-технологии, и удобный интерфейс программного обеспечения "Траектория" (свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ № 2000611101) позволили использовать полученные результаты в качестве составной части САПР шатунного подшипника ДВС. Предложенные модели и программно-методический комплекс внедрены на АО "Алтайдизель" и используется в учебном процессе АлтГТУ.

Ill

5. Достоверность и адекватность предложенного метода расчёта траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике подтверждена его реализацией при исследовании шатунного подшипника дизеля Д440 АО "Алтайдизель", экспериментальными результатами исследования и сравнительным анализом полученных данных с расчётами по другим программам.

112

1. Анно И., Валовит И., Аллен Ц. Смазка микронеровностей // Труды американского общества инженеров механиков. Проблемы трения и смазки. -- 1968. №2.-С. 26-32

2. Аппелдорн И. О современном состоянии теории смазки и её связи с реологией // Труды американского общества инженеров механиков. Проблемы трения и смазки. 1968. - №3. - С. 1-7

3. Антропов Б.С., Слабов Е.П., Мардалиев Э.Я. Методы повышения работоспособности подшипников коленчатого вала автомобильных дизелей // Двигателестроение. - 1998. - №4. - С. 29-32

4. Афанасьев Ю.Г., Суркин В.И., Хайретдинов М.Я. Методика экспериментального исследования шатунных подшипников ДВС // Тр. ЧИ-МЭСХ. 1974. - Вып. 77. - С. 5-7

5. Бахвалов Н.С. Численные методы. М.: Наука. 1975. - 632 с.

6. Белл И.Ц., Кеннел И.В., Аллен С.М. Реологическое поведение смазки в контактной зоне системы с контактом качения // Труды американского общества инженеров механиков. 1964, Сер. D. - №3. - С. 48-62

7. Васин Н.В., Савка М.Я. Решение неизотермической контактно-гидродинамической задачи для поверхностей с малой разностью радиусов кривизны // Трение и износ. 1990. - Т. 11. - №1. - С. 29

8. Володин А.И. Гидродинамический расчёт подшипников коленчатого вала дизеля на ЭЦВМ // Вестник Всесоюз. науч.-исслед. ин-та ж/д транп. -1973. -№ 2. -С. 21-22

9. Воронков Б.Д. Подшипники сухого трения. JL: Машиностроение, 1968,- 140 с.

10. Гаврилин В.В. Оценка динамического состояния шатунных подшипников // Известия вузов. 1972. - № 3. - С. 37-43

11. Генка О. Исследование оптимальной в отношении смазки конструкции шатуна // Проблемы трения и смазки. 1986. - №3. - С. 151113

12. Грубин А.Н. Основы гидродинамической теории смазки тяжелона-груженных криволинейных поверхностей // Труды ЦНИИТМАШ / Маш-гиз. 1949. - Вып. 30. - С. 126-184

13. Данко П.Е. и др. Высшая математика: Учеб. пособие. М.: Высш. школа. 1986.-Ч. 1-2.

14. Дьячков А.К. Исследования в области динамически нагруженных подшипников // Трение и износ в машинах. М.: АН СССР. - 1949. - Вып. 4. - С. 12-26

15. Еникеев Ф.М. Определение толщины и давления масляного слоя в зазоре коренного подшипника двигателя // Тр. ЧИМЭСХ. 1967. - Вып. 29. -С. 33-37

16. Замятин Ю.П. Обсуждение трибологических проблем // Двигателе-строение. 1990. - №1. С. 32-57

17. Зиманенко С.С., Левит Д.Е. Расчёт двигателей внутреннего сгорания с помощью номограмм. -М.: Машгиз. 1948. - 184 с.

18. Изотов А.Д. Расчёт нестационарно нагруженных подшипников. -Л.: Машиностроение. 1982. 223 с.114

19. Исавнин Г.С., Наумов С.С., Денисов B.C. Определение температуры вкладышей подшипников коленчатого вала автомобильного двигателя // Автомобильная промышленность. 1973. - № 12. - С. 29-32

20. Каратышкин С.Г. Динамически нагруженные подшипники судовых двигателей внутреннего сгорания. Д.: Судостроение. 1968. - 324 с.

21. Кеглин Б.Г., Тихомиров В.П. Особенности измерения температуры при нестационарных процессах трения // Трение и износ. 1990. - Т.П. -№1. -С. 73-77

22. Коднир Д.С. К вопросу о методике контактно-гидродинамического расчёта подшипников качения и зубчатых передач // Труды Куйбышевского авиационного института. 1963. Вып. 27. - С. 145-152

23. Коднир Д.С. Контактная гидродинамика смазки деталей машин. -М.: Машиностроение. 1976. 304 с.

24. Коднир Д.С. Контактно-гидродинамическая теория смазки. Куйбышев: Куйбышевское книжное изд-во. 1963. - С. 283

25. Коровчинский М.В. О некоторых вопросах эластореологии, имеющих приложение в теории трения // Новое о смазке в машинах / Под ред. М.В. Коровчинского. М.: Наука. - 1964. - С. 68-165

26. Косырев С.П., Ким Ф.Г., Гребнев В.М. Уменьшение динамичности нагружения шатунных подшипников при использовании поверхностно-активных веществ // Двигателестроение. 1990. - №3. - С. 43-44

27. Крауч С., Старфилд А. Методы граничных элементов в механике твёрдого тела: Пер. с англ. М.: Мир. - 1987. - 328 с.115

28. Кристенсен Г., Тондер К. Гидродинамическая смазка подшипника конечной ширины с шероховатыми поверхностями // Труды американского общества инженеров механиков. Проблемы трения и смазки. 1971. - №3. -С. 9-16

29. Куцаев С.Н. Определение тощины масляного слоя в подшипнике ограниченной длины при знакопеременной нагрузке// Труды ЦИАМ. -1943.-№59,-С. 12-17

30. Лабуф, Букер. Динамически нагруженные радиальные подшипники с жёсткими и упругими поверхностями. Конечно-элементный расчёт// Проблемы трения и смазки. 1985. - № 4. - С. 72-85

31. Леонов О.Б., Мануйлов H.H., Шкарупило А.Я. Работа подшипников скольжения коленчатого вала при работе двигателя на неустановившихся режимах // Известия вузов. 1972. - № 1. - 78-87 с.

32. Лопухов В.М. , Попович B.C. Математическое моделирование упру-гогидродина-мического расчёта шатунных подшипников // Тез. докл. Междунар. молод, науч. конф. "XXV Гагаринские чтения" (Москва, 6-10 апр. 1999 г.) М.: МАТИ, 1999. - Т. 2 - С. 706

33. Лопухов В.М., Попович B.C. Расчёт давления смазки подшипников скольжения // Тез. докл. 55-й науч.-техн. конф. студ., аспир. и проф.-преп. состава техн. ун-а (Барнаул, май 1997). Барнаул, 1997. - С. 52

34. Машинно-ориентированные методы расчёта комбинированных двигателей/ Иванченко Б.И., Каплан В.И., Цыреторов К.Б. и др. М.: Машиностроение. 1978. - 168 с.

35. Милн A.A. Теория реодинамической смазки для максвеловской жидкости// Международная конференция по смазке и износу машин: Тез. докл. М., 1962.-С. 59-66

36. Мое, Тен Хове, Ван-дер-Хелм. Тепловые эффекты в динамически нагруженных упругоподатливых радиальных подшипниках скольжения// Современное машиностроение. Сер. Б. 1989. - № 11, С. 110-116

37. Никитин Ю.Н. Экспериментальное исследование режимов смазки динамически нагруженных подшипников дизеля // Труды четвёртой научно-технической конференции молодых специалистов НАТИ. 1969. -С.98-111

38. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. 2-е изд., доп., - М.: Машиностроение, 1977. - Т.2 - 574 с.

39. Орлов П.И. Смазка лёгких двигателей. Л.: ОНТИ. 1937.- 182 с.

40. Патентные исследования в объёме тематического поиска по подшипником скольжения ДВС, коленчатых валов и шатунов // ВЦПУ; Руководитель М.В. Желнов; Заказ № 105-82. Барнаул, - 1983. - 131 с.

41. Петрусевич А.И. Зубчатые передачи: Справочник по деталям машин. М.: Машиностроение. 1969. - Т. 3. С. 15-156, 209-216

42. Попович B.C. Численные методы анализа напряжённого и деформированного состояния деталей двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие. Барнаул. 1991. - 84 с.117

43. Попович B.C. Экспериментальные методы исследования напряжённого и деформированного состояния деталей машин: Учеб. пособие. -Барнаул: АлтГТУ. 1996. 100 с.

44. Применение метода конечных элементов для исследования подшипников дизельных двигателей. ВЦП-№-Г01230. М., 16.02.81 - 30 с. - Пер. ст.: Das Р.К., Barnes К.А. из журн.: SAE Technical Paper Series. -1980. -№800433.-P. 1-10

45. Прокопьев B.H. Определение характеристик смазочного слоя нагруженного подшипника конечной длины // Тр. ЧПИ. 1972. - Вып. 106. -С. 123-129

46. Расчёт коленчатого вала дизеля АМ-01 (АМ-03) АМЗ на прочность. Промежут./ Алт. Политех. Ин-т им. И.И.Ползунова. АПИ; Руководитель А.Т.Болгов; № 71011887; Инв. № . Барнаул, 1970. - 191 с.

47. Расчёт распределения давления по поверхности подшипников скольжения двигателей внутреннего сгорания./ ВПЦ-№-Б4541. М., 12.03.79 - 16 с. - Пер. ст.: Kostow К. Из журн.: Schmiernngstechnik. - 1978. -Vol. 9. - № 3. - P. 80-84

48. Расчёт траектории движения шатунной шейки вала в подшипнике ("Траектория"): Свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ №2000611101 от 25.10.2000 / Лопухов В.М., Попович B.C.

49. Рейнольде О. Гидродинамическая теория смазки и её применение к опытам Тоуэра // Гидродинамическая теория смазки/ Под ред. Л.С.Лейбензона). М.-Л.: ГТТИ. - 1934. - 164 с.118

50. Рождественский Ю.В. Связанные задачи динамики и смазки слож-нонагруженных опор скольжения: Автореф. дисс. докт. техн. наук. -Челябинск, 1999. 32 с.

51. Словарь справочник по трению, износу и смазке деталей машин/ Зозуля В.Д., Шведков Е.Л., Ровинский Д.Я. и др. - Киев: Наукова думка. 1990. -264 с.

52. Смазочные материалы, техника смазки, опоры скольжения и качения: Справочник по триботехнике/ Хебда М., Чичинадзе A.B. и др. М.: Машиностроение. 1990. - Т. 2. - 416 с.

53. Суркин В.И., Яковенко И.Ф. Распределение гидродинамических давлений в смазочном слое шатунного подшипника // Тр. ЧИМЭСХ. -1975. Вып. 107. - С. 110-115

54. Суркин В.И., Яковенко И.Ф., Хайретдинов М.Я. Влияние режимов работы дизеля на толщину слоя смазки в шатунном подшипнике // Тр. ЧИМЭСХ. 1975. - Вып. 88. - С. 167-179

55. Типей Н., Константинеску В.Н., Ника Ал. Подшипники скольжения: расчёт, проектирование, смазка. Бухарест: Издательство академии Румынской Народной Республики. 1964. - 457 с.

56. Толоконников Л.А., Тихомиров В.П., Харитонов А.Н. Моделирование контактного слоя при решении некоторых триботехнических задач численными методами// Трение и износ. 1985. - Т.6. - № 6. - С. 1079-1087

57. Чан, Конри, Кузано Эффективный и структурно устойчивый многоуровневый алгоритм численного решения задач упругогидродинамической смазки// Современное машиностроение. Сер. Б. 1989. - № 11. - С. 128-135

58. Щеголь А.Я. Влияние температуры масла на работу шатунного подшипника форсированного двигателя // Энергомашиностроение. 1969. - № 1.-С. 7-10119

59. Эртель A.M. Гидродинамический расчёт смазки контакта кривых поверхностей (зубчатые зацепления, подшипники качения, особо тяжело-нагруженные подшипники скольжения и т.д.). М.: ЦНИИТМаш. 1945. -64 с.

60. Юркевич В.В. Влияние параметров кривошипно-шатунного механизма на работу шатунного подшипника // Тр. Саратовского СХИ. 1972. -Вып. 12.-С. 183-187

61. Яковенко И.Ф. К определению минимальной толщины смазочного слоя в шатунном подшипнике ДВС // Тр. ЧИМЭСХ. 1975. - Вып. 107. - С. 122-129

62. Яковенко И.Ф. Пути улучшения условий работы шатунных подшипников тракторных двигателей: Дисс. канд. техн. наук. — Челябинск, 1975.-236 с.•1 АЛТАЙДИЗЕЛЬА1. У Р^У 09. 2000 г.

63. Результаты работы приняты КБ ОАО "Алтайдизель" к использованию и внедрению при разработке САПР шатунного подшипника.программноеобеспечениедляанализа