Повышение долговечности капитально отремонтированных тракторных дизелей применением гидроаккумулятора в смазочной системе тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.20.03, кандидат технических наук Потапов, Сергей Владимирович

• Потапов, Сергей Владимирович
• кандидат технических наук
• 1999

Оглавление диссертации кандидат технических наук Потапов, Сергей Владимирович

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТО ЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИ Я

1.1. Условия сельскохозяйственной эксплуатации тракторных дизелей

1.2. Влияние различных факторов на долговечность ДВС

1.3. Анализ существующих методов расчета и моделирования смазочных систем

1.4. Обоснование цели и задач исследования

2. МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛ ЯД-440 С ГИДРОАККУМУЛ ЯГОРОМ

2.1. Общие принципы моделирования

2.2. Макромодепи элементов смазочной системы

2.2.1. Насосы

2.2.2. Клапаны

2.2.2.1. Клапан напорный предохранительный

2.2.2.2. Обратный клапан

2.2.3. Фильтр

2.2.4. Масляный радиатор

2.2.5. Гидролиния

2.2.6. Источник постоянного давления

2.2.6.1. Источник постоянного давления при движении жидкости

по каналам кривошипа

2.2.6.2. Источник постоянного давления при движении жидкости

по каналам шатуна

2.2.7. Гидравлические сопротивления

2.2.7.1. Гидравлическое сопротивление при входе в канал

коренной шейки коленчатого вала с канавкой

2.2.7.2. Гидравлическое сопротивление при выходе из каналов шатунных шеек

2.2.7.3. Гидравлическое сопротивление коренного подшипника

2.2.7.4. Гидравлическое сопротивление шатунного подшипника

2.2.7.5. Гидросопротивление внезапное расширение

2.2.7.6. Гидросопротивление внезапное сужение

2.2.7.7. Гидросопротивление диффузора

2.2.8. Гидроаккумулятор

2.3. Комплексный алгоритм расчета смазочной системы

2.4. Решение тестовых примеров

2.5. Результаты расчета смазочной системы

3. МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

3.1. Общая методика экспериментальных исследований

3.2. Методика исследования основных оценочных

параметров

3.3. Обработка экспериментальных данных

3.4. Оценка погрешностей измерений

4. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ПАРАМЕТРОВ ТРИБОСИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛ ЯД-440

НА ТРАКТОРЕ ДТ-75МВ В УСЛОВИ ЯК ЭКСПЛУАТАЦИИ

4.1. Исследование параметров трибосистемы на установившихся режимах

4.1.1. Исследование давления подачи масла

4.1.2. Исследование минимальных зазоров

4.1.3. Исследование гидродинамических давлений

4.1.4. Исследование подачи масла через коренной подшипник

4.1.5. Исследование температуры подшипников

4.1.6. Исследование давления масла после насоса

4.2. Исследование параметров трибосистемы на некоторых

неустановившихся режимах

4.2.1. Исследование параметров трибосистемы при пуске двигателя

4.2.2. Исследование параметров трибосистемы при работе трактора на эксплуатационных режимах

5. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ

ПРИМЕНЕНИ Я ГИДРОАККУМУЛ ЯГОРА НА ДВИГАТЕЛЕ

ВЫВОДЫ

ЛИТЕРАТУРА

Приложения

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение долговечности капитально отремонтированных тракторных дизелей применением гидроаккумулятора в смазочной системе»

ВВЕДЕНИЕ

В современных условиях актуальной задачей машиностроения является повышение долговечности машин. Наибольшее применение на тракторах, автомобилях и других машинах, используемых в сельском хозяйстве, промышленности и на транспорте получили двигатели внутреннего сгорания и дизели в частности.

В большинстве новых и капитально отремонтированных двигателей долговечность лимитируется главным образом парами трения, на которые приходится основная доля механических потерь.

Известно, что до 70% всех дизелей, эксплуатируемых в сельском хозяйстве, хотя бы один раз подвергались капитальному ремонту. Их ресурс по данным ГОСНИТИ составлял до настоящего времени всего 40...60% ресурса новых двигателей аналогичных марок [48]. ГОСТ 18524-85 на технические условия выпускаемых из капитального ремонта двигателей требует от ремонтных предприятий такого качества ремонта, при котором этот показатель был бы не ниже 80%. Понижение ресурса приводит к частой повторяемости капитальных ремонтов и обуславливает повышенные эксплуатационные, материальные и трудовые затраты. В наибольшей степени у капитально отремонтированных дизелей снижается долговечность - одна из основных характеристик надежности.

Новые и капитально отремонтированные двигатели эксплуатируются на одних и тех же предприятиях, примерно в одинаковых условиях. Это дает основание предположить, что значительное снижение долговечности капитально отремонтированных дизелей связано с особенностями технологических воздействий на них в период ремонта.

Ресурсные отказы дизелей, лимитирующие их долговечность, проявляются, в основном, в виде износов деталей ресурсоопределяю-щих сопряжений "гильза цилиндра - поршень" и "шейка коленчатого вала - вкладыш" [111]. На скорость их изнашивания с технологической

точки зрения, оказывает влияние большое количество факторов.

Долговечность двигателя зависит от качества ремонта основных агрегатов и узлов, а также от правильного подбора смазочного материала, режима его применения, от соблюдения правил эксплуатации машины, культуры ее обслуживания. Исследованиями установлено, что долговечность двигателя также в значительной степени зависит от функционирования смазочной системы. Для долговечной работы двигателя смазочная система должна обеспечить при пуске и при работе подачу смазки к парам трения своевременно и в требуемом количестве.

В реальной эксплуатации даже при положительных температурах окружающей среды при пуске автотракторных двигателей длительное время отсутствует смазка в основных парах трения, что приводит к граничному и сухому трению, а значит к повышенному их износу.

При эксплуатации трактора на основных сельскохозяйственных операциях двигатель работает на неустановившихся режимах, характерных переменной частотой вращения коленчатого вала и переменными нагрузками. Такие режимы работы двигателя вызывают пульсацию давления в смазочной системе от номинального значения до нуля, что приводит к масляному голоданию пар трения и, как следствие, к их повышенному износу. Это особенно усугубляется на капитально отремонтированных двигателях.

Для устранения указанных недостатков выдвинута гипотеза о возможности использования гидравлического аккумулятора в смазочной системе как для предварительной прокачки маслом в период пуска, так и стабилизации давления при неустановившимся режиме работы. Зарядка гидроаккумулятора (г/а) производится при работающем двигателе.

Цель работы - повышение долговечности капитально отремонтированного дизеля применением гидроаккумулятора в смазочной сис-

теме.

Объектом исследования является рабочий процесс смазочной системы и подшипников коленчатого вала.

Предметом исследования является установление закономерностей изменения параметров трибосистемы в условиях сельскохозяйственной эксплуатации.

Научная новизна заключается в следующем:

Разработана математическая модель рабочего процесса смазки ДВС с гидроаккумулятором, позволяющая определять основные параметры смазочной системы (расход и давление масла по элементам), взаимосвязь их с основными характеристиками пар трения (толщина и температура слоя смазки, гидродинамическое давление в нем, расход смазки).

Выявлено влияние эксплуатационных режимов (пуск, холостой ход и работа под нагрузкой трактора) на основные параметры смазки подшипников коленчатого вала.

Показана эффективность применения гидроаккумулятора для повышения долговечности пар трения на примере подшипников коленчатого вала капитально отремонтированного дизеля.

Практическая ценность. Разработанная методика расчета смазочной системы позволяет при конструировании и модернизации существующих систем смазки моделировать аварийные режимы, прогнозировать распределение потоков масла по мере износов в процессе эксплуатации. Предлагаемая смазочная система с гидроаккумулятором позволяет не менее, чем на 50% увеличить ресурс подшипников коленчатого вала отремонтированного двигателя.

Реализация результатов исследования. Смазочная система с гидроаккумулятором внедрена на тракторных двигателях А-41 и Д-440 в КСХП "Гудок" и АО "Октябрьское" Почепского района Брянской области и показала положительные результаты.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на научных конференциях Челябинского государственного агроинже-нерного универсисета [1992...1999 гг.], Брянской государственной сельскохозяйственной академии [1992... 1998 гг.].

Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 8 публикациях: Вестнике Челябинского ГАУ, Материалах межвузовских научно-практических конференций (Брянск, БГСХА), а также в научно-техническом отчете.

На защиту выносятся:

- математическая модель рабочего процесса смазочной системы с гидроаккумулятором;

- метод улучшения параметров слоя смазки и повышения после-ремонтного ресурса коренных подшипников капитально отремонтированного дизеля Д-440 применением гидроаккумулятора в смазочной системе;

- результаты экспериментальных исследований, подтвердивших достоверность математической модели, эффективность предлагаемого метода повышения долговечности дизеля.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, выводов. Общий объем работы составляет 182 страницы, из которых 14 страниц список литературы, состоящий из 138 наименований и 16 страниц приложений.

Автор обязан за сотрудничество и помощь в работе к.т.н., доцентам Русанову М.А., Сидорову В.Н., инженерам Иванюге М.М., заведующим лабораторий Лаврову В.И., Потаповой Т.Е., студентам Бондаренко Л.М„ Жевлакову С.А., Егорову П.С., Буйневичу Г.В.

1. СОСТО ЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИ Я

1.1. Условия сельскохозяйственной эксплуатации тракторных дизелей

Особенность эксплуатации сельскохозяйственных тракторов состоит в том , что их работа происходит в неблагоприятных условиях, связанных с сезонностью работ, ограниченностью сроков посева и посадки культур, уборки урожая или других полевых компаний. При этом тракторы работают на форсированных режимах, в условиях высокой мобильности. В связи с этим составные элементы трактора, в том числе и двигатель, испытывают высокую динамическую нагруженность. Этому также способствуют взаимодействия между собой агрегатов, воздействия почвы, рельефа и других факторов. Интенсивное абразивное изнашивание происходит в результате повышенной запыленности и загрязненности узлов и деталей, хранения техники без достаточной защиты от неблагоприятных атмосферных воздействий и осадков. Как правило, при постановке сельскохозяйственной техники на долгосрочное хранение не используются эффективные средства консервации.

Важнейшими факторами, во многом определяющими долговечность трактора, и двигателя в частности, являются природно - климатические условия, к которым относятся: температура окружающей среды, влажность и запыленность воздуха, атмосферное давление, уровень солнечной радиации, агрессивность внешней среды, количество выпавших осадков.

Наибольшее влияние на работу дизеля оказывает температура окружающего воздуха. Колебания температуры в одной и той же местности могут достигать в нашей стране от 40...60 до 100...110°С.

При высокой температуре окружающего воздуха будет высокой и температура агрегатов и деталей двигателя, что повлияет на его работу в целом. Низкая вязкость топлива способствует его утечкам в плун-

жерных парах топливного насоса, в результате чего уменьшается цикловая подача и давление впрыска, утечкам через отверстия форсунок, вызывая образование нагара при сгорании топлива в цилиндрах.

При температуре окружающего воздуха свыше 32...35°С работа трактора на малой скорости с повышенными нагрузками может привести к нагреву масла и охлаждающей жидкости двигателя до Ю0...110°С 156]. Масло, нагретое в картерах до высоких температур, вытекает через сапун, плоскости разъема, сальниковые уплотнения и крышки подшипников. Нагрев масла влияет на скорость его окисления: чем больше температура, тем выше скорость окисления. В результате окисления масло теряет свои основные качества.

С понижением температуры воздуха степень использования и производительность трактора понижаются. Особенно сложна проблема пуска двигателей зимой при безгаражном хранении машин. Пуск двигателей в зимний период требует значительных затрат труда и времени, а в случае отказа системы пуска является причиной простоя трактора.

Нарушение необходимых условий эксплуатации и отсутствие средств для соответствующей подготовки техники к местным условиям вызывает задержки выезда машин на работу. Снижение производительности, повышение затрат квалифицированного труда механизаторов, наносит значительный ущерб хозяйствам.

Снижение температуры окружающего воздуха на 10°С вызывает уменьшение температуры охлаждающей жидкости двигателя на 7...8°С, масла в картере - на 4..5°С, мощности двигателя на 0,6...2%, повышения износа поршневых колец на 6%, удельного расхода топлива на 1,4...5% [108].

В реальных условиях эксплуатации двигатель зачастую является работоспособным, но неисправным. При этом системы и узлы требуют технического обслуживания и ремонта, однако двигатель продолжают

эксплуатировать. Проведенные Н.В. Храмцовым исследования в хозяйствах Тюменской области показали, что значительная часть узлов, систем и сопряжений тракторных дизелей, находящихся в эксплуатации требует регулировочных, смазочных, ремонтных и иных воздействий, лишь половина проверенных параметров этих двигателей соответствует нормативно - технической документации [122]. Внешний осмотр тракторных двигателей показал, что у большинства из них в результате подтекания топлива и смазки высока загрязненность поверхностей. На некоторых тракторах отсутствовали крышки маслозалив-ных горловин, пробки бензобака пускового двигателя и радиатора. Обнаружены ослабление крепежа и смятие резьбы. Сравнение состояния новых и капитально отремонтированных двигателей показало, что из них только 55% новых и 46,2% капитально отремонтированных соответствуют нормативным показателям, а также о существующем отличии (8,2%) уровня эксплуатационной дефектности новых и капитально отремонтированных двигателей.

Качество ремонта автотракторных двигателей на многих ремонтных предприятиях ниже нормативного из-за отклонений в технологической дисциплине, вследствие "упрощения" технологических операций исполнителями, недостатка и низкого качества запасных частей и материалов, невысокой точности и недостаточности ремонтно - технологического оборудования, оснастки, приспособлений и инструмента. Пониженный межремонтный ресурс и его недоиспользование ведут к возрастанию количества капитальных ремонтов двигателей. Ресурс двигателя должен восстанавливаться только при достижении им предельного состояния. Однако вследствие слабого диагностирования как в хозяйствах, так и на ремонтных предприятиях в ремонт сдаются двигатели, имеющие несложные неисправности или раскомплектованные.

Остается высоким количество рекламаций в адрес ремтехпред-приятий. Основными дефектами автотракторных двигателей являются

повреждения подшипников скольжения и шеек коленчатого вала, деталей цилиндро - поршневой группы, трещины водяной рубашки головки и блока цилиндров, заклинивание подшипников турбокомпрессора.

Уровень технической эксплуатации тракторов по методике профессора Г.П. Лышко оценивается 5 комплексными факторами - это организация и качество технического обслуживания, организация и качество ремонта, характеристика квалификации трактористов, хранение и заправка топливо - смазочных материалов, хранение тракторов [51].

1.2. Влияние различных факторов на долговечность ДВС

Одним из показателей, определяющих экономическую эффективность использования дизеля, возможность организации рациональной системы технического обслуживания и ремонта при эксплуатации является долговечность. В соответствии с ГОСТ 13377-75 долговечность - свойство объекта сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонта. Количественно долговечность оценивается наработкой в часах и зависит от скорости изнашивания основных лимитирующих узлов, деталей и сопряжений.

На долговечность автотракторных двигателей оказывает влияние множество факторов, среди которых факторы определяемые как конструктивные (особенности конструкции отдельных механизмов и узлов, распределение нагрузок, условия смазки сопряжений, тепловое состояние деталей, качество очистки воздуха, топлива и масла), технологические факторы (допуск и точность обработки деталей, чистота обработки, качество термообработки, сборки, обкатки, свойства материалов), эксплуатационные факторы (режимы обкатки, рабочие режимы, условия и уровень эксплуатации, качество техобслуживания и ремонта, использование рекомендуемых смазок, уровень подготовки обслуживающего персонала).

В данной работе рассматриваются те из вышеизложенных факторов, которые непосредственно связаны с условиями смазки и трения основных взаимодействующих поверхностей дизеля, прежде всего, коренных подшипников.

Согласно многочисленным исследованиям в оценке износостойкости двигателя очень важное значение имеют показатели износостойкости деталей цилиндропоршневой группы и подшипниковых узлов, так как в первую очередь они определяют ресурс двигателя до ремонта [16,19,41,42,109,115].

В настоящее время известно достаточно много работ по изучению закономерностей изнашивания материалов в различных условиях эксплуатации (работы И.В.Крагельского, Б.И.Костецкого, М.М.Хрущева, А.К.Зайцева и др.). В работах Н.С. Ждановского, A.B. Николаенко, И.Е. Ульмана, Ю.Н. Ломоносова, И А Мишина, С.К. Кюрегана, В.И. Казарце-ва, Н.В. Храмцова, А.И. Селиванова, Н.И. Величкина, М.П. Зубиетовой, Р.В. Кугеля, А.Д. Левитануса, В.М. Михпина и др. показано влияния отдельных факторов на процесс изнашивания машин.

В работе [49] отмечается,что на скорость изнашивания любого объекта воздействуют большое число эксплуатационных и конструктивно - технологических факторов. Однако факторы воздействуют в разной мере, поэтому автор предлагает, пренебрегая воздействием малозначительных факторов, найти по результатам стендовых износ-ных испытаний количественные зависимости влияния существенно значимых факторов на процесс изнашивания испытываемого объекта.

На дизелях, выпускаемых промышленностью встречаются, наряду со случайными поломками и дефекты прочностного характера. К числу таких относится выкрашивание вкладышей подшипников.Такие виды выхода из строя подшипников происходят как проявления механической усталости [20,67,86,91,118,129]. Причиной таких разрушений подшипников в основном является переменный характер нагрузок и

возникающих в слое гидродинамических давлений [115]. Значения гидродинамических давлений тесным образом связаны с другими показателями масляного слоя - температурой смазки, расхода ее через подшипник, минимальным зазором [71,109]. Поэтому, усталостные повреждения подшипников зависят в целом от параметров масляного слоя.

С другой стороны, усталостная стойкость, а следовательно, и долговечность подшипников зависят от свойств материала вкладышей. К нему предъявляются следующие требования [15,16,22,126,133]: приемлемая стоимость, достаточная усталостная прочность, прираба-тываемость, антикоррозийная стойкость, способность вбирать в себя твердые частицы, хорошие литейные свойства, прочность сцепления с основой подшипника, хорошая теплопроводность. Идеального во всех отношениях материала не существует. При выборе материала в каждом конкретном случае конструкторы идут на компромисс с тем, чтобы в наибольшей степени учесть многие из указанных требований.

Разрабатываются новые подходы в повышении надежности материалов подшипниковых узлов. Так, обеспечению высокой несущей способности слоя смазочного материала без профилактической замены вкладышей в процессе длительной эксплуатации служит принципиально новая технология заливки бронзы на стальную ленту без нанесения подслоев, с образованием столбчатой структуры, оптимальной с точки зрения передачи усилий от антифрикционной поверхности на спинку вкладыша и его постель [119]. Покрытие поверхности вкладыша тонким слоем свинцово-индиевого состава обеспечивает кратковременную работу без повреждения при дефиците смазки в период пуска двигателя.

Результаты стендовых и эксплуатационных испытаний, проведенных в ГОСНИТИ [123], показали, что износостойкость чугунных коленчатых валов в среднем на 15...20% выше серийных стальных, а износостойкость шатунных шеек, как чугунных, так и стальных, в 1,8...2,5

раза выше, чем коренных. Отдельные коренные шейки имеют различную износостойкость. Так, за 2000 моточасов работы двигателя СМД-14 износ третьей коренной шейки составил в среднем 70*10"6 м, первой и пятой - 54*10"6 м, второй и четвертой - 46*10"6 м. Выявлено, что коренные шейки изнашиваются неравномерно по окружности. При этом первая, третья и пятая шейки имеют явно выраженный односторонний износ со стороны шатунных шеек, прилегающих кривошипов. По этой причине величина радиального износа отдельных коренных шеек в одной и той же плоскости неодинакова.

В работе [10] приводятся результаты исследований изменения давления в системе смазки в зависимости от температуры масла, зазоров в подшипниках, в том числе зазоров максимально допустимых в эксплуатации. Применение увеличенных зазоров нежелательно, так как по мере расширения зазоров динамические нагрузки постепенно приобретают ударный характер. Ударные нагрузки вызывают дополнительные напряжения на деталях, опасные для их прочности. Очень малые зазоры в подшипниках могут привести к порче поверхности трения стальной шейки, повышению коэффициента трения, местному контактному схватыванию металлов, заеданию и выплавлению антифрикционной заливки.

Основное влияние на изменение давления в смазочной системе оказывают зазоры в коренных подшипниках, в меньшей мере - зазоры в шатунных подшипниках и практически не влияют ( в пределах износа) зазоры в подшипниках распределительного вала.

На надежность дизелей влияет как количество поступающего в цилиндры воздуха, так и температура заряда,от которой зависит тепловая и механическая напряженность деталей и интенсивность вращательного движения заряда в цилиндре, определяющего качество смесеобразования. Заряд цилиндра зависит от гидравлического сопротивления системы впуска, которое в значительной степени определяется

сопротивлениями воздухоочистителя и впускного канала. При загрязнении воздухоочистителя его сопротивление возрастает.

По данным [69] увеличение разрежения на каждые 100 мм вод. ст. соответствует уменьшению коэффициента наполнения в среднем на 1,5%. Изготовление головок блока литьем в условиях массового производства приводит к некоторому отклонению формы и размеров впускного канала от заданных. По этой причине гидравлическое сопротивление для двигателей ШЗ изменяется в пределах 65..90 мм рт. ст. и интенсивность создаваемого им вращательного движения заряда - в пределах 10...6 м2/с. Изменения коэффициента наполнения на 1% изменяет энергетические и экономические показатели дизеля на 0,6%.0тклонение окружной скорости заряда в камере сгорания в ту или иную сторону от оптимального значения приводит к ухудшению энергетических и экономических показателей дизеля.

В этой же работе показано, что уменьшение надпоршневых зазоров способствует как значительному улучшению топливной экономичности двигателя, так и снижению его тепловой (вследствие увеличения коэффициента избытка воздуха) и механической напряженности. При увеличении этих зазоров наблюдается рост амплитуды и возникновение высокочастотных колебаний давления газов. Поэтому поддержание оптимальных значений надпоршневых зазоров, влияющих в конечном итоге и на долговечность деталей двигателя, должно обеспечиваться определенной технологией сборки.

Шероховатость поверхности имеет особенно большое значение для тех деталей, которые работают при высоких удельных нагрузках, высоких температурах и скоростях относительных перемещений, деталей, находящихся под воздействием агрессивных сред. Это относится к поверхностям таких деталей, как гильзы цилиндров, поршни, поршневые кольца, шейки коленчатого вала и вкладыши подшипников.

Шероховатость трущихся поверхностей, в том числе подшипника и вала оказывает влияние на долговечность с двух позиций. Во-первых, шероховатость отражает высоту микронеровностей сопрягаемых поверхностей и тем самым ограничивает значение критической толщины масляного слоя Ит1п , которая характеризует сопротивляемость подшипника абразивному износу. Во-вторых, шероховатость влияет на коэффициент трения, значение которого определяет область режимов гидродинамического трения и, следовательно, долговечность подшипников.

Поверхности деталей с грубой шероховатостью быстро изнашиваются уже на стадии приработки, так как имеют малые площади контакта. Эти поверхности быстро разрушаются, зазор между ними увеличивается, что в условиях эксплуатации приводит к усиленному изнашиванию соединений. Мелкая шероховатость способствует худшему смазыванию, тесному сближению поверхностей при высоких нагрузках, что вызывает схватывание и повышенный износ.

Считается, что после определенного периода приработки на сопрягаемых поверхностях устанавливается шероховатость, не зависящая от шероховатости, полученной после последней механической обработки. Другой вопрос, что период приработки зависит в числе прочего и от принятой для детали шероховатости после последней механической обработки. Например, при обкатке дизелей ЯШ-238НБ [43] шероховатость коренных и шатунных шеек изменялась следующим образом: исходная шероховатость у коренной шейки Р?а составила 0,32...0,37 мкм, конечная - 0,36...0,56 мкм; у шатунных шеек соответственно 0,18...0,25 и 0,36...0,58 мкм. В условиях дальнейшей эксплуатации оптимальная шероховатость практически сохраняется до наступления аварийного износа. Рекомендуется для поверхностей вкладышей выбирать шероховатость в пределах = 0,035...0,3 мкм [12]. Для валов рекомендуется шероховатость иметь несколько выше, чем у

вкладышей.

Долговечность деталей двигателя, подвергающихся контактному воздействию зависит во многом от их предварительной технологической обработки. Одним из путей повышения надежности деталей при повышении уровня механической нагруженности является их упрочнение [119]. Так, в последнее время значительно расширилось применение как газового, так и жидкостного азотирования коленчатых валов. Достоинством этого метода является снижение как повреждаемости шеек в результате попадания абразивов, так и схватывания. При данном способе упрочнения наблюдаются наименьшие остаточные напряжения, а в процессе эксплуатации - деформации. В последнее время достигнуты эффективные усовершенствования закалки токами высокой частоты, что позволило применять ее не только для повышения износостойкости шеек, но и для упрочнения галтельных участков валов. У образцов с закаленными галтелями усталостная прочность увеличилась в среднем в 1,5 раза [52]. Исключение холодной правки, освоение роторного и охватывающего фрезерования способствлвало радикальному уменьшению усилий резания, что снизило уровень остаточных напряжений. Электроэрозионная обработка кромок в сопряжениях конструктивных и технологических деконцентраторов позволила повысить эффективность их применения. Концентрация напряжений и деформации шатунов были снижены путем рациональной подборки их форм с применением современного расчетного метода конечных элементов. Повышению надежности шатунов способствовало выполнение их головок клиновидными, а также их упрочняющих обработок.

В условиях эксплуатации часто наблюдается нарушение регулировок, что оказывает влияние на показатели рабочего цикла, от которых зависит износ двигателя. В работе [19] приводятся результаты исследований , в которых установлены зависимости между регулировочными параметрами топливной аппаратуры и показателями рабочего

цикла. Увеличение угла опережения начала подачи топлива у двигателя с вихрекамерой Д-50 с 17 (установочное значение) до 26° п.к.в. до ВМТ привело к повышению максимального давления Р2 с 5,69 до 7,36 МПа и жесткости работы двигателя (ДР/Да) с 0,18 до 0,34 МПа/град. Уменьшение угла опережения начала подачи топлива с 17 до 11° п.к.в. до ВМТ приводит к возрастанию средней температуры газов за такт расширения с 1400 до 1600 К при снижении Рг и (ДР/Да). Аналогичное изменение показателей получено и у дизелей с неразделенной камерой сгорания Д-37М и Д-240. Приводятся данные о влиянии отклонения значений угла опережения начала подачи топлива от его установочного значения для двигателя Д-20. Отклонение указанного угла в сторону увеличения при Ре=0,517 МПа на 5° (установочное значение составляет 30°) вызывает возрастание скорости изнашивания на 30%, что является следствием роста максимального давления цикла Р2 и жесткости работы двигателя (ДР/Да). Уменьшение угла опережения начала подачи топлива также приводит к форсированному износу, что является следствием повышения средней температуры газов за такт расширения и, соответственно, температуры деталей цилиндров.

Затяжка пружины форсунки оказывает влияние на удельный расход топлива, температуру отработавших газов и, как следствие, скорость изнашивания. Снижение давления начала впрыска топлива ведет к ухудшению качества распыливания топлива и смесеобразования, что приводит к увеличению периода задержки воспламенения, максимального давления цикла Рг и температуры остаточных газов. Так для дизеля Д-37М снижение затяжки пружины форсунки до 10 МПа ведет к увеличению Р2 на 0,2 МПа, периода задержки воспламенения с 14 до 16 0 п.к.в. При этом возрастает оптимальный угол опережения начала подачи топлива с 15,2 до 17,7 0 п.к.в., удельный расход топлива растет с 247,6 до 258,5 г/(КВт-ч) [125].Это и вызывает повышение скорости

изнашивания. При повышении давления затяжки пружины форсунки показатели цикла двигателя изменяются незначительно, что объясняется улучшением качества распыливания топлива, хотя и приводит к уменьшению угла начала впрыска топлива.

Примечательно, что влияние указанных показателей характерно не только на детали цилиндро-поршневой группы, но и на подшипниковые узлы. Так в работе [28] показано влияние жесткости работы двигателя (ДР/Да) на максимальное давление, оказываемое на шатунную шейку двигателя 4Т38ДВ. При максимальном возрастании давления газов от Рс до Рг давление на шейку увеличивается на 42% по сравнению со статическим приложением Рг, если в обоих случаях одинаково значение сил инерции поступательно движущихся масс.

На скорость износа основных сопряжений цилиндро-поршневой группы оказывает влияние в условиях эксплуатации отклонение от установочных регулировок ограничителя хода рейки топливного насоса. Завышение подачи топлива по сравнению с нормальной снижает экономичность и повышает износ. Для двигателя Д-50 [23] увеличение цикловой подачи топлива на 20% в сравнении с нормальной вызывает рост средней температуры газов за такт расширения на 7% , температуры отработанных газов- на 15% , температуры поршня - на 14% , температуры гильзы - на 16% . Скорость изнашивания при увеличении цикловой подачи топлива на 17% возросла на 20%. Для двигателя Д-20 с неразделенной камерой сгорания при увеличении цикловой подачи топлива на 16% скорость изнашивания возросла на 41% [19].

На долговечность автотракторных двигателей существенное влияние оказывает запыленность воздуха в процессе эксплуатации. Пыль, поступающая в цилиндры, вызывает износ как прямым воздействием, так и при действии масла, засоренного пылью. Например, при запыленности воздуха 0,1 г/м3 (работа при культивации или перепашке пара) и расходе воздуха двигателем 250 м3/ч, через воздухоочисти-

тель с коэффициентом очистки 99,7% поступит 0,075 г пыли в двигатель [19]. В случае несоблюдения правил ухода за воздухоочистителем и существовании неплотностей в соединениях количество попадающей в двигатель пыли резко увеличивается, вызывая форсирование износа. По результатам исследований, проведенных НАТИ во Владимирской области у 8 из 27 двигателей Д- 37М от 5 до 50% засасываемого воздуха в связи с подсосами в соединениях поступало в цилиндры помимо воздухоочистителя. Поступление же 1% нефильтрирован-ного воздуха может повысить скорость изнашивания верхних поршневых колец в 4 раза [7].

В работе [38] приводятся результаты исследования динамики и причин отказов двигателей семейства СМД-60 в условиях рядовой эксплуатации. Причиной повреждений шеек и вкладышей коленчатых валов называется наличие в масле твердых механических примесей размером до 300 мкм. Такие частицы вызывают усиленное деформирование вкладышей, вспучивание антифрикционного слоя. В результате анализа содержания механических примесей в воздухе, поступающем в цилиндры и в масло установлено, что воздухоочистители пропускают значительное количество твердых частиц размером до 100 мкм и выше. Такие же частицы находятся и в масле, подаваемом к трущемся поверхностям. Общее содержание механических примесей в масле доходит до 1%. Металлографический анализ показал, что с увеличением размера абразива качество поверхностей ухудшается, появляются следы схватывания.

Скорость изнашивания деталей цилиндро - поршневой группы и кривошипно- шатунного механизма дизелей зависит от сортов и состава применяемых топлив и масел, которые определяют такие показатели процесса сгорания, как период задержки воспламенения, максимальное давление цикла и жесткость работы двигателя. В работе [72] показано влияние цетанового числа топлива на износ цилиндров и

шатунных шеек двигателя Д-37М. Так, износ верхнего пояса цилиндров при работе на топливе с цетановым числом 31 возрос в 1,98 раза по сравнению с износом при работе на топливе с цетановым числом 68. Причина этого состоит в резком возрастании динамических показателей цикла - периода задержки воспламенения, максимального давления цикла и жесткости работы двигателя.

Наличие в топливе серы вызывает коррозию металлов, причем в зависимости от того, в каком виде присутствует сера в топливе - в свободном состоянии или в составе того или иного соединения, зависит ее действие на определенные металлы и их сплавы, а также интенсивность протекающей коррозии. На интенсивность коррозии влияет также температура отработавших газов и деталей двигателя. По данным [120] при работе двигателя СМД-14 на сернистом топливе при прочих равных условиях скорость изнашивания верхнего поршневого кольца увеличивается в 2...2,5 раза по сравнению с работой на топливе с малым содержанием серы.

Антикоррозионные свойства моторных масел зависят от качества их очистки и наличия специальных антикоррозионных присадок. Эти присадки способствуют созданию на поверхности трущихся деталей защитной пленки, предохраняющей металлические поверхности от непосредственного контакта, снижая тем самым износ. Увеличение концентрации антикоррозионных присадок как в свежем, так и в работавшем масле способствует снижению износа трущихся деталей [62]. Увеличение срока смены масла способствует росту износа по причине срабатывания присадок [131] и старения. Протекание процессов в двигателях с наддувом ужесточает условия работы и интенсифицирует процесс старения масла . Поэтому к моторным маслам таких дизелей, особенно с высоким наддувом, предъявляются более жесткие требования и, в первую очередь, в отношении их моющих и противоизносных свойств. Для этого в состав масел вводят композиции эффективных

присадок , улучшающих указанные эксплуатационные характеристики и обеспечивающих необходимый щелочной "резерв" для нейтрализации сернистых и других агрессивных соединений в продуктах сгорания топлива.

Тепловой режим работы двигателя в значительной мере оказывает влияние на износ трущихся поверхностей. Так для исследуемого в работе [105] двигателя 148,5/11 оптимальной температурой охлаждающей жидкости по характеру износа является 75...85°С. Это можно также отнести и к суммарному износу деталей двигателя. Суммарный износ поршневых колец, гильзы и шатунного подшипника при работе с температурой охлаждающей жидкости 30°С получен в 6,5 раз большим, чем при температуре охлаждающей жидкости 85°С, а при увеличении температуры до 115°С суммарный износ в 1,5 раза выше по сравнению с указанным. Повышение износа объясняется увеличением количества углеродистых отложений в зоне поршневых колец и ухудшением условий смазки трущихся поверхностей. Аналогичные результаты получены в работе [10] при исследовании износа на двигателе 1410,5/13.

Вязкость масла один из тех параметров, которые влияют на режим трения, а, следовательно, долговечность подшипников. Повышение вязкости расширяет область режимов жидкостного трения. Однако при более вязком масле растут потери на трение, затрудняется пуск, происходит перегрев подшипника. При уменьшении температуры происходит рост вязкости масла. Влияние гидродинамического давления на вязкость масла становится значимым лишь начиная с 5 МПа, а при 10 МПа возрастает при тех же условиях на 25...30% [124]. Для повышения долговечности подшипника необходимо подбирать масло по наиболее приемлемой вязкостно-температурной характеристике.

Для автотракторных двигателей внутреннего сгорания при работе в условиях эксплуатации характерна частая и резкая смена режимов.

Последние зависят от большого числа факторов различной значимости, влияющих на эксплутационные показатели, производительность, топливную экономичность и надежность тракторов.

Каждому виду работ присущ особый характер изменения нагрузки: степенью загрузки двигателя по мощности, длительностью фаз загрузки двигателя, спектром колебаний тягового сопротивления. Кроме того, что сельскохозяйственный трактор неравномерно загружен по видам работ, наблюдается также сезонный характер загружения и значительные колебания в режимах эксплуатации. Эти колебания вызваны нестабильностью рабочих процессов и операций - частые пуски и длительные остановки двигателя, периоды разгона и торможения, кратковременные перегрузки.

Таким образом, в условиях эксплуатации тракторный двигатель испытывает частые воздействия, приводящие к изменению режимов. В большинстве своем двигатель работает на неустановившихся режимах. Протекание рабочих процессов при неустановившихся режимах происходит при наличии инерционных явлений, когда возникают несоответствия характера изменения одних параметров по отношению к другим.

Неустановившийся режим работы двигателя приводит не только к снижению мощностных и экономических показателей двигателей, но и влияет на увеличение износа [42,56].

В работе [56] приводятся результаты испытаний двигателя 44 11/12,5 (Д-50) в стендовых условиях путем имитации эксплутацион-ных неустановившихся режимов в виде синусоидального изменения сопротивления на валу двигателя. Установлено, что изменение динамических показателей рабочего цикла, увеличивающих давление на трущиеся поверхности, зависит от характера колебаний значений ускорения коленчатого вала двигателя. При неустановившихся режимах минимальное значение производительности масляного насоса по фа-

зе совпадает с наибольшим значением максимального давления сгорания. В неустановившихся режимах работы двигателя коэффициент очистки масла по сравнению с сопоставимым установившимся режимом снижается тем сильнее, чем выше их динамика. Отношение степени загрязненности масла элементами износа при работе двигателя в условиях неустановившихся нагрузок к соответствующим показателям на сопоставимых установившихся составляет 1,1...1,4. Оно тем больше, чем выше амплитуда колебаний частоты вращения. При работе подшипников скольжения на неустановившихся режимах уменьшение толщины масляного слоя приводит к расширению зон касания образующих шеек вала и подшипников. По мнению авторов, основные причины увеличения интенсивности изнашивания узлов и сопряжений двигателя при неустановившихся эксплутационных режимах следующие: дополнительные инерционные нагрузки, возрастание динамических показателей цикла, ухудшение условий смазывания и очистки масла при значительном колебании скоростного режима двигателя. Установлено, что износ гильз цилиндров, компрессионных и маслосъемных колец, вкладышей коренных и шатунных подшипников, поршней, бронзовых втулок и ряда других деталей, в неустановившихся режимах возрастает в 1,2...1,8 раза (в зависимости от его характера).

Наблюдаются следующие закономерности изменения долговечности пар трения при колебаниях скоростного режима двигателя. Повышение частоты вращения способствует росту количества поступающей в цилиндры теплоты, вызывая повышение теплонапряженно-сти деталей. При постоянном положении рейки топливного насоса увеличение частоты вращения обеспечивается возрастанием цикловой подачи топлива. Происходящее при этом сокращение времени цикла способствует ухудшению очистки цилиндров и, как следствие, переносу горения на линию расширения. Это вызывает повышение температуры отработавших газов и деталей двигателя. Рост температуры

сопряженных деталей, увеличение динамических нагрузок и работы сил трения при повышении частоты вращения способствует возрастанию скорости изнашивания tg а и условной удельной скорости изнашивания tg a/Ne.

В некоторых исследованиях приводятся данные о том, что при понижении частоты вращения после достижения определенного минимума скорость изнашивания может возрасти в связи с ухудшением гидродинамического режима смазки пар трения [112].

Изменение нагрузки при постоянной частоте вращения вызывает изменение показателей рабочего цикла, температуры деталей и скорости изнашивания двигателя. С увеличением нагрузки снижается коэффициент избытка воздуха и наблюдается рост максимального давления цикла Pz, температуры отработавших газов и деталей цилиндров, что способствует также росту скорости изнашивания tg а. Минимальное значение условной удельной скорости изнашивания tg a/Ne наблюдается в определенном интервале нагрузок.

Пуск двигателя следует отнести к частному случаю неустановившегося режима работы. Многочисленные исследования позволяют отметить, что долговечность двигателей машин во многом зависит от условий запуска. Опыт показывает, что изнашивание дизеля за один пуск равноценно его работе под нагрузкой в течение нескольких часов. Например, 100 холодных пусков тракторного дизеля ДТ-54А соответствуют износу при 500... 1000 часов обычной работы [42]. По данным [56] износ гильз цилиндров и поршневых колец при каждом пуске даже в благоприятных условиях эквивалентен износу за 3...5 ч работы двигателя под нагрузкой. Эксплуатационные износы при пуске и прогреве оцениваются 26...30% летом и 45...65% зимой, при этом 80% износа приходится непосредственно на пуск [108].

Изменение параметров рабочего процесса в период пуска двига-

теля зависит от таких факторов, как особенности конструкции двигателя, системы пуска, температуры стенок камеры сгорания и окружающей среды, подачи топлива и других. Причем эти изменения очень резкие и значительные. Процесс пуска включает четыре фазы [56] :раскрутку двигателя до появления первых вспышек топлива в цилиндрах; ускорение двигателя до вступления в действие регулятора частоты вращения; разгон двигателя с одновременным уменьшением цикловой подачи топлива регулятором; прогрев двигателя с относительно малым изменением частоты вращения.

Длительность первой фазы зависит в основном от наличия и состояния смазки на трущихся поверхностях двигателя.

Во время второй фазы происходит интенсивный рост частоты вращения коленчатого вала при положении органа изменения подачи топлива, соответствующем максимальной подаче. Происходят наибольшие изменения рабочего процесса, что объясняется низкой начальной частотой вращения коленчатого вала и быстрой скоростью ее последующего роста, низкой температурой стенок камеры сгорания.

В третьей фазе происходит снижение цикловой подачи топлива до уровня режима холостого хода, так как вступает в действие регулятор частоты вращения.

В четвертой фазе происходит постепенное изменение параметров рабочего процесса до стабилизации температуры двигателя.

Воспламенение топлива при запуске дизеля зависит от температуры заряда в конце сжатия которая должна на Ю0...120°С превышать температуру самовоспламенения топлива при прокрутке коленчатого вала с минимальной частотой вращения. Установлено [56], что надежный пуск обеспечивается, если минимальная температура при впрыскивании топлива достигнет 340...345°С. При температуре окружающего воздуха -20...-10°С температура конца сжатия находится ниже минимальной критической даже тогда, когда частота вращения

коленчатого вала достигает 180...200 мин"1.

При отрицательных температурах окружающей среды кроме снижения температуры конца сжатия, что является одной из основных причин, которые затрудняют запуск двигателя, также увеличивается теплоотдача к стенкам цилиндров из-за большой разницы температур между ними и воздушным зарядом. Это сопровождается также возрастанием вязкости моторного масла, что вызывает рост момента сопротивления проворачиванию коленчатого вала и, соответственно, снижение частоты его вращения при прокрутке. Медленное вращение коленчатого вала способствует возрастанию потерь воздушного заряда через неплотности в кольцах и клапанах.

После пуска двигателя следует его прогрев, при котором происходит интенсивное повышение температуры деталей, охлаждающей жидкости, смазочного масла. Прогрев проходит при снижении вязкости масла и изменении зазоров между деталями. В результате неравномерности прогрева деталей цилиндро-поршневой группы вследствие различных термических сопротивлений на пути тепловых потоков в них возникают высокие тепловые напряжения. Величина напряжений зависит от продолжительности прогрева и характера изменения нагрузки двигателя. При больших значениях нагрузки быстрее происходит прогрев двигателя, однако и уровень тепловых напряжений выше.

В процессе прогрева по причине снижения зазоров, с одной стороны, и недостаток смазки вследствие ее высокой вязкости, с другой стороны, процесс износа сопряжений двигателя ускоряется.

Одним из характерных режимов работы двигателя является разгон. Он включает две фазы переходного процесса [58|: резкое изменение параметров рабочего процесса (подачи топлива и воздуха, частоты вращения, крутящего момента и других) и прогрев двигателя. Первая фаза длиться от нескольких до двух-трех десятков секунд и при этом за счет резкого перемещения дозирующего органа происходит

нарушение цикловой подачи топлива в первых после этого циклах, нарушением наполнения цилиндров, особенно в двигателях с газотурбинным наполнением, интенсивным изменением частоты вращения коленчатого вала. Вторая фаза длится от 3...5 до 25...30 минут, когда происходит постепенное прогревание двигателя при монотонном и незначительном изменении его параметров до достижения значений, характерных для нового установившегося режима.

Основная причина ухудшения параметров рабочего процесса двигателей в период разгона - несоответствие оптимальным значениям соотношений расходов топлива и воздуха, что и приводит к снижению индикаторных и эффективных показателей.

Авторы некоторых исследований надежности двигателей в эксплуатации доказывают, что их долговечность зависит от несоблюдения правил и требований эксплуатации и обслуживания. Так, в работе [55] приводятся результаты эксплуатационных испытаний дизелей ЯУ13-240Б в хозяйствах Московской области. Средняя наработка до первого капитального ремонта новых дизелей составила 3465 моточасов, что в 1,75 раза меньше нормативной (6000 моточасов). Среднее время эксплуатации новых дизелей до первого капитального ремонта составило 25 месяцев. Межремонтная наработка капитально отремонтированных дизелей ЯМЗ-240Б в среднем составляет 2389 моточасов, что примерно в два раза меньше нормативной (4800 моточасов); среднее время эксплуатации - 22 месяца. Полученные данные свидетельствуют, что наработка дизелей до первого капитального ремонта и межремонтная наработка в 1,7...2,8 раза меньше нормативной. Такая разница, считают авторы, объясняется нарушениями при выполнении многих операций технического обслуживания, применением некачественных и недостаточно очищенных масел и топлива, нарушениями правил хранения тракторов, неправильным их агрегатированием и т. п.

К сожалению, до сих пор до конца не выяснен механизм действия неустановившегося режима работы двигателя на параметры слоя смазки пар трения. Поэтому актуальной задачей является исследование параметров слоя смазки при работе тракторного двигателя в условиях реальной эксплуатации.

1.3. Анализ существующих методов расчета и моделирования

смазочных систем

Математическое моделирование в последние годы стало эффективным средством исследования сложных систем и процессов. К их числу можно отнести и процессы, происходящие в смазочных системах автотракторных двигателей.

Модернизация двигателей и появление в них дополнительных потребителей приводит к перераспределению потоков масла, изменению параметров опор скольжения. В связи с этим для оценки работоспособности смазочной системы возникает необходимость проведения дорогостоящих испытаний двигателя. Альтернативой испытаний может являться разработка методов расчета, позволяющих моделировать реальные условия смазки трущихся деталей. Создание таких методов позволяет также вырабатывать рекомендации по совершенствованию смазочной системы двигателя.

Начало гидродинамической теории смазки было положено русским профессором Н.П.Петровым (1885 г.) и английским профессором О.Рейнольдсом(1886 г.). Вопросам расчета и экспериментальных исследований пар трения ДВС посвящены работы: В.Н. Прокопьева , А.Д. Изотова, С.М. Захарова, В.И. Суркина, А.И. Завражного, Ю.В. Рождественского, А. К. Бояршиновой и др.

В настоящее время известно мало работ как у нас в стране [57,104], так и за рубежом [127,134,135,137], в которых приняты попытки разработать универсальную методику расчета смазочной системы

двигателя. Общий недостаток большинства существующих методов расчета смазочных систем ДВС - пригодность их лишь к сравнительно простым схемам с цепочной структурой построения участков. Система смазки при этом представляется как последовательное соединение нелинейных гидравлических сопротивлений, сопротивление подшипников скольжения часто принимается постоянным по осредненным данным [104,127,134].

Для расчета смазочной системы двигателя, имеющего сложную разветвленную структуру, приемлем в большей мере метод гидравлических цепей, который является основой математических моделей, описанных в работах [104,135,137].

В этих моделях составляющие смазочной системы - подшипники скольжения, агрегаты, каналы имитируются сопротивлениями, которые образуют соответствующую структуру с последовательными и параллельными соединениями между собой. Расчет выполняется в статическом режиме для одного варианта условий (температуры, давления, вязкости масла, частоты вращения, зазоров в подшипниках). При расчете кроме напора, создаваемого масляным насосом, учитываются дополнительные напоры, которые возникают за счет центробежных сил вращения части объема масла, заключенного в подводящих к шатунным подшипникам каналах коленчатого вала.

Для моделирования гидравлической сети смазочной системы используется система алгебраических уравнений, основанных на законах Кирхгофа. Системы нелинейных уравнений решаются методом итераций.

Гидравлические сопротивления простых участков сети (поворот, прямой участок, разветвление и т. п.) определяются по таблицам и известным соотношениям. Для сложных участков определение сопротивлений производится по экспериментальным зависимостям при рабочей температуре на отдельно изготовленных моделях.

В работе [135] приведен пример расчета смазочной системы двухтактного дизеля с трехопорным коленчатым валом, подводом масла к верхней головке шатуна и смазываемым под давлением подшипником распределительного вала, выполнен расчет распределения масла между потребителями с учетом перепуска масла через редукционный клапан. Аналогичный подход к решению рассматриваемой проблемы был принят на ЗИЛе [104], где в течение ряда лет создавалась методика расчета смазочной системы двигателя, как единой гидравлической сети. Расчет системы смазки производится на установившемся скоростном (по частоте вращения вала двигателя) и тепловом (по температуре масла) режиме работы двигателя с обязательной увязкой расходов масла, подаваемого масляным насосом и потребляемого двигателем.

В работе [137] представлен доклад фирмы John Deere , описывающий процесс создания оптимизационной системы смазки двигателя на примере модели серии 400. Схематично весь процесс оптимизации состоит из трех этапов: уточнение границ разработки с идентификацией целей, разработкой альтернатив и частичным анализом принимаемых решений, количественным анализом, сетевым анализом, проектированием и испытанием.

Представляет интерес разработка управляемой системы технической диагностики в работе [138], позволяющая определить минимальное количество смазки, измерить физические свойства смазки, осуществить управление смазкой.

В указанных моделях не учитываются следующие факторы. Подшипники скольжения ДВС смазываются под давлением и определяют динамические и статические процессы в смазочной системе. Эти опоры нагружены по величине и направлению переменными силами. В смазочном слое между шипом и подшипником возникают большие гидродинамические давления, увеличивается температура. Это вызы-

вает колебание давлений смазки на входе в подшипник. Поэтому гидравлическое сопротивление таких опор является переменной величиной, зависящей от угла поворота вала, конструктивных параметров опоры, ее теплового состояния, расположения источников смазки, режима работы двигателя.

Созданы универсальные пакеты прикладных программ, позволяющие рассчитывать любые сетевые схемы и обеспечивающие приближение расчетного потокораспределения к истинной картине. Это пакеты программ, разработанные в Киевском политехническом институте [1] - пакет ПРАНС, пакет HYDRA [2] НПО ВНИИ -СТРОЙДОРМАШ, пакет МГТУ SIMHYD[13].

Таким образом, математическая модель может быть реализована путем создания гидравлической сети, в которой произведена замена реальных элементов смазочной системы двигателя на эквивалентные их математические модели. Расчет такой сети может быть осуществлен использованием уже созданных пакетов программ для гидравлических сетей.

1.4. Обоснование цели и задач исследования

Приведенный выше анализ показывает, что на долговечность пар трения тракторного дизеля влияет множество факторов, основными из которых являются характер и распределение нагрузок, материал контактирующих поверхностей, предварительное упрочнение металла, шероховатость поверхностей, вязкостно - температурная характеристика смазки, соответствие рекомендуемым применяемых смазок, характер режимов нагружения двигателя и их изменения, качество сборки и обкатки, качество технического обслуживания, уровень подготовки кадров.

Оценить работоспособность коренных подшипников двигателя в эксплуатации позволяют следующие основные параметры; минималь-

ная толщина слоя смазки (чем она выше, тем длительнее будет работать подшипник), давление в слое смазки (чем меньше давление, тем меньше усталостный износ), температура масляного слоя (чем ниже температура от своего предельного значения, тем меньше износ). На эти основные параметры влияют множество других, таких как конструктивные размеры (1|д - относительный зазор, В/О - отношение длины подшипника к его диаметру), вязкость, давление, температура и расход смазки и другие. Кроме того, указанные основные параметры оказывают взаимное влияние между собой.

Имея данные в соотношении указанных параметров коренных подшипников в конкретных условиях, можно составлять картину их работоспособности, определять значимость тех или иных факторов в их влиянии на долговечность.

Как показано выше, в условиях эксплуатации износ трущихся деталей двигателей мобильных машин значительно возрастает в сравнении с износом у стационарных установок. К сожалению нами не обнаружено исследований, в которых бы изучалась работа коренных подшипников двигателей в условиях реальной эксплуатации. Поэтому, механизм действия неустановившегося режима работы двигателя на параметры слоя смазки остается неясным.

В принципе, направлений совершенствования смазочной системы достаточно много. Для оценки влияния конкретных параметров различных конструкций на показатели системы и гидродинамических опор необходимо иметь быстродействующую математическую модель, адекватно описывающую систему смазки. Наиболее приемлемой с точки зрения достоверности результатов в качестве основы может служить модель, построенная на использовании теории цепей.

С целью проверки пригодности математической модели для расчета параметров смазочной системы необходимо разработать методику экспериментальных исследований и провести экспериментальные

исследования.

В данной работе в качестве практического мероприятия, направленного на повышение долговечности коренных подшипников четырехцилиндрового рядного дизеля (4ЧН 13/14) предлагается применение в смазочной системе гидроаккумулятора.

Целью работы является повышение долговечности капитально отремонтированного дизеля применением гидроаккумулятора в смазочной системе.

Исходя из вышеизложенного и цели, в настоящей работе ставятся и решаются следующие основные задачи;

1) Разработка аналитической модели рабочих процессов смазочной системы и пар трения ДВС с гидроаккумулятором.

2) Создание и реализация методики экспериментальных исследований параметров трибосистемы в условиях сельскохозяйственной эксплуатации трактора.

3) Экспериментальные исследования эффективности функционирования смазочной системы с гидроаккумулятором в условиях сельскохозяйственной эксплуатации трактора.

4) Технико-экономическое обоснование предлагаемых мероприятий.

2.МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛ ЯД-440 С ГИДРОАККУМУЛ ЯГОРОМ

Глава подготовлена с использованием многолетних разработок кафедры автомобильного транспорта Южно - Уральского государственного университета, возглавляемой академиком PAT, профессором, д.т.н. В.Н. Прокопьевым. Составление расчетных моделей, отладка программы, проведение расчетов выполнялось к.т.н., доцентом Ю.В. Рождественским, к.т.н. доцентом С.Р. Сивриковой и при совместной работе автора.

Смазочная система ДВС представляет собой сложную триботех-ническую систему, состоящую из источника давления (емкости с гидронасосом), потребителей ( трибосопряжений, смазываемых под давлением ) и связывающих их элементов гидросистемы. Только совместное моделирование всех составных частей смазочной системы может дать реальную картину ее работы.

Наиболее трудоемким является моделирование гидросистемы, так как она содержит большое количество разнообразных элементов (клапаны, фильтры, гидромуфты, радиаторы, распределители и т. п.), соединенных в последовательно - параллельные группы. Для моделирования таких систем наиболее удачным представляется использование теории цепей.

Математическое описание системы формируется из топологических и компонентных уравнений: компонентные описывают физические свойства элементов цепи независимо от места их включения, а топологические - способ соединения компонент. В гидравлических смазочных системах компонентами являются нелинейные сопротивления подшипников скольжения, сопротивления трубопроводов, инерционные напоры, проводимости дросселей и другие.

Топологические уравнения (уравнения связи) при цепном пред-

ставлении системы задаются конфигурацией цепи, и их обработка очень легко автоматизируется. Математическая модель всей смазочной системы формируется совместным преобразованием компонентных и топологических уравнений. В теории цепей разработаны мощные алгоритмы формирования, позволяющие автоматически получать модель в оптимальном для используемого метода решения форме.

Таким образом, предлагаемая форма представления смазочной системы являет собой упорядоченную систему алгебро - дифференциальных уравнений, готовую для решения принятым методом.

Анализ конструкций смазочных систем показывает, что наиболее употребительными компонентами, которые следует включить в состав библиотеки компонент, являются следующие:

уравнения для описания местных потерь в местах слияния и разделения потоков;

уравнения потерь на трение в трубопроводах; нелинейные расходно - перепадные характеристики подшипников скольжения;

уравнения инерционных напоров во вращающихся каналах; расходные характеристики дросселей с переменным зазором; соотношения для моделирования процессов наполнения и опо-ржнения полостей постоянного и переменного объема и др.

2.1.Общие принципы моделирования

Смазочную систему, как и любую другую физическую систему, допускающую рассмотрение в сосредоточенных параметрах, можно представить в виде цепи, состоящей из объединенных между собой через внешние узлы (полюсы) типовых компонент [37,46,94,103,130]. Графическое изображение цепи - схема замещения.

Топология схемы замещения гидравлической цепи практически полностью соответствует топологии ее принципиальной схемы. В ка-

Сложнонагруженная опора жидкостного трения

Рис.2.1.

честве базисного узла выступает атмосфера (давление в картере двигателя). Компоненты соединяются между собой в соответствии с их расположением на принципиальной схеме объединением в один узел полюсов с одинаковым давлением.

Основными элементами любой смазочной системы, определяющими ее работоспособность и надежность, являются подшипники скольжения, поэтому в основе расчета лежит гидродинамический расчет опор скольжения.

Опоры скольжения коленчатого вала относятся к сложнонагру-женным, т.е. нагруженными силами, переменными по величине и направлению. Гидродинамические и тепловые параметры таких опор определяют в процессе расчета траектории движения шейки вала на смазочном слое в подшипнике за период нагруженная т0. В качестве периода х0 принимают время, соответствующее углу поворота коленчатого вала за цикл работы двигателя.

Расчетными характеристиками смазочного слоя являются: -главный вектор сил гидродинамических давлений, характеризуемый числом Зоммерфельда в0 и углом 9, отсчитываемым от линии действия нагрузки до линии центров (рис.2.1);

-вектор максимального безразмерного гидродинамического давления, характеризуемый модулем Пт и углом <рт, ему соответствующим; -мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления движению шипа N. Вт;

-расход смазки через торцы подшипника О, м3/с.

Расчетными гидродинамическими и тепловыми параметрами, характеризующими нагруженность опоры коленчатого вала за период т0 в цикле являются:

-наименьшая толщина смазочного слоя Ит1п, м; -наибольшее гидродинамическое давление Ртах, МПа;

-средняя величина минимальной толщины смазочного слоя м; -средняя величина гидродинамического давления Рт, МПа;

-средняя величина расхода смазки через опору <2, мэ/с; -средняя величина мощности, затрачиваемой на преодоление сопротивления движению шипа N. Вт;

-среднеинтегральная температура смазочного слоя Тр, °С.

К параметрам напряженности опор относятся также максимальная Рт и средняя за период -с0 нагрузка Р, действующая на подшипник.

Гидродинамический и тепловой расчет подшипников скольжения строятся на совместном решении уравнения течения вязкой жидкости в тонком смазочном слое (уравнение Рейнольдса), уравнений движения шейки вала на смазочном слое и уравнения теплового баланса [90].

Для гидродинамического расчета сложнонагруженных опор исходным является уравнение Рейнольдса. С учетом допущений об изо-термичности течения смазки, жесткости шипа и подшипника, параллельности их осей, обобщенное уравнение Рейнольдса для давлений в смазочном слое опоры жидкостного трения с произвольной формой подшипника записывается в виде [135]:

д

дер

Н

скр

+К

д

д2

и

д2

6//рд2*

\дь д<р

фгф2-2

<Ш

<М

е бш

&

(2.1)

где И- толщина смазочного слоя, м;

8,е- полярные координаты центра шипа в системе координат, жестко связанной с подшипником; ф-угловая координата точки смазочного слоя;

I- координата, направленная по длине подшипника, м;

Р-гидродинамическое давление в точке с координатами Х,1, МПа;

цр-коэффициент динамической вязкости, соответствующий расчетной температуре Тр, Па-с;

13- радиус шейки вала, м;

Тр-среднеинтегральная (расчетная) температура смазочного слоя, °С;

®1,со2-угловые частоты вращения шипа и подшипника соответственно, с"1; время ,с.

Уравнение (2.1) представляется в безразмерном виде, вводом следующих обозначений:

где ц/- относительный зазор;

Н - безразмерная толщина смазочного слоя; И0- толщина смазочного слоя при центральном положении шейки вала (шипа) в подшипнике, м; X - относительный эксцентриситет; П - безразмерное давление в смазочном слое; ю0- приведенная угловая частота вращения вала, с"1; 2 - относительная координата, направленная по длине подшипника; -ц - безразмерный коэффициент динамической вязкости смазки;

]1о~ коэффициент динамической вязкости смазки, Па-с; х- безразмерное время; □ - безразмерная угловая скорость.

Ру/ 2

Мо

6)Г&2 Фо

С учетом принятых обозначений уравнение (2.1) приобретает

вид:

д

дф

Н

дп

дф

+-

д

д2

Я3

дП

дх

= М(<р%

где

М((р) =6/4;

дН дН □ —+2

д(р

дт

(2.2)

(2.3)

При интегрировании уравнения (2.2) принципиальным является вопрос о граничных условиях для давлений. Применительно к сложно-нагруженным опорам с полным охватом шипа граничные условия для давлений в смазочном слое записываются в виде следующих ограничений на функцию

П(ф,г= ±а) =0; П(ф,2) =П(ф+2я,2); П(Ф,г) > 0,

(2.4)

где а=(ВЮ)- относительная длина подшипника;

В- длина подшипника, м;

О- диаметр подшипника, м; и основывается на гипотезе Свифта-Штибера, согласно которой смазочный слой начинается на некоторой прямой, параллельной оси Т, а заканчивается в точках некоторой кривой, где равны нулю функция П(ф,2) и ее производные в направлении нормали к этой кривой.

Для опоры, имеющей на поверхности шипа или подшипника источники смазки, к ограничению (2.4) необходимо добавить дополнительное:

П(Ф,г)= П0при(ф,2)еГк,К= 1,2,...,Ц (2.5)

где По - безразмерное давление подачи смазки; Гк- контур, ограничивающий источник смазки; !_ - количество источников.

При известной функции распределения давлений П(<рд) легко рассчитать характеристики смазочного слоя: главный вектор сил гидродинамических давлений, характеризуемый числом Зоммерфельда

во и углом 9 , отсчитываемым от линии действия нагрузки до линии центров, вектор максимального гидродинамического давления, характеризуемый модулем Пт , углом <рт ему соответствующим, коэффициент qт расхода смазки, вытекающей через торцы опоры, коэффициент сопротивления движению шипа.

Для определения Э0 и 6 находят безразмерные проекции Пх и Пу главного вектора сил гидродинамических давлений на оси X и У (см. рис.2.1):

1 1 Г\х=—ЦН(<р,2)<хя<рс1<рск; П^т-ЯГК^Мбш^ скр (к (2.6) 4а л- 4а *

или безразмерные проекции W и V главного вектора сил гидродинамических давлений соответственно на линию центров и направление, ей перпендикулярное:

В выражениях (2.6),(2.7) под 8 понимается несущая область смазочного слоя.

Проекции Пх,Пу и \/\/у связаны очевидными соотношениями:

УЧ= Пхсоэ 3 + Пу31"п 8 , У= Пу соэ 8 - Пхап 8 Теперь

(2.8)

(2.9)

* у

в =-агс1§ — +

(2.10)

Максимальное гидродинамическое давление Пт и угол фт определяют исследованием функции П(ф,г) на экстремум.

Затраты мощности на сопротивление движению шипа

ВО2 и а)0

(2.11)

2 у/ *

I--- Еш-^мшсра*, (2.12)

4а Н 2 2 ш >' где 4 - коэффициент сопротивления движению шипа; 0+- область занятая смазкой [фе0;2тт, г- ± а]; Е, в - параметры масляного слоя. Расход смазки, вытекающей через торцы опор

ВО2 у/со

я*—*— <213>

2\а}лр о

где ? Ф {2М)

- коэффициент полного расхода смазки, вытекающей в торцы опоры. Уравнения движения в форме уравнений равновесия запишутся в

виде:

[Кг+Рт=0

где Р?х, ГЗу - безразмерные реакции смазочного слоя;

Рх, Ру - безразмерные нагрузки, действующие на опору. В общем случае система уравнений движения центра шипа сложнонагруженной опоры записывается в виде:

г. ' (2'16)

-а+1/г

или

Я

Р2

щи/Хо)

П(иЛО) +-~рг(<т)

= О, (2.17)

Здесь £ = ^ ^ _ коэффициент перехода от безразмерной ве-¥

личины нагрузки к размерной;

□ = О(т) , а звездочка означает операцию транспонирования.

Интегрированием системы (2.17) определяют траекторию движения шипа за период нагруженная шипа х0, а также гидродинамические параметры. С помощью последних оценивают совершенство конструкции опоры с позиции износостойкости, прочности, задиростойкости, а в конечном итоге - безотказности и долговечности.

Гидродинамические параметры определяются из выражений:

— ЬТй

То °

¥ то0

Заключение диссертации по теме «Технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве», Потапов, Сергей Владимирович

151 ВЫВОДЫ

1. Разработана математическая модель рабочего процесса смазки ДВС с гидроаккумулятором, позволяющая определять основные параметры смазочной системы (расход и давление масла по элементам), взаимосвязь их с основными характеристиками пар трения (толщина и температура слоя смазки, гидродинамическое давление в нем, расход смазки). Разработанная модель позволяет определить распределение давлений и расходов по элементам при различных схемах смазочной системы, имитировать износ подшипников, аварийные режимы, износ насоса, различные регулировки клапанов и выявить их влияние на характеристики пар трения для новых и отремонтированных двигателей.

2. Разработанная методика экспериментальных исследований позволила при работе трактора в реальных условиях эксплуатации замерить действительные значения давления в смазочной системе, расхода и температуры смазки, гидродинамических давлений, толщины слоя смазки подшипников, характеризующих условия работы пар трения и их долговечность.

3. Установлено, что при пуске двигателя даже при положительных температурах окружающей среды от 5 до 20 °С давление и подача смазки в главной масляной магистрали отсутствует 8.4 с, толщина в слое смазки в течение этого времени меньше 2 мкм, что происходит примерно при полуторном увеличении нагрузки на подшипник. То есть в течение этого времени коленчатый вал совершает 150.70 оборотов без смазки, что является причиной значительных пусковых износов.

4. При работе трактора в условиях сельскохозяйственной эксплуатации происходит непрерывное изменение момента сопротивления на двигатель в пределах 10.30%, что вызывает колебания частоты вращения коленчатого вала от 2 до 6% и пульсацию давления на входе в подшипники в пределах 18.23%, которые обусловливают снижение прокачки масла в смазочном слое примерно в этих же пределах. Неустановившийся характер нагружения подшипников, снижение прокачки масла приводит к уменьшению толщины слоя смазки в подшипниках на 3.4 мкм (У=90°С), что является причиной повышенного их износа.

5. Процесс пуска двигателя с применением гидроаккумулятора при положительных температурах окружающей среды от 5 до 20 °С проходит при избыточном давлении (примерно 0,17.0,3 МПа), толщина слоя смазки находится в пределах 10.30 мкм.

6. При применении гидроаккумулятора в условиях эксплуатации (работа трактора с плугом) происходит снижение пульсации давления подачи на 7. 12 %, минимальная толщина слоя смазки в подшипнике повышается на 3.4 мкм, что обеспечивает снижение износов в этот период.

7. Испытания показали, что при установке гидроаккумулятора пусковые износы подшипников снизились с 7.8 до 2,5.3 мкм, что только на этом режиме обеспечит увеличение долговечности подшипников не менее чем на 30 %. Экспериментальными исследованиями установлено, что применение гидроаккумулятора в условиях эксплуатации приводит к увеличению минимальной толщины смазочного слоя подшипников примерно в 2 раза. Это, как показали расчеты, обеспечит дополнительное увеличение долговечности подшипников не менее чем на 20%.

8. Проведенные исследования позволяют рекомендовать специализированным предприятиям, выполняющим капитальные ремонты тракторных дизелей в процессе ремонта осуществлять модернизацию смазочной системы дизелей установкой гидроаккумулятора.

153

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Потапов, Сергей Владимирович, 1999 год

ЛИТЕРАТУРА

1.Автоматизация схемотехнического проектирования в машиностроении: Учебн. пособие /А.И.Петренко, В.В. Ладогубец, В.В. Чкалов. - Киев: УМК ВО, 1988.-180с.

2.Автоматизированное проектирование машиностроительного гидропривода / И.И. Бажин, Ю.Г. Беренгард, М.М. Гайцгори и др.: Под общ. ред. С А Ермакова. - М.: Машиностроение, 1988. - 312с.

3.Агейкин Д.И. Датчики контроля и регулирования. - М.: Энергия, 1965. - 321 с.

4.Букер И.Ф. Динамически нагруженные радиальные подшипники скольжения: новый метод решения // Труды амер. общества инженеров-механиков/ Теоретические основы инженерных расчетов.-М.: Мир, 1965. № 3. - с. 1-12.

б.Букер И.Ф. Динамически нагруженные радиальные подшипники скольжения. Численное приложение метода подвижности // Проблемы трения и смазки, № 1. Труды америк. общ. Инженеров. - М.: Мир, 1969, с. 180-193.

6.Букер И.Ф., Хюбнер К.Х. Применение методов конечных элементов в теории смазки: инженерный подход.// Проблемы трения и смазки. Труды америк. общ. Инженеров-механиков.: Мир, 1972, № 4, с. 22-33.

7.Величкин И., Воропаев В., Кпенышев Л. и др. Больше внимания очистке воздуха /Яехника в сельском хозяйстве,-1970.-№9.-с. 66-68.

8.Венцель С. В. Применение смазочных масел в автомобильных и тракторных двигателях, - М.: Химия, 1969. - 276 с.

9.Володин А.И. и др. Гидродинамический расчет подшипников вала дизеля на ЭЦВМ И Вестник ЦНИИ МПС.-1973,- № 2 - с. 1-6.

Ю.Генбом Б.Б. О коррозии цилиндров автотракторных двигателей //Автомобильная и тракторная промышленность.-1956.- №5,- с. 18-23.

11.Генка. Аналитическая аппроксимация параметров решения задачи о динамически нагруженном радиальном подшипнике скольжения

// Труды американского общества инженеров- механиков/ Проблемы трения и смазки - 1984.- т. 106, № 4. - с. 1-9.

12.Гжиров Р.И.Краткий справочник конструктора: Справочник - Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1983 - 464 с.

13.Густомясов А.Н., Трудоношин В.А. Автоматизированный расчет на ЭВМ гидромашин и гидроприводов// Вестник МГТУ. Серия "Приборостроение". - М., 1991, № 2. - с. 29 - 37.

14.Денисов А.С., Кулаков А.Т. Изменение условий смазки шатунных подшипников в процессе эксплуатации автомобильного дизеля // Двигателестроение, № 4, с. 44-51..Крамарухин Ю.Е. Приборы для измерения температуры. - М.: Машиностроение, 1990. - 208 с..Ханин Н.С. Аболтин Э.В., Лямцев Б.Ф. и др. Автомобильные двигатели с турбонад-дувом. - М.: Машиностроение, 1991. - 336 с.

15.Джорджи К.В. Моторные масла и смазки двигателей. - М. Нефтяной и топливной литературы, 1959. - 210 с.

16.Дьячков А.К. Подшипники скольжения жидкостного трения. - М.: Машгиз, 1955.- 152 с.

17.Дьячков А.К.Применение теории эффективных нагрузок к расчету подшипников поршневых машин //АН СССР.-1950.-№ 11.-е. 4045.

18.Еникеев Ф.М., Завражнов А.И. Влияние отклонений параметров подшипника на долговечность его работы. - Научн. тр./ЧИМЭСХ, 1967, вып. 29, с. 215-221.

19Ждановский Н.С., Николаенко А.В. Надежность и долговечность автотракторных двигателей. - Л.: Колос (Ленинград, отд.), 1974. -223 с.

20.3ахаров С.М., Никитин А.П., Загорянский Ю.А. Подшипники коленчатых валов тепловозных дизелей. - М.: Машиностроение, 1981. -181 с.

21.Захаров С.М., Эрдман В.Ф. К расчету нестационарно нагруженных подшипников скольжения на ЭВМ // Вестник машиностроения.-1976.-№ 7.- с. 51-58.

22.3ильберг Ю. Я, Хрущов К.М., Герман Г.Б. Алюминиевые сплавы в тракторостроении. - М.: Машиностроение, 1971. -151 с.

23.3убиетова М.П.,Пустовалов И.В. Влияние условий работы двигателя Д-50 на износостойкость его деталей /Л"ракторы и сельхозмашины.-1968- №3.-с. 6-8.

24.Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям /Под. ред. М.О. Штейнберга- М.: Машиностроение, 1992. - 672с.

25.Изотов А.Д. Расчет нестационарно нагруженных подшипников. -Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1982.-223с.

26.Ильин В.Н., Коган В.Л. Разработка и применение программ автоматизации схемотехнического проектирования. - М.: Радио и связь, 1984. - 368 с.

27.Инжененрные исследования гидроприводов летательных аппаратов/Д.Н. Попов, САЕрмаков, И.НЛобода и др.; Под ред. Д.Н. По-пова.-М.: Машиностроение, 1978. -142 с.

28.Ионас ЯБ. К вопросу о влиянии скорости нарастания давления в камере сгорания на нагрузку деталей поршневого двигателя // Труды НАТИ.-1970.- вып. 204.-е. 46-58.

29. Исследование предпусковой прокачки маслом с целью определения возможности уменьшения пусковых износов двигателя Д-160: Отчет о НИР / Челябинск. ИМЭСХ; Руководитель В.Н. Попов. - Челябинск, 1969.

30.Исследование системы смазки двигателя Д-160 ЧТЗ: Отчет о НИР/Челябинск. ИМЭСХ; Руководитель В.Н. Попов. - № ГР 77041882. -Челябинск, 1976. - 126 с.

31.Итинская Н.И., Кузнецов НА Справочник по топливу, маслам и техническим жидкостям. - М.: Колос, 1982. - 208 с.

32.Казарцев В.И. Ремонт машин (тракторов, автомобилей и сельскохозяйственных машин).-Л. -М.-Сел ьхозиздат.-1961.-584 с.

33.Камерон А. Теория смазки в инженерном деле. М.: Машгиз, 1962. - 296 с.

34. Карамзин В А Исследование расхода смазки через подшипник в зависимости от расположения смазочного отверстия. - В кн.: Развитие гидродинамической теории смазки. М.: 1970, с. 36-43.

35. Каратышкин С.Г. Динамически нагруженные подшипники судовых двигателей внутреннего сгорания. - Л.: Судостроение, 1968. -178 с.

36.Касич П.Д. Исследование системы смазки двигателей ЯМЗ /Яруды семинара по очистке воздуха, масла и топлива с целью увеличения долговечности двигателей.-1968.-Вып. Ю.-Кн. 1- с. 90-100.

37.Кениг Г.Е., Блекуэлл В.А. Теория электромеханических систем. - М-Л.: Энергия, 1965.-234с.

38.Китаев В.И., Кривенко И.И и др. Показатели надежности и повреждаемость деталей двигателей СМД-60 и его модификаций // Научи. тр. Укр. с.-х. акад.-1975.-№7.-с. 138-141.

39.Коваль И А, Вахтель В.Ю., Еременко Б.С., Диденко A.M. Исследование и доводка дизелей. - М.: Машиностроение, 1966. -167 с.

40.Коровчинский М.В. Прикладная теория подшипников жидкостного трения. - М.: Машгиз. -1954. - 180 с.

41.Коровчинский М.В.Теоретические основы подшипников скольжения. - М.: Машгиз. - 1959. - 403 с.

42.Костин АК. и др. Работа дизелей в условиях эксплуатации. -Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1989. - 284 с.

43.Кривенко П.М., Федосов И.М., Аверьянов Н.В. Ремонт дизелей сельхозназначения.-М.:Агропромиздат, 1990.-271 с.

44.Куцаев С.Н. Определение толщины масляного слоя в подшипниках ограниченной длины при знакопеременной нагрузке /Яр. ЦИАМ-1943.-№ 59.- с. 40-48.

45.Кюреган С.К. Оценка износа двигателей внутреннего сгорания методом спектрального анализа. - М.: Машиностроение, 1966. -151 с.

46.Ленк А. Электромеханические системы. Системы со сосредоточенными параметрами. - М.: Мир, 1978. - 289 с.

47.Лещенко В.А. Гидравлические следящие приводы с числовым программным управлением. - М. Машиностроение - 1975. - 228 с.

48.Ломоносов Ю.Н. Повышение послеремонтной надежности машин. Челябинск. ЧИМЭСХ.-1989.

49.Ломоносов Ю.Н. Разработка методов ускоренной оценки послеремонтной надежности объектов сельскохозяйственной техники. Автореф. докт. дис. Новосибирск.-1984.

50.Ломоносов Ю.Н.,Ульман И.Е. Прогнозирование долговечности деталей по результатам стендовых износных испытаний.// Совершенствование методов организации ремонта и ТО МТП (тез. докл. к меж-дунар. симпоз. стран - членов СЭВ).-М.: В. О. Сельхозтехника,1975.-е. 245-248.

51.Лышко Г.П. и др. Оценка влияния условий эксплуатации на надежность тракторов //Тракторы и сельхозмашины .-1978.-№3.-с. 29-31.

52.Мишин И.А. Долговечность двигателей. - Л.: Машиностроение (Ленингр. отд-ние), 1976. - 288 с.

53.Моделирование рабочего процесса системы смазки дизеля Д-160: Отчет о НИР/Южн.-Ур. гос. унив.; Руководитель В.Н. Прокопьев. -Челябинск, 1997.-215 с.

54.Налетов К.И. Исследование и выбор подшипниковых материалов для мощных дизелей ЧТЗ.// Методы испытания и оценки служебных свойств материалов для подшипников скольжения - М.: Наука, 1972.- с.36-41.

55.Некрасов С.С.,Носихин П.И. Эксплутационные испытания дизелей ЯУ13-240Б, обкатанных по ускоренной технологии // Способы повышения долговечности сельскохозяйственной техники.Сб. научн. тр.

МИИСП.- 1991.-с. 3-7.

56.Николаенко A.B., Хватов В.Н. Повышение эффективности использования тракторных дизелей в сельском хозяйстве. - Л.: Агропром-издат. Ленинф. Отд-ние, 1986. - 191 с.

57.Новиков В.И., Зайчик Л.А. Оптимизация параметров системы смазки автомобильных двигателей // Известия ВУЗов.-1987.- № 3, , с. 73-77.

58.0пыт организации технического обслуживания и ремонта техники в агропромышленных объединениях: Обзорная информация /В.А. Семейкин, В.В.Никородов, И.Г. Голубев, А.И. Доровков. Госкомсельхоз-техника СССР, ЦНИИТЭИ. М., 1983.-54 с.

59,Орлов П.И. Смазка легких двигателей.- М.: ОНТИ, 1937.- 462 с.

бО.Основы ремонта машин: Уч. пос. для ст -ов с.-х. вузов по спец-ти "Мех-я с. х-ва" /Под ред. Ю.Н. Петрова.- М. Колос.-1972. -528 с.

61.Папонов B.C., Тихомиров A.A. Смазочная система резерв топливной экономичности двигателя // Автомобильная промышленность.-1994.- №11.- с. 10-12.

62.Пасечников Н., Итинская Н.И., Хмелевой Н. М. Эффективность периодического добавления присадки в дизельное масло // Техника в сельском хозяйстве.-1970.-№1.-с. 47-50.Икрамов У.А. Расчетные методы оценки абразивного износа. - М.: Машиностроение, 1987. - 288 с.

63.Петренко А.И. Основы автоматизации проектирования. Киев: Тэхника, 1982.- 295 с.

64.Петренко А.И., Власов А.И., Тимченко А.П. Табличные методы моделирования электронных схем на ЭЦВМ.: Выща шк., 1977. - 192 с.

65.Петренко А.И., Тимченко А.П. .Чкалов В.В. Автоматизация схемотехнического проектирования систем с элементами различной физической природы // Автоматизация проектирования технологических процессов. АН БССР. - 1981. - № 1.- с. 57-69.

66.Петренко П.И., Семенов О.И. Основы построения систем автоматизированного проектирования.- К.: Выща шк., 1985. - 294 с.

67.Петровский В.И., Мартемьянов И.В., Китаев А.Ф. Усталостная прочность подшипников коленчатого вала. - Автомобильная промышленность, 1974, № 1, с. 9-10.

68.Пискунов Н.С. Дифференциальное и интегральное исчесле-ния, т.Н.-М.:Наука, 1978.-576 с.

69.Повышение надежности дизелей ШЗ и автомобилей КрАЗ /Под ред.Н.С.Ханина. - М.: Машиностроение, 1974. - 288 с.

70.Полецкий А.Т., Караваев В.Г. К динамике коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания на масляном слое подшипников скольжения. //Проблемы машиностроения - 1973.-№ 123.- Челябинск.-с. 30-38.

71.Попов В.Н., Суркин В.И., Завражнов А.И. Исследование подшипников коленчатого вала двигателя Д-160 на различных режимах работы. - Научн. отчет ЧИМЭСХ, 1969. - 240 с.

72. Попов Г.С. Влияние цетанового числа топлива на износ цилиндров и шатунных шеек коленчатого вала двигателя Д-37М // Тр. Кировского СХИ.-1966.-Т. 18,вып. 32.-С.106-116.

73.Потапов C.B. Анализ исследований давления подачи масла в коренной подшипник дизеля // Достижения науки и передовой опыт в производство и учебно-воспитательный процесс ( Матер. XI межвузов, науч.-пр.конф. Инж. фак.).-Брянск-1998.- с.30-34.

74.Потапов C.B. Повышение несущей способности подшипника // Достижения науки и передовой опыт в производство и учебно-воспитательный процесс ( Матер.Х межвузов, науч.-пр.конф.).-Брянск.-1997.-С.47-51.

75.Потапов C.B. Исследование параметров коренного подшипника при пуске дизельного двигателя // Достижения науки и передовой опыт в производство и учебно-воспитательный процесс ( Матер, меж-

вузов. науч.-пр.конф.),-Брянск-1995.-е.33.

76.Потапов С.В..Шаповалов А.Н. Анализ исследований гидродинамических давлений в масляном слое коренных подшипников дизеля // Достижения науки и передовой опыт в производство и учебно-воспитательный процесс ( Матер.Х межвузов, науч-пр.конф. Э.Брянск. 1997-с.51-54.

77.Примаков И.М. О рациональном пусковом режиме дизельных двигателей тракторного типа. Эксплуатация тракторов в холодное время года. БТИЗ ГОСНИТИ.- М.,1964.

78.Прокопьев В.Н. , Анисимов В.Н. // Техническая эксплуатация, надежность и совершенствование автомобилей: Темат. сб. научн. тр. ЧПИ,- 1982 - вып. 248 - с. 78-88.

79.Прокопьев В.Н. Динамика сложнонагруженных подшипников скольжения // Трение и износ в машинах: Доклады всесоюзной конф. -Челябинск: ЧПИ.-1980.-с. 134-149.

80.Прокопьев В.Н. К расчету подшипников скольжения поршневых машин. //Вестник машиностроения.-1974.- №3.- с. 20-23.

81.Прокопьев В.Н. Об аппроксимации характеристик смазочного слоя динамически нагруженных подшипников II Научн. тр.ЧПИ. - 1978.-вып. 212.-е. 24-25.

82.Прокопьев В.Н. Применение гидродинамической теории смазки к расчету подшипников двигателей внутреннего сгорания // Научн. тр.ЧПИ.- 1974.- вып. 144.- с. 12-21.

83.Прокопьев В.Н. Расчет динамически нагруженных подшипников скольжения с кольцевой канавкой // Научн. тр.ЧПИ.- 1978.-вып. 212.- с. 4-16.

84.Прокопьев В.Н., Бикмеев В.А. К расчету динамически нагруженных сегментных подшипников // Научн. тр.ЧПИ.-1976.-вып. 179.- с. 4-14.

85.Прокопьев В.Н., Волченко Т.А. Качественный анализ работы подшипников коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания // На-учн. тр.ЧПИ - 1973.- вып. 131- с. 24-42.

86.Прокопьев В.Н., Иванов В.В., Рунг Э.Р., Волченко Г.Н. Исследование погрешностей измерения траекторий центра шеек коленчатого вала подшипников Д.B.C. - Научные тр./ЧПИ, Челябинск, 1972, Вып. 119, с. 39-52.

87.Прокопьев В.Н., Маляр Н.С. Оптимальное проектирование динамически нагруженных подшипников // Научн. тр.ЧПИ - 1977.-№ 144-с. 38-43.

88.Прокопьев В.Н., Маляр Н.С., Рождественский Ю.В. О методах расчета траектории движения центра шипа в динамически нагруженном подшипнике // Научн. тр.ЧПИ.-1976.- № 179 - с. 14-24.

89.Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Маляр Н.С. Влияние протяженности несущего слоя смазки на гидродинамические параметры динамически нагруженных подшипников // Научн. тр.ЧПИ.-1976-вып. 179.-с. 27-41.

90.Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Маляр Н.С. и др. Проблемно - ориентировочный пакет прикладных программ для расчета подшипников скольжения двигателей внутреннего сгорания.// Научн. тр. ЧПИ.-1982.- № 276.-с. 3-12.

91.Прокопьев В.Н., Суркин В.И., Завражнов А.И. Экспериментальное исследование гидродинамических давлений в масляном слое подшипников коленчатого вала тракторных двигателей. - Научн. тр./ ЧИ-МЭСХ, 1970, Вып. 44, с. 144-151.

92.Радчик B.C. Смазка машин. - Киев: Техника, 1973. - 84 с.

ЭЗ.Разработка методики расчета параметров смазочной системы

и гидродинамических опор двигателя Д-440: Отчет о НИР / Брянск. ГСХА; Рук. В.Н. Сидоров.- № ГР 01980002853.-Брянск.-1999.

94.Райншке К. Модели надежности и чувствительности систем. -М.: Мир, 1979.- 452 с.

95.Ремонт машин / Под общ. ред. И.Е. Ульмана.-З-е изд., пере-раб. и доп. - М.: Колос, 1982.-446 с.

96.Рождественский Ю.В. Факторы влияющие на усталостную долговечность антифрикционного слоя вкладышей подшипников автомобильных двигателей. Науч. тр./ЧПИ. Техническая эксплуатация. Надежность и совершенствование автомобилей. - Челябинск, 1986, с. 1120.

97.Рождественский Ю.В.,Потапов C.B. Повышение работоспособности коренных подшипников дизеля использованием гидроаккумулятора в смазочной системе И Достижения науки и передовой опыт в производство и учебно-воспитательный процесс ( Матер. XI межвузов. Науч.-пр.конф. Инж. фак.).-Брянск- 1998.- с.26-30.

98.Рождественский Ю.В.,Сиврикова С.Р.,Потапов C.B. Моделирование и анализ смазочной системы дизеля Д-440 // Вестн. ЧГАУ,1999.-т.28.

99.Розенблит Г.Б., Виленский П.И., Горелик ЯН. Датчики с проволочными преобразователями для исследования. - М.: Машиностроение, 1966.- 119 с.

ЮО.Русанов М.А. Повышение работоспособности коренных подшипников V - образных дизелей оптимизацией их основных параметров: Дис.... канд. техн. наук. - Челябинск, 1993.

101.Селиванов А.И. Основы теории старения машин. - 2-е изд. -М. Машиностроение. - 1971.-408 с.

Ю2.Селиванов А.И. Теоретические основы ремонта машин (пособие к циклу лекций). - М. ГОСНИТИ. 1968. - 208 с.

ЮЗ.Сигорский В.П. Математический аппарат инженера. - Киев: Тэхника, 1977. - 768 с.

Ю4.Синельников Л.H., Дискин М.Е. Обобщенная модель смазочной системы автомобильного двигателя //Сб. трудов: Конструирование, исследование, технология и экономика производства автомобиля. -Москва.- 1988.- №14.- с. 66-78.

Юб.Смирнов М.С., Очеретяный И.Т. Влияние температуры охлаждающей жидкости на износ и отложения в дизеле // Автомобильная промышленность.-1968.- №8.-с. 3-4

Юб.Современные численные методы решения обыкновенных дифференциальных уравнений / Под ред. Д.Хола, Д.Уатта.- М.: Мир, 1979. - 300 с.

Ю7.Справочник по гидравлическим сопротивлениям //Под ред. М.О.Штейнберга. - 3-е издание М.: Машиностроение, 1992. - 672 с.

Ю8.Суркин В.И. Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на показатели технического уровня ДВС сельскохозяйственных тракторов.: Лекции для студентов факультета мех. С.-Х./ЧГАУ. -Челябинск, 1995. - 70 с.

Ю9.Суркин В.И. Повышение технического уровня тракторных дизелей оптимизацией пар трения: Дис.... докт. техн. наук. - Л., 1989.

ИО.Суркин В.И., Потапов C.B. Снижение пусковых износов дизеля применением гидроаккумулятора для предпусковой прокачки маслом // Вестн. ЧГАУ.-1998.-Т.25- с. 36-39.

111 .Технические признаки (критерии) предельного состояния основных составных частей сельскохозяйственных тракторов.М-ГОСНИТИ.-1982.

112.Тиханович В.И.,Пахомов Б.П. Об износостойкости поршневых колец из высокопрочного чугуна //Тракторы и сельхозмашины .-1963.-№10.-с. 14-16.

113.Токарь И. Я Проектирование и расчет опор трения. - М.: Машиностроение, 1971. -168 с.

114.Токарь И. Я, Сиренко В А Расчет динамически нагруженных подшипников скольжения с учетом изменения вязкости смазки // Вестник машиностроения.- 1975.-№ 10.- с. 9-12.

115.Трение, изнашивание, смазка: Спр-к. В 2 кнТПод ред. И.В. Ка-рагельского, В.В. Алисина. - М.: Машиностроение, 1978.-КН.1.- 400 с.

Иб.Ульман И.Е., Ломоносов Ю.Н., Емельянов В.К. Исследование влияния различных факторов на износостойкость шарнирных соединений сельскохозяйственных машин // Научн. тр. ЧИМЭСХ.-1975.-вып.104.-с.85-92.

117.Ульман И.Е., Ломоносов Ю.Н., Семейкин В.И. Определение ресурса коленчатых валов на стенде.// Механиз. и электриф. соц. сельск. х-ва.-1974.-№10.-с. 53-55.

118.Файнгольд Н.Ш., Решетников А. Я, Аксельрод М.Л. Малогабаритный датчик для измерения давления и температуры масляного слоя подшипников скольжения. - Двигатели внутреннего сгорания. - М.: НИИИНФОРМТ ЯЖМАШ. - 1971, - № 12. с. 13-18.

119.Ханин Н.С. Аболтин Э.В., Лямцев Б.Ф. и др. Автомобильные двигатели с турбонаддувом. - М.: Машиностроение, 1991. - 336 с.

120.Хмелевой Н.М.,Архипов B.C. Изнашивание поршневых колец дизельного двигателя в зависимости от концентрации присадки и содержании серы в топливе //Труды ГОСНИТИ.- 1969.-Т. 20.-е. 49-66.

121.Храмцов Н.В. и др. Обкатка и испытание автотракторных двигателей /Н.В. Храмцов, А.Е. Королев, B.C. Малаев. - М.: Агропромиздат, 1991.-125 с.

122.Храмцов Н.В. Надежность отремонтированных автотракторных двигателей. -М. Росагропромиздат. -1989.-195 с.

123.Цимох И. Я Работоспособность чугунных коленчатых валов двигателей СМД-14//Тракторы и сельхозмашины.-1971.-№11.-с.22-23.

124.Чернавский С А Подшипники скольжения. - М.: Машиностроение, 1963. - 241 с.

125.Эфрос В.В., Чирик П.И. Влияние регулировочных параметров топливной аппаратуры на показатели двигателя Д - 37М // Труды ЦНИТА.-1962- вып. 12.-е. 3-13.

126.Echaredl, Christian. Einflus von Frend korpern im Schmiermittel auf das Betriebsvehalten von Motorenleitlagen. - MTZ. 1983, t. 44, № 10, s. 398-401.

127. Experimental investigation on termoHydrodinamic perfomance of large tilting-pad journal bearing including the inlet pressure effect/ Ha Hyun -Cheon, Kim Kyng-Woong// ISME lnj..l.C. - 1995. - 38, № 1, p.160-166. (рж 12.48.347).

128.Holland I. Gleitlagerin Kolbenmaschinen. - MTZ, 1962, lahrg.23, Heft 7, Julj, 243-251.

129.Labell, Jack E. Optimizing fatigue durability of crankschafts. - Metal Prog., 1974,106, № 5, 105-107.

130.Mc Farlane A.G.I. Enginering Systems. - London: Harrap and со., 1964.-276 p.

131.Saxe H., Reichelt F.,Winciezz K. Verschleißfragen bei der Festlegung technisch begründeter ölwechseefristen // Schmierstoffe und Schmierungstechn.-1968.-№29.

132.Sreenath A.V.,Venkatesh S. Experimental studies on the wear of engine components.-"Wear", 1970,16, №4.

133.Warriner, J.F. Thin shell bearings for medium speed diesel engines. Diesel Eng. And Users Assoc., 1975, № 364,20 p.

134.Методы расчета смазывания пар трения в автомобильных двигателях. Hydrodynamiche und elastohydrodynamiche effekte in Motoren /Lang O.R.//Tribol. Und Schmierungstechn. - 1990. 37, № 1, c. 2-10.

135.Моделирование циркуляционной смазочной системы ДВС. / Simulation eines Olverteilungssystems in einem Verb-rennungmotor. Holand J.//Tribologie und Schmierung-stechn., 1987, 34, № 6, 346-351.

136.Полное решение уравнения Навье-Стокса для подшипника конечных размеров./ Ceri Shaogi, Langenbeck К., Dillenkoffer Н., Engel Н.// Jixie gongcheng xuebao = Chin. J. Mech. Eng. -1995. - 31, № 2- c. 51-56.

137.Разработка оптимизированной системы смазывания для тя-желонагруженных дизелей. /Lubrication system desing consideration for heavy-duty diesel engines. Kluck Charles E. , Olsen Paul W., Skiba Shirley Wickland "SAE Techn. Pap. Ser.", 1986, № 861224,8 pp.

138.Управляемая система технической диагностики. "Пуранто эндзиния, Plant. Eng.", 1987,19, № 9, с. 92-93.