автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Повышение работоспособности подшипников скольжения ДВС по характеристикам тепловыделения в смазку

Дзюбан Алексей Михайлович

ПОВЫШЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ две ПО ХАРАКТЕРИСТИКАМ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ В СМАЗКУ

Специальность 05.04.02 - тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Дзюбан Алексей Михайлович

ПОВЫШЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ две ПО ХАРАКТЕРИСТИКАМ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ В СМАЗКУ

Специальность 05.04.02 - тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Работа выполнена на кафедре «Тепловые двигатели» Тольятгинского государственного университета

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Зибров Петр Федорович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Носырев Дмитрий Яковлевич

доктор технических наук, профессор Глейзер Абрам Исакович

Ведущая организация:

ОАО «АВТОВАЗ»

Защита диссертации состоится 17 декабря 2004 г. в 14 часов на заседании диссертационного совета Д 212.264.01 в Тольяттинском государственном университете по адресу: 445667, Самарская обл., г. Тольятти, ул. Белорусская, 14, актовый зал УНИ

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Тольяттинского государственного университета

Автореферат разослан 16 ноября 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

д.т.н., профессор

П. Ф. Зибров

2 4* 7204

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Подшипниковые узлы скольжения, работающие в режиме жидкостного трения считаются высокоресурсными элементами конструкции машин и применяются в обрабатывающих станках, турбинах, двигателях внутреннего сгорания, других механических устройствах. Успехи гидродинамической теории смазки, ее практическое использование обусловлены теоретическими и экспериментальными исследования О. Рейнольдса, Н. П. Петрова, Э. Фальца, М. В. Коровчинского, Н. В. Крагельского, Д. Холланда, Ф. Мартина, И. С. Захарова, В. Ф. Эрдмана, В. А. Воскресенского, В. И. Дьякова, А. Д. Изотова, Я. И. Драбкина и других. Созданные подшипники, работают в тяжелых условиях нестационарного нагружения, тем не менее, в расчетных моделях остается проблемным учет влияния нагружения, силовых и тепловых деформаций, взаимного расположения постелей, биения шеек многоопорных валов, жесткости опор, шероховатости взаимодействующих поверхностей.

Несбалансированный выбор одного из указанных факторов приводит к снижению работоспособности, то есть наработки подшипникового узла до предельного состояния, оцениваемого по максимально допустимому диаметральному зазору в соответствии с техническими условиями завода. Так, в ходе стендовых испытаний в опытной комплектации элементов конструкции дизеля 44 7,6/8 установлено, что в шатунных подшипниках выделяется повышенное количество теплоты в поток смазки. При выходе на номинальный режим работы температура масла в поддоне достигает 130 0 С за малый промежуток времени, наработка до предельного состояния вкладышей снижается от 3 до 5,5 раз, хотя в целом максимальная нагрузка на антифрикционный слой не превышает допустимого значения.

В процессе разработки мероприятий по увеличению работоспособности высоконагруженных подшипниковых узлов и принятия конструкторских решений необходим синтез результатов расчетных и экспериментальных методов. При этом интенсивность тепловыделения в поток смазки определяется экспериментально, а доля жидкостного трения оценивается с достаточной степенью точности расчетным путем.

Анализ показывает, что в существующих исследованиях недостаточно полно разработаны физические и математические модели процессов формирования потоков смазки через элементы подшипникового узла скольжения и тепловыделения для нестационарных условий нагружения, что является актуальной научно-технической задачей.

Цель работы. Повышение работоспособности подшипников скольжения ДВС на основе предложенных конструкторских решений по сбалансированным между собой количественным показателям оценки тепловыделения и потока прокачиваемой смазки, полученных по математической модели и найденных из экспериментов.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие основные задачи:

- получить на основе математического моделирования функциональные зависимости расчета потоков и тепловыделения в смазку, прокачиваемую через подшипник скольжения для условий нестационарных режимов нагружения, наиболее полно согласующихся с результатами экспериментов;

- разработать методики и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженного подшипника скольжения жидкостного трения с учетом его внешнего теплового баланса;

- спроектировать и изготовить установку, оснастить ее датчиками, измерительной аппаратурой для экспериментальных исследований процессов формирования потоков и тепловыделения в жидкостный слой между поверхностями скольжения шатунных подшипников по специально разработанной методике;

- получить экспериментальным путем соотношения между параметрами, влияющими на уровень работоспособности (наработку до предельного состояния) подшипников при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС;

- обосновать конструкторские решения элементов подшипниковых узлов ДВС, обеспечивающих повышенный уровень их работоспособности;

- внедрить результаты исследований в практику конструкторской деятельности УВД, СКБ РПД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ».

Методы исследования базируются на применении теории формирования несущей способности и поля касательных напряжений (трения) для гидродинамического, ламинарного, тонкого слоя вязкой (ньютоновской) жидкости; математическом и физическом моделировании, экспериментальной оценке тепловыделения в поток смазки.

Научная новизна работы заключается в обосновании технических решений повышения работоспособности подшипников скольжения ДВС на основе выбора комплекса их характеристик, полученных расчетным и экспериментальным путем. В работе получены следующие новые научные результаты:

- теоретически установлены и экспериментально подтверждены наиболее полно согласующиеся функциональные зависимости, устанавливающие сбалансированные взаимосвязи между параметрами потока и тепловыделения в смазочный слой подшипников скольжения при нестационарном режиме нагружения;

- разработаны методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженных подшипников скольжения жидкостного трения с учетом внешнего теплового баланса;

- в математических моделях нестационарно нагруженных подшипников предлагается использовать приведенные параметры: усилие трения, коэффициент сопротивления вращению, коэффициент трения.

Практическая ценность и реализация результатов работы:

- предложена конструкция модернизированного шатуна с увеличенной жесткостью кривошипной головки в условиях ограниченного оперативного пространства, рекомендовано увеличение момента инерции сечений относительно оси изгиба без роста материалоемкости на эти цели, обеспечивающие

более высокую наработку до предельного состояния шатунного подшипника при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС;

— разработано и доведено до практического применения токосъемное устройство РПД, защищенное двумя авторскими свидетельствами;

- внедрена в практику конструкторской деятельности подразделений УПД НТЦ ДГР ОАО «АВТОВАЗ» методика экспериментального определения тепловыделения в смазочный слой шатунного подшипника коленчатого вала ДВС, использование экспериментальных результатов по температурному состоянию элементов коренных и роторного подшипников и действующего образца токо-съемного устройства РПД СКВ РПД НТЦ ДГР ОАО «АВТОВАЗ».

Достоверность результатов обосновывается использованием математических зависимостей, доказанных в гидродинамической теории смазки; применением проверенных средств измерений (термометрирование, измерение потоков жидкости); в условиях стендовых испытаний - безусловное выполнение процедуры выхода на точку измерений, где режим работы двигателя характеризуется как стационарный, установившийся, равновесный в течение достаточно длительного времени.

На защиту выносятся

1 Математические модели оценки тепловыделения и потоков смазки, основанные на физических представлениях формирования несущей способности и поля касательных напряжений (жидкостного трения) в слое смазки нестационарно нагруженных подшипников скольжения.

2 Методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженных подшипников жидкостного трения с учетом внешнего теплового баланса.

3 Комплекс параметров, характеризующих интенсивность тепловыделения в смазочный слой, в условиях нестационарного нагружения, приведенных к одному, конкретному, перемещению элемента подшипникового узла: вращению вала, или - подшипника, или - линии центров (приведенные: усилие трения, коэффициент сопротивления вращению, коэффициент трения).

4 Взаимосвязи между параметрами, влияющими на уровень работоспособности подшипников ДВС, установленные экспериментальным путем.

5 Конструкторские решения по кривошипной головке шатуна, способствующие увеличению наработки шатунного подшипника до предельного состояния в несколько раз при росте максимального давления в цилиндре ДВС.

Апробация работы

Основные положения работы представлены и доложены на: Всесоюзном межотраслевом научно-техническом симпозиуме «Современные проблемы кинематики и динамики ДВС», Волгоград, 1984 г.; научно-технических конференциях по итогам госбюджетных и хоздоговорных работ ТолПИ, Тольятти, 1984 и 1985 г.; Всесоюзной научной конференции «Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых систем и на новых топливах», Москва, МВТУ им. Баумана, 1987 г.; Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомоби-

лестроения в России», Тольятти, 2003 г.; Всероссийской научно-технической конференции «Информационные технологии в науке, проектировании и производстве», Н. Новгород, 2003 г.; Всероссийской (с международным участием) научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", Тольятти, 2004 г. На ВДНХ СССР экспонировалось токосъемное устройство РПД, свидетельство № 13186, 03.08.1983 г.; натурный образец отмечен серебряной и бронзовой медалями.

Публикации

По результатам выполненных исследований опубликовано 12 печатных работ, в том числе два авторских свидетельства на изобретения.

Структура и объем работы

Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, библиографического списка из 132 наименований, изложена на 140 страницах машинописного текста, содержит 54 рисунка, 1 приложение.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы, состояние рассматриваемой проблемы, определяется объект и предмет исследования, формулируются цель и задачи, характеризуется научная новизна, практическая значимость работы, сведения об апробации и внедрении результатов, приведены положения, выносимые на защиту, раскрывается структура содержания диссертации.

В первой главе «Анализ расчетных моделей оценки интенсивности тепловыделения в подшипниках скольжения с жидкостным трением» рассматриваются общие положения стационарного, установившегося, равновесного режима работы ДВС в течение достаточно длительного времени, когда доля теплоты, уносимая во внутрикартерный объем невелика и оценивается от 7 до 11 % общего тепловыделения в подшипнике, что соизмеримо с порядком точности расчетных моделей. Предполагается, что весь теплоотвод при жидкостном трении осуществляется за счет потока прокачиваемой смазки и зависит от закономерностей нагружения, скоростного и нагрузочного режимов.

Для нестационарного нагружения поле касательных напряжений в слое формируется течением жидкости под действием: продольного скольжения поверхностей (растягивающая компонента), радиального перемещения вала, градиента давления в зазоре, заполненном жидкостью. При этом, обычно, используют безразмерные характеристики, полученные для стационарных условий. К ним относятся средние за цикл: нагрузка (на выбранных участках), частота вращения, значение температуры смазки в слое, величина эксцентриситета. В расчетных исследованиях применяется математическая модель интенсивности тепловыделения N(a) = Jco2%, где J = fjld2 /2ц/ - параметр, имеющий размерность импульса момента силы, ¡л - динамическая вязкость смазки в слое, lud- длина и диаметр подшипника, соответственно, у/ = А/d - относительный зазор, Л - диаметральный зазор, а - частота вращения вала,

£ = я7 1-%2 ±(%/2)So-sin/3 — коэффициент сопротивления вращению, Х = 2е/Л — относительный эксцентриситет, е- эксцентриситет вала и подшипника, So = Рцгг /pida - безразмерная нагрузка, Р- средняя нагрузка, J3-угол между направлением нагрузки и линией центров, знаки «+» и «-» относят к валу и подшипнику, соответственно.

В ряде расчетов в качестве параметра скорости используют относительную частоту вращения вала и подшипника a0=a-mL, где - частота вращения подшипника. Для шатунного подшипника а0 ю ¿afl + Xcosa),где X - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, а - угол поворота коленчатого вала.

В моделях, определяющих формирование несущей способности и тренйе в слое смазки, характерной является эквивалентная частота фэ = а + соL - 2Q, где Ü - частота вращения линии центров.

Таким образом, зависимость для расчета тепловыделения в прокачиваемый поток смазки, представима в виде двух слагаемых с общим множителем

N(coa) = J(d2a(k/\¡l+ xSo■ sin fi), где за mA - принимаем одно из значений (й),а>0,й)э) в зависимости от выбранной модели. Результаты расчётов для шатунного подшипника с Z/rf = 19,6/48 (мм) по моделям N(a0)n N(m3) представлены на рисунках 1 и 2. В качестве исследуемых режимов работы ди-

стационарной нагрузкой и вращающемся подшипнике

зеля приняты: ДК - принудительная прокрутка вала с включенной декомпрессией (демонтированы форсунки); П9, П23 - прокрутка вала при обеспечении степенью сжатия 9 и23, соответственно; Ре =0%, Ре =50%, Ре =100% - нагрузочные режимы на холостом ходу, частичной (пятидесятипроцентной) и полной нагрузке. Отсюда следует:

- модели Щ0О ) и Ы(0Э) дают совпадающие результаты только на одном режиме - при невращаю-щемся подшипнике;

- для шатунного подшипника КШМ характерны гармонические колебания 0О с амплитудой около ±Х на фоне 0, что справедливо по отношению к ®э с одной особенностью - гармонические колебания со0 и 0Э совершаются в проти-вофазе, расчетные значения, за один цикл, Ща>д)и N(0э) практически совпадают;

л - с ростом \01 модели N(00)я N(03) приводят к Ьзаимно противоположным результатам;

- для контрвращения, при 0 = -01,Щ0э) = О, и

для совместного вращения 0 = 0Ь, N(00) - 0 (при % ** 0), что результате приводит к противоречивому представлению о физической природе формирования поля касательных напряжений в слое под действием вязких сил;

- в координатах скоростной характеристики отличия результатов расчета тепловыделений Щ0О) и N(03) для шатунного подшипника дизеля составляют от 80 до 470 % и зависят от закономерностей нагружения, что представлено на рисунке 2;

- для нестационарных режимов нагружения необходима математическая модель оценки тепловыделения в смазку, наиболее полно согласующаяся с результатами экспериментов.

Во второй главе «Математическое моделирование, расчет тепловыделения и потоков смазки в подшипниках с жидкостным трением» тепловыделение в подшипнике скольжения для нестационарного нагружения определяется как часть общего решения уравнений сохранения импульса'с присоединенными уравнениями сплошности. Использование численных методов приводит к вычислению больших массивов данных.

1000 2000 3000 4000 мин Рисунок 2 - Тепловыделение в шатунном под-шипиике по моделям ЛГ(ю0) и Щсоз) на режимах работы дизеля: ЦК- х х х; П9 - # # #; П23 - • • Ре=0%-а**; Ре=50% - ■ ■ Ре=100% - ♦ ♦ ♦

В аналитических зависимостях потери на жидкостное трение в слое смазки складываются из: компоненты М(У0), обусловленной относительным перемещением поверхностей со скоростью У0 = У—У1 = г(а-й)1); компоненты №Р, обусловленной встречным течением смазки в зазоре от градиента давления, что вызывает появление дополнительного реактивного момент а МР; компоненты С(</£/Л)> обусловленной перемещением вала вдоль линии центров. Условия равновесия подшипникового узла как системы представлены на рисунках 3,4, а математическая модель дается соотношениями:

Рисунок 3 - Равновесие в нестационарно нагруженном подшипнике

Рисунок 4 - Эквивалентная схема равновесия в нестационарно нагруженном подшипнике

P-e-sin(S-r) = Pm-e-sinp, N(V0) = Jafr/41-х

NP=J(ol%Soa sin/?, f

C(d%/dt) = J

dz dt

2

Sov + ~co3Soa cos P dt

где: Soa = Рту/г I /Маэ - безразмерная реакция вращения элементов системы; Sov ~ Pvi//2 / ¡Ad(d% / dt) - безразмерная реакция вытеснения при радиальном перемещении вала со скоростью (deldt) против действия слоя с усилием (Pv + Ра cos Р). Тепловыделение в подшипнике при жидкостной трении представляет сумму составляющих Nr = N(V0) + NP + C(d% / dt) = Nrl+ + JVr2 + jVr3.

Расчетные зависимости составляющих тепловыделения получены присоединением к уравнениям равновесия усилий расчета дополнительного реактивного момента МР. При физическом моделировании формирования общей картины тепловыделения в смазочный слой рассматриваются четыре независимые кинематические составляющие: вращение вала, вращение подшипника, вращение линии центров, радиальное относительное перемещение вдоль линии цен-

9

тров. Для оценки усилия трения при обегающей нагрузке (а = О, = О, ¿х / А = 0) = Л^р определяют условия приведения интенсивности тепловыделения по конкретному кинематическому воздействию из шести возможных, включая и их комбинации: аз, <оь, т0, С2, фэ, Л%/ ¿1. Отношение тепловыделения ИТ, например, к частоте вращения коленчатого вала а характеризует приведенный момент трения Мт, а его отношение к радиусу кривошипа определяет приведенное усилие трения Т. Отношение 77 Р есть приведенный коэффициент трения / и £=5о-//|// - приведенный коэффициент сопротивления вращению.

На каждом шаге расчета тепловыделения увязывается процедура формирования траектории центра вала подшипника и составляющих внешнего теплового баланса. Расчет траектории заключается в последовательных вычислениях относительного эксцентриситета % и угла положения линии центров 8 в предположении, что несущая способность складывается из двух независимых составляющих, в соответствии с моделью Д. Холланда. Вычисление (/) и ¿>,- (() сводится к решению системы уравнений равновесия вала в форме, предложенной А. Д. Изотовым. Безразмерная реакция вращения 8о® принимается по ап-проксимационной зависимости Я. И. Драбкина в виде Л?® = &(%) • К'°, где К" = С • К (Л), а безразмерная реакция радиального вытеснения - по зависимости А. Д. Изотова Боу = У(%) ■ Ку + ДА/, где' А8оу = 0.

Неопределенность, связанная с точностью формирования траектории устраняется за счет корректировок закономерностей 8ош (х) и ЯсУ (%) с помощью подбора величин С и АБоу. При выборе параметра С, влияющего на во" (%), окончательный результат получается с учетом справочных материалов.

Корректировки закономерностей 8ою (х) и 8оу(%) выполняются на основе эталонной траектории гидродинамически подобного шатунного подшипника дизеля йл^оп апс! НогпэЬу УЕВ Мк 1П, признанного международным эталоном в отладке и совершенствовании многочисленных расчетных программ. По известной эталонной траектории и <$¡(0 устанавливается адекватность траектории ^(0 и £, (0> точность описания которой оценивается дисперсией

адекватности. Рассчитанные траектории по уточненным формулам для Л)® (х) и 8оу(х) представлены на рисунке 5. Уточненные зависимости для вычисления безразмерных реакций, используемых в программе расчета нестационарно нагруженных подшипников имеют вид:

Л/ =(4,5-2,57хм(?Ж2"У, -Щ),

1-Ж2

ЛГ+2

1-Х

V

К^АЗо^К^-

1

Н1) Н^Ф2)

где после уточнений получены значения С=5,559, Д&э = 5.

1

/ /У-(/У \

/ ¿Ы

<)2£

Рисунок 5 - Уточнение модели расчета по эталонной траектории центра вала в шатунном подшипнике дизеля УЕВ Мк III

Общий поток смазки через элементы подшипникового узла рассматривается как сумма четырех составляющих. Первая - 61 = рассчитывается по модели Д. Холланда с учетом формирования нагруженной зоны вращением вала, подшипника и линии центров, где ду - безразмерный поток. Составляющие 0,г и бз - через ненагруженную зону и маслораздаточные элементы рассчитываются по безразмерным потокам д2 и д3, как в стационарно нагруженных подшипниках. Составляющая (24=0,5ц/1с12(с1%/Ж)д4, является результатом радиального перемещения вала в подшипнике и, в условиях отсутствия разработанных рекомендаций, принимается модель потока одинаковой интенсивности во всех направлениях, то есть д4 =0,5, что позволяет сбалансировать между собой параметры тепловыделения и потоков смазки по модели Д. Холланда.

В третьей главе «Установки для экспериментальных исследований, методы, оценка точности измерений и сходимости опытных и теоретических результатов» представлены испытания дизеля 44 7,6/8, проведенные в моторном боксе, оборудованном в соответствии с ГОСТ 14846-81. Интенсивность изнашивания элементов конструкции оценивалась по микро-метражным картам за 372 и 510 моточасов работы дизеля на безотказность в условиях стендовых испытаний. Состояние исследуемых поверхностей приведено на рисунке б.

Эксперименты проведены на установке, рисунок 7, содержащей две основные системы: измерения приращения температуры АТ и потока смазки , прокачиваемой через шатунный подшипник. ЛТ определялось с помощью дифференциальной батареи термопар из 16 спаев — 8 «холодных» и 8

Рисунок б - Состояние поверхностей подшипникового узла при наработке 510 моючасов с шатуном первого вариант: риски, царапины, нашры, выкрашивания, отслоения, нагортовки

Рисунок 7 - Маслоснабжепие и регистрация температур в подшипниковом узле: 1 - термометр; 2 - манометр; 3 - муфта токосъемника; 4 - токосъемник; 5 - потенциометр шлейфовый; 6 - термостат; 7 - расходомер; 8 - дроссели; 9 - холодильник масла; 10 - нагреватель масла; 11 - насос маслооткачки; 12 - регистратор маслопотока (частотомер); 13 - фильтр; 14 - сальник-отбойник коренного подшипника, специальный; 15 - насос маслоподачи; 16 - патрубок отводящий; 17 - сальник коренного подшипника, штатный; 18 - вал коленчатый; 19 - подшипниковый узел; 20 - шатун; 21 - плата распайки проводников; 22 - «холодный» спай; 23 -зашатунные объемы, «горячий» спай; 24 - расходомер

«горячих». Все «холодные» спаи размещаются в маслоподводящем канале 22,

термоэлектродные проводники выводятся к плате 21 для распайки. «Горячие» спаи размещаются в за шатунных объемах с равномерным шагом по поверхности шатунной шейки. За шатунные объемы 23 представляют собой каналы практически прямоугольного сечения, ограниченные с обеих сторон торцами вкладышей и щек коленчатого вала, в них циркулирует постоянно обновляющаяся смазка на выходе из подшипника. Термопары из хромель-копелевых термоэлектродных проводников диаметром 0,3 мм в хлопчатобумажной изоляции предварительно укладывались в блок в виде ленты, в соответствии с рисунком 8, при многократном проклеивании и выдержке в сушильном шкафу. Спаи термопар («головки») фиксируются в несколько приподнятом состоянии над лентой.

Рисунок 8 - Блок-лепта «горячих» спаев термопар (размеры в мм)

Сигналы от термопар поступают к двенадцатиканальному самописцу модели Р-12Т НСЖ1ВА,. диапазоны измерений от 0 до 5, 10, 100 мВ, точность ± 0,5 % полной шкалы, ширина ленты самописца 250 мм, скорость протяжки

Г

Мг-Вт

1.05

0.95

1 Т°С

1000 2000 3000 4000 мин'1 Рисунок 9 - Экспериментальные результаты параметров характеризующих тепловыделение на режимах принудительной прокрутки вала: ДК- а а а; П23 - х х *

15, 30, 60, 150, 300 мм/мин.

Потоки смазки оценивались с помощью расходомеров типа ТДР с производительностью 10, 30, 60, 100 грамм в секунду в зависимости от диапазонов измерений с приведенной погрешностью ±1 %, частота выходного сигнала на верхнем пределе измерений 250 Гц.

Оценка точности тепловыделения производится по рекомендациям методики расчета результирующей погрешности косвенных измерений и составляет от ±2 до ±8 %.

На рисунке 9 приведены экспериментальные и расчетные результаты, отличающиеся наибольшими отклонениями по параметру /*, характеризующие тепловыделение в шатунном подшипнике дизеля на режиме принудительной прокрутки вала ДК и Я23.

В четвертой главе «Анализ и оценка результатов расчетов, экспериментов, конструкторских решений» характеристикой режима трения служит отношение тепловыделения из опытов к полученному расчетным путем для условий жидкостного трения, то есть /г =Ы°" /И? при одинаковых закономерностях нагружения.

Интенсивность изнашивания при существенном повышении уровня тепловыделения в поток смазки за 510 стендовых моточасов составляет для верхних шатунных вкладышей около 37-10"3мкм/час, для нижних- 17-10~3мкм/час и сопровождается появлением растрескиваний, рисок, царапин, натиров, выкрашиваний, отслоений, нагортовок.

На нагрузочных режимах, рисунок 10, относительное тепловыделение /*

Рисунок 10 - Экспериментальные результаты параметров, характеризующих тепловыделение на нагрузочных режимах: Ре=100% - ♦ ♦ ♦; Ре=50% - Ж Ж Ж; Ре=0%-их

увеличивается скачком от 1,5 до 3 раз на холостом ходу и частичной нагрузке.

г

л

с

? -I.

ч

«ь:. Л У ~ -Ч;

Рисунок 11 - Модернизация конструкции кривошипной головки шатуна (цифрами обозначены номера вариантов)

5 10 20 30 усилие, кН Рисунок 12 - Овализация кривошипной головки: —— - перпендикулярно оси шатуна;

----вдоль оси шатуна; ооо - 1 вариант;

х х х - 2 вариант шатуна

При переходе на полную нагрузку отмечается рост /т* скачком от 2 до б раз, в зависимости от скоростного режима работы. Также наблюдается снижение работоспособности подшипника в режиме смешанного трения с шатуном первого варианта от 3 до 5,5 раз, рисунок 11.

Экспериментально установлено, что работоспособность шатунов первого и второго конструктивных вариантов определяется жесткостью кривошипной головки, оцененной по ее овализации, рисунок 11 и 12.

Эксплуатационные испытания в условиях ФГУП НЕСТБ «Парсек» и кафедры «Тепловые двигатели» ТГУ дизеля 44 8,2/8,4 с шатунами второго варианта показали удовлетворительный уровень работоспособности и небольшие резервы по жесткости. В варианте 3, рисунок И, сохранены имеющиеся конструктивные преимущества и увеличены резервы по жесткости без роста материалоемкости, что увеличивает наработку до предельного состояния в рабочих процессах с повышенным уровнем давления газов в цилиндре (например, наддув).

Расчетом установлено, что в режиме жидкостного трения тепловыделение пропорционально квадрату частоты вращения вала. В меньшей степени оно зависит от нагрузки на двигатель, рисунок 13. Так, при л = 4800 мин-1 разница в тепловыделении в зависимости от нагрузки составляет около 12 %, при п = 3000 мин-1 - 26 %, при п = 1000 мин"1 - 70 %.

Закономерности изменения параметров по их мгновенньм значениям, от угла поворота коленчатого вала представлены на рисунках 14,' 15 и 16, где взаимно сбалансированы (взаимосогласованы) параметры потока смазки Q, приращение ее температуры АТ и приведенного коэффициента трения /.

Предложенная модель учитывает (методом исключения источника) тепло-подвод через стенки камер сгорания (грани ротора) в подшипник РГ1Д.

Рисунок 13-Расчеттепловыделения по модели Ыг в шатунном подшипнике дизеля: ДК-х х х;ЯР-* * *;Л23-• • Ре—0% — а а А;Ре=50%-и ■ я-,Ре=Ю0%- ♦ ♦ ♦

составляющие

Рисунок 16 - Относительный зазор в слое^, приращение температуры прокачиваемой смазки Д Т, приведенный коэффициент трения /

Установлено, что среднебалансовое повышение температуры смазки от 3 до 5 раз больше, чем тепловыделение, обусловленное жидкостным трением.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1 Получены аналитические зависимости математического моделирования тепловыделения и потоков смазки для нестационарных режимов нагружения подшипников скольжения, работающих в режиме жидкостного трения, наиболее полно согласующиеся с результатами экспериментов.

2 Предложенная расчетная модель, основанная на теории гидродинамических и тепловых процессов в подшипниках скольжения ДВС отличается возможностью оценки параметров тепловыделения в зависимости от времени или угла поворота вала.

3 Разработаны методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов в нестационарно нагруженных подшипниках скольжения с жидкостным трением и учетом внешнего теплового баланса, которые позволяют обработать экспериментально полученные результаты по значениям приращений температуры смазки, прокачиваемой через подшипник. Выявлено, что приращение температуры смазки в роторном подшипнике РПД складывается из тепловыделения от трения в слое и теплопередачи от рабочего тела к роторному подшипнику через элементы его конструкции. Величина последней составляющей от 3 до 5 раз больше тепловыделения, обусловленного жидкостным трением.

4 Экспериментальным путем установлены взаимосвязи между жесткостью кривошипной головки шатуна, тепловыделением в поток прокачиваемой смазки и интенсивностью изнашивания вкладышей, позволяющие прогнозировать уровень работоспособности (наработку до предельного состояния) шатунного подшипникового узла в условиях роста максимального давления в цилиндре.

5 Результаты расчетов по математическим зависимостям потоков смазки, прокачиваемой через элементы подшипникового узла удовлетворительно согласуются с результатами опытов:

- на режимах нагружения шатунных подшипников близких к стационарным ДКи П23 наибольшие отклонения (()оп - <2р)/(2ап • 100% составляют от 2 до 16 % и наблюдается тенденция его увеличения с ростом частоты вращения вала;

- на нагрузочных режимах двигателя указанные отклонения составляют от минус 2 до плюс 31 %, и отмечается устойчивая тенденция роста потока смазки с увеличением уровня динамичности приложения нагрузки;

- расчетное тепловыделение в поток смазки, прокачиваемой через шатунный подшипник на режимах, имитирующих условия нагружения близких к стационарным (ДК, П23) и полученное из опытов отличаются между собой от минус 5,6 до плюс 3,7 % то есть наибольший разброс /* = Ы°п / И? в режиме жидкостного трения составляет от 0,944 до 1,037;

- для стационарного, установившегося, равновесного режима работы двигателя параметр /т удовлетворительно характеризует степень отклонения смешанного режима трения от жидкостного в подшипниковом узле.

6 Разработанная расчетно-экспериментальная методика оценки тепловыделения в поток смазки внедрена в практику конструкторской деятельности подраздлений УВД и СКБ РОД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ». Она позволяет оценить эффективность предлагаемых конструкторских, эксплуатационных мероприятий с позиций увеличения наработки подшипникового узла до предельного состояния в реальных условиях нагружения.

7 Предложена к внедрению конструкция модернизированного шатуна с повышенной жесткостью кривошипной головки без увеличения материалоемкости на эти цели, способная обеспечить более высокую наработку до предельного состояния шатунного подшипника при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС.

Основное содержание диссертации опубликовано в работах

1. Родионов В.А., Дзюбан А. М. Оценка работоспособности шатунных подшипников опытного дизеля 44 7,6/8 // Двигателестроение.-1985.-№10.-С. 54-56.

2. Дзюбан А. М. Исследование режимов трения в подшипниках двигателя 44 7,6/8 // Тез. докл. Всесоюзной научной конференции "Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых систем и на новых топливах". МВТУ им. Н.Э. Баумана, 23-25 сент. 1987 г. - М.: 1987. -С. 12.

3. Дзюбан А. М. Повышение несущей способности подшипников скольжения и подача масла к цилиндропоршневым группам (ЦПГ) ДВС // Сборник трудов АМИ, вестник №3 (Всероссийской научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", 22-23 мая 2003 г. ТГУ. - Тольятти: 2003 - С. 185-188.

4. A.c. 902126 СССР, М.Кл. H 01R 39/00. Токосъемное устройство ротор-но-поршневого двигателя / В. А. Родионов, А. М. Дзюбан, А. А. Полозов и

Г. М. Баранова (СССР), - 2913692/24-07; Заявлено 21.04.80; Опубл. 30.01.82, Бюл. №4 - Зс.: ил.

5. Родионов В. А., Дзюбан А. М., Полозов А. А. Методика исследования теплового состояния ротора роторно-поршневого двигателя // Двигателестрое-ние-1983.-№ 2.-С. 20-22.

6. A.c. 1112453 СССР, М. Кл. H 01R 39/00. Токосъемное устройство роторно-поршневого двигателя / В. А. Родионов, А, М. Дзюбан, А. А. Полозов (СССР), - 3552015/24-07; Заявлено 15.02.83; Опубл. 07.09.84, Бюл. №33 - 5с.: ил.

7. Дзюбан А. М., Ситников В. Н. Моделирование движения вала при оценке запаса несущей способности нестационарно нагруженных подшипников скольжения по тепловыделению // Информационные технологии в науке , проектировании и производстве. Материалы десятой Всероссийской научно-технической конференции 23 декабря 2003 г. - Н. Новгород, 2003. - С. 6-9.

8. Дзюбан А. М. Повреждения поверхностей шатунных вкладышей опытного дизеля 44 7,6/8 и конструктивная жесткость кривошипной головки шатуна // Объединенный научный журнал.-2003.-№29.-С.4-7.

9. Дзюбан А. М., Ситников В. Н. Построение структуры, взаимодействие элементов и возможности программы теплового и гидродинамических расчётов подшипников скольжения ДВС // Объединенный научный журнал.-2003.-№29.-С.7-10.

10. Дзюбан А. М., Скирков Н. Д., Ситников В. Н. Траектория центра вала в нестационарно нагруженном подшипнике скольжения // Сборник трудов АМИ, вестник №4 (Всероссийской научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", 26-28 мая 2004 г. ТГУ). - Тольятти: 2004 - С. 183-189.

11. Дзюбан А. М., Ситников В. Н. Тепловыделение в смазочный слой нестационарно нагруженного подшипника скольжения // Сборник трудов АМИ, вестник №4 (Всероссийской научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", 26-28 мая 2004 г. ТГУ). -Тольятти: 2004 - С. 78-83.

12. Дзюбан А. М., Гордеев В. Н., Неньков П. Н., Ситников В. Н. Регулятор температуры масла в установке для теплобалансовых испытаний подшипников скольжения ДВС // Сборник трудов АМИ, вестник №4 (Всероссийской научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", 26-28 мая 2004 г. ТГУ). - Тольятти: 2004 - С. 31-35.

Алексей Михайлович Дзюбан

ПОВЫШЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ДВС ПО ХАРАКТЕРИСТИКАМ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ В СМАЗКУ

Автореферат

Подписано в печать 12.11.2004. Формат 60x84/16. Печать оперативная. Усл.п.л. 1,25.Уч.-изд.л. 1,16. Тиран« 110 экз.

Тольяттинский государственный университет. Тольятти, Белорусская, 14.

РНБ Русский фонд

2QQ7-4 14068

■ <

19 f\ШЩу

Введение.

Глава 1. Анализ расчетных моделей оценки интенсивности тепловыделения в подшипниках скольжения с жидкостным трением.

1.1 Расчетные модели оценки тепловыделения в смазку подшипников скольжения.

1.2 Теплоотвод от подшипников скольжения с жидкостным трением.

Выводы.

Глава 2. Математическое моделирование, расчет тепловыделения и потоков смазки в подшипниках с жидкостным трением.

2.1 Тепловыделение в смазочный слой нестационарно нагруженного подшипника.

2.2 Формирование траектории центра вала в нестационарно нагруженном подшипнике скольжения.

2.3 Расчет потоков смазки через элементы подшипника скольжения.

2.4 Построение структуры, взаимодействие элементов и возможности программы теплового и гидродинамического расчетов подшипников скольжения ДВС.

Выводы.

Глава 3. Установки для экспериментальных исследований, методы, оценка точности измерений и сходимости опытных и теоретических результатов.

3.1 Установка для экспериментальной оценки тепловыделения в поток смазки подшипника.

3.2 Оценка результирующей погрешности измерений тепловыделения в смазку шатунного подшипника.

3.3 Анализ опытных и теоретических результатов оценки тепловыделения, их сходимость для условий жидкостного трения.

3.4 Дополнительные установки и устройства для экспериментальных исследований.

Выводы.

Глава 4. Анализ и оценка результатов расчетов, экспериментов, конструкторских решений.

4.1 Повреждения поверхностей шатунных вкладышей опытного дизеля.

4.2 Анализ характеристик тепловыделения, полученных расчетами и экспериментами.

4.3 Модернизация конструкции элементов шатуна двигателей с увеличенным давлением газов в цилиндре.

Выводы.

Подшипниковые узлы скольжения, работающие в режиме жидкостного трения, считаются высокоресурсными элементами конструкции машин и применяются в обрабатывающих станках, турбинах, двигателях внутреннего сгорания, других механических устройствах. Успехи гидродинамической теории смазки, ее практическое использование обусловлены теоретическими и экспериментальными исследованиями О. Рейнольдса, Н. П. Петрова, Э. Фальца, М. В. Коровчинского, Н. В. Крагельского, Д. Холланда, Ф. Мартина, И. С. Захарова, В. Ф. Эрдмана, В. А. Воскресенского, В. И. Дьякова, А. Д. Изотова, Я. И. Драбкина и других. Созданные подшипники работают в тяжелых условиях нестационарного нагружения, тем не менее, в расчетных моделях остается проблемным учет влияния закономерностей нагружения, силовых и тепловых деформаций, взаимного расположения постелей, биения шеек многоопорных валов, жесткости опор, шероховатости взаимодействующих поверхностей.

Несбалансированный выбор одного из указанных факторов приводит к снижению работоспособности, то есть наработки подшипникового узла до предельного состояния, оцениваемого по максимально допустимому диаметральному зазору в соответствии с техническими условиями завода. Так, в ходе стендовых испытаний в опытной комплектации элементов конструкции дизеля 44 7,6/8 установлено, что в шатунных подшипниках выделяется повышенное количество теплоты в поток смазки. При выходе на номинальный режим работы температура масла в поддоне достигает 130° С за малый промежуток времени, наработка до предельного состояния вкладышей снижается от 3 до 5,5 раз, хотя, в целом, максимальная нагрузка на антифрикционный слой не превышает допустимого значения.

В процессе разработки мероприятий по увеличению работоспособности высоконагруженных подшипниковых узлов и принятия конструкторских решений необходим синтез результатов расчетных и экспериментальных методов. При этом интенсивность тепловыделения в поток смазки определяется экспериментально, а доля жидкостного трения оценивается с достаточной степенью точности расчетным путем.

Анализ показывает, что в существующих исследованиях недостаточно полно разработаны физические и математические модели процессов формирования потоков смазки через элементы подшипникового узла скольжения и тепловыделения для нестационарных условий нагружения, что является актуальной научно-технической задачей.

Повышение работоспособности подшипников скольжения ДВС на основе предложенных конструкторских решений по сбалансированным между собой количественным показателям оценки тепловыделения и потока прокачиваемой смазки, полученных по математической модели и найденных из экспериментов, является целью настоящей работы.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие основные задачи:

- получить на основе математического моделирования функциональные зависимости расчета потоков и тепловыделения в смазку, прокачиваемую через подшипник скольжения для условий нестационарных режимов нагружения, наиболее полно согласующихся с результатами экспериментов;

- разработать методики и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженного подшипника скольжения жидкостного трения с учетом его внешнего теплового баланса;

- спроектировать и изготовить установку, оснастить ее датчиками, измерительной аппаратурой для экспериментальных исследований процессов формирования потоков и тепловыделения в жидкостный слой между поверхностями скольжения шатунных подшипников, выполнить исследования по специально разработанной методике;

- получить экспериментальным путем соотношения между параметрами, влияющими на уровень работоспособности (наработку до предельного состояния) подшипников при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС;

- обосновать конструкторские решения элементов подшипниковых узлов ДВС, обеспечивающих повышенный уровень их работоспособности;

- внедрить результаты исследований в практику конструкторской деятельности УПД, СКБ РПД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ».

Методы исследования базируются на применении теории формирования несущей способности и поля касательных напряжений (трения) для гидродинамического, ламинарного, тонкого слоя вязкой (ньютоновской) жидкости; математическом и физическом моделировании, экспериментальной оценке тепловыделения в поток смазки.

Научная новизна работы заключается в обосновании технических решений повышения работоспособности подшипников скольжения ДВС на основе выбора комплекса их характеристик, полученных расчетным и экспериментальным путем. В работе получены следующие новые научные результаты:

- теоретически установлены и экспериментально подтверждены наиболее полно согласующиеся функциональные зависимости, устанавливающие сбалансированные взаимосвязи между параметрами потока и тепловыделения в смазочный слой подшипников скольжения при нестационарном режиме на-гружения;

- разработаны методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженных подшипников скольжения жидкостного трения с учетом внешнего теплового баланса;

- в математических моделях нестационарно нагруженных подшипников предлагается использовать приведенные параметры: усилие трения, коэффициент сопротивления вращению, коэффициент трения.

Практическая ценность и реализация результатов работы:

- предложена конструкция модернизированного шатуна с увеличенной жесткостью кривошипной головки в условиях ограниченного оперативного пространства, рекомендовано увеличение момента инерции сечений относительно оси изгиба, что обеспечивает более высокую наработку до предельного состояния шатунного подшипника при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС, причем результат достигается без роста материалоемкости на эти цели;

- разработано и доведено до практического применения токосъемное устройство РПД, защищенное двумя авторскими свидетельствами;

- внедрена в практику конструкторской деятельности подразделений УПД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ» методика экспериментального определения тепловыделения в смазочный слой шатунного подшипника коленчатого вала ДВС, переданы экспериментальные результаты по температурному состоянию элементов коренных и роторного подшипников и действующий образец токо-съемного устройства РПД для СКБ РПД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ».

Достоверность результатов обосновывается использованием математических зависимостей, доказанных в гидродинамической теории смазки; применением проверенных средств измерений (термометрирование, измерение потоков жидкости); в условиях стендовых испытаний - безусловное выполнение процедуры выхода на точку измерений, где режим работы двигателя характеризуется как стационарный, установившийся, равновесный в течение достаточно длительного времени.

На защиту выносятся

1 Математические модели оценки тепловыделения и потоков смазки, основанные на физических представлениях формирования несущей способности и поля касательных напряжений (жидкостного трения) в слое смазки нестационарно нагруженных подшипников скольжения.

2 Методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов нестационарно нагруженных подшипников жидкостного трения с учетом внешнего теплового баланса.

3 Комплекс параметров, характеризующих интенсивность тепловыделения в смазочный слой, в условиях нестационарного нагружения, приведенных к одному, конкретному, перемещению элемента подшипникового узла: вращению вала, или - подшипника, или - линии центров (приведенные: усилие трения, коэффициент сопротивления вращению, коэффициент трения).

4 Взаимосвязи между параметрами, влияющими на уровень работоспособности подшипников ДВС, установленные экспериментальным путем.

5 Конструкторские решения по кривошипной головке шатуна, способствующие увеличению наработки шатунного подшипника до предельного состояния в несколько раз при росте максимального давления в цилиндре ДВС.

Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, библиографического списка из 132 наименований, изложена на 140 страницах машинописного текста, содержит 54 рисунка, 1 приложение.

ВЫВОДЫ

1 Повреждения антифрикционного слоя вкладышей наблюдаются не как следствие их перегрузки, а как результат недостаточной жесткости постелей под вкладыши. Отмеченное полностью справедливо и для коренных подшипниковых узлов.

2 Экспериментально установлена связь между наличием повреждений, интенсивностью изнашивания слоя вкладышей, тепловыделением в смазку и жесткостью кривошипной головки шатуна в условиях повышенного уровня давления газов в цилиндрах ДВС.

3 Предложен путь модернизации кривошипной головки шатуна, отличающейся обеспечением повышенной работоспособности шатунного подшипника без роста материалоемкости на эти цели.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований определены источники повышенного тепловыделения в систему смазки дизеля 44 7,6/8, к ним, в частности, относятся шатунные подшипники при комплектации с шатунами первого конструктивного варианта. В этих условиях наработка подшипников до предельного состояния уменьшается в 3.5,5 раз.

Сформулированы и выполнены задачи исследования, к которым относятся получение функциональных зависимостей, разработка методики и программного обеспечения, изготовление экспериментальных установок для оценки характеристик тепловыделения в смазку, а также обоснование конструкторских решений, обеспечивающих повышенный уровень работоспособности подшипников скольжения.

Получены следующие результаты и выводы

1 Получены аналитические зависимости математического моделирования тепловыделения и потоков смазки для нестационарных режимов нагружения подшипников скольжения, работающих в режиме жидкостного трения, наиболее полно согласующиеся с результатами экспериментов.

2 Предложенная расчетная модель, основанная на теории гидродинамических и тепловых процессов в подшипниках скольжения ДВС, отличается возможностью оценки параметров тепловыделения в зависимости от времени или угла поворота вала.

3 Разработаны методика и программное обеспечение теплового и гидродинамического расчетов в нестационарно нагруженных подшипниках скольжения с жидкостным трением и учетом внешнего теплового баланса, которые позволяют обработать экспериментально полученные результаты по значениям приращений температуры смазки, прокачиваемой через подшипник. Выявлено, что приращение температуры смазки в роторном подшипнике РПД складывается из тепловыделения от трения в слое и теплопередачи от рабочего тела к роторному подшипнику через элементы его конструкции. Величина последней составляющей от 3 до 5 раз больше тепловыделения, обусловленного жидкостным трением.

4 Экспериментальным путем установлены взаимосвязи между жесткостью кривошипной головки шатуна, тепловыделением в поток прокачиваемой смазки и интенсивностью изнашивания вкладышей, позволяющие прогнозировать уровень работоспособности (наработку до предельного состояния) шатунного подшипникового узла в условиях роста максимального давления в цилиндре.

5 Результаты расчетов по математическим зависимостям потоков смазки, прокачиваемой через элементы подшипникового узла удовлетворительно согласуются с результатами опытов: на режимах нагружения шатунных подшипников близких к стационарным ДА" и П23 наибольшие отклонения (Qon - QP)/ Qon -100% составляют от 2 до 16 % и наблюдается тенденция ИХ увеличения с ростом частоты вращения вала; на нагрузочных режимах двигателя указанные отклонения составляют от минус 2 до плюс 31 % и отмечается устойчивая тенденция роста потока смазки с увеличением уровня динамичности приложения нагрузки; расчетное тепловыделение в поток смазки, прокачиваемой через шатунный подшипник на режимах, имитирующих условия нагружения близких к стационарным (ДК, П23) и полученное из опытов, отличаются между собой от минус 5,6 до плюс 3,7 %, то есть наибольший разброс f* — N°n /N^ в режиме жидкостного трения составил от 0,944 до 1,037; для стационарного, установившегося, равновесного режима работы двигателя параметр fT = N°n / Nf удовлетворительно характеризует степень отклонения смешанного режима трения от жидкостного в подшипниковом узле.

6 Разработанная расчетно-экспериментальная методика оценки тепловыделения в поток смазки внедрена в практику конструкторской деятельности подраздлений УПД и СКБ РПД НТЦ ДТР ОАО «АВТОВАЗ». Она позволяет оценить эффективность предлагаемых конструкторских, эксплуатационных мероприятий с позиций увеличения наработки подшипникового узла до предельного состояния в реальных условиях нагружения.

7 Предложена к внедрению конструкция модернизированного шатуна с повышенной жесткостью кривошипной головки, без увеличения материалоемкости на эти цели, способная обеспечить более высокую наработку до предельного состояния шатунного подшипника при увеличении максимального давления в цилиндре ДВС.

Апробация работы

Основные положения представлены и доложены на: Всесоюзном межотраслевом научно-техническом симпозиуме «Современные проблемы кинематики и динамики ДВС», Волгоград, 1984 г.; научно-технических конференциях по итогам госбюджетных и хоздоговорных работ ТолПИ, Тольятти, 1984 и 1985 г.; Всесоюзной научной конференции «Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых систем и на новых топливах», Москва, МВТУ им. Баумана, 1987 г.; Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», Тольятти, 2003 г.; Всероссийской научно-технической конференции «Информационные технологии в науке, проектировании и производстве», Н. Новгород, 2003 г.; Всероссийской (с международным участием) научно-технической конференции "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", Тольятти, 2004 г. На ВДНХ СССР экспонировалось токосъемное устройство РПД, свидетельство № 13186, 03.08.1983 г.; натурный образец отмечен серебряной и бронзовой медалями.

По результатам выполненных исследований опубликовано 12 печатных работ, в том числе, два авторских свидетельства на изобретения.

1. A transient thermohydrodynamic analysis including mass conversing cavitation for dynamically loaded journal bearings / Paranjpe Rohit S., Han Taeyoung // Transactions of the ASME: Journal of Tribology. 1995 .- 117 , №3. - C.369-378 .

2. Anwendung eines elastohydrodynamischen Verfahrens zur Berechnung von Kurbeltriebslagern / Krasser Jurgen, Laback Otto, Loibnegger Bernhard, Priebsch Hans. // Motortechnische Zeitschrift 1994.-55, № 11. - C. 656-658.

3. A study of oil flow and temperature in journal bearings / Hashizume Katsuyuki, Kumada Yoshio // SAE Technical Paper Series. 1991. - № 910160.1. C. 1-9.

4. Automotive engine bearing damage // Automot. Repair and Remanuf. -1989. 7, № 1.- C. 5-12 (РЖ ДВС, 1990, 4.39.18. Повреждения подшипников скольжения автомобильных ДВС).

5. Анализ причин эксплуатационных разрушений шатунных вкладышей двигателей КамАЗ-740. Денисов А.С., Кулаков А.Т.- Двигателестроение, 1981, №9, с. 37-40.

6. А.с. 902126 СССР, М.Кл. Н 01R 39/00. Токосъемное устройство роторно-поршневого двигателя / В. А. Родионов, А. М. Дзюбан, А. А. Полозов и Г. М. Баранова (СССР), 2913692/24-07; Заявлено 21.04.80; Опубл. 30.01.82, Бюл. №4 - Зс.: ил.

7. А.с. 1112453 СССР, М. Кл. Н 01R 39/00. Токосъемное устройство роторно-поршневого двигателя / В. А. Родионов, А. М. Дзюбан, А. А. Полозов (СССР), 3552015/24-07; Заявлено 15.02.83; Опубл. 07.09.84, Бюл. №33 - 5с.: ил.

8. Адлер Ю. П., Маркова Е. В., Грановский Ю. В. Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий. Изд. второе перераб. и допол. М.: Наука, 1976-254с. ил.

9. Berechnung von Motoren-Gleitlagern unter Berucksichtigung der Deformation / Knoll Gunter, Backhauls Kotja, Lang Jochen, Wilhelm Klaus // Motortechnische Zeitschrift.-1998.-59, № 10.- C.652-656.

10. Bearing development for high sheed diesel // High Speed Diesel and Drives.- 1991.- 10, № 1. C. 43-44.

11. Богданов Б.И., Захаров Н.И. Совершенствование подшипниковых узлов ДВС // Двигателестроение.- 1991.-№5.- С. 46-50.

12. Булюк Н.Г. Тепловой расчет подшипников скольжения с микроканалами на поверхностях трения валов // Трение и износ. 1988. Т. 9, №6. С. 1007-1018.

13. Booker J. F. Dynamically Loaded Journal Bearings Mobility Method of Solution. J. Basic Engg., Trans ASME Series D, 1965, 187, 537.

14. Booker J. F. Design of Dynamically Loaded Journal Bearings. Fundamentals of the Design of Fluid Film Bearings (ASME 1979).

15. Влияние условий трения и смазки на усталостную прочность биометаллических подшипников коленчатого вала дизеля // Двигателестроение.-1990.-№

16. Воскресенский В.А., Дьяков В.И. Расчет и проектирование опор скольжения (жидкостная смазка): Справочник. М.: Машиностроение, 1980. -224 с.

17. Воскресенский В.А., Дьяков В.И., Зиле А.З. Расчет и проектирование опор жидкостного трения: Справочник. М.: Машиностроение, 1983. — 232 с.2.-С. 44-45,62,64.

18. Welsh W.A. and Booker J.F. Dynamic Analysis of Engine Systems. Proc. 9th Leeds-Lyon Symposium on Tribology, Leeds, September 1982 (Butterworths, 1983).

19. Григорьев М.А., Бабкин Г.А., Липгарт Т.П. Смазка подшипников коленчатого вала автомобильного двигателя // Двигателестроение.- 1991.- №1.-С. 24-27.

20. Гаевик Д.Т. Подшипниковые опоры современных машин. М.: Машиностроение, 1985. 248 с.

21. Гидродинамический и тепловой расчет подшипников коленчатого вала поршневого двигателя/ С.М. Захаров, В.Ф. Эрдман. Вестник машиностроения, 1978, №5, с. 25-28.

22. Grankshaft bearing materials: development for highly loaded applications / Massey I. D., MacQuarrie N.A., Eastham D.R. // Industrial Lubrication and Tribology.- 1990 42, №6 ,-C. 4-11.

23. Grunthaler Karl-Heinz. Lucchetti Werner. Schopf Eckart // MTZ: Motortechn Gleitlager fur hochste Beanspruchunungen in Verbrennungsmotoren /. Z.-1998.-59.№ 4.-C. 260-264.

24. Gleitlager in modernen Fahrzengmotoren // KFZ.- 1992.-35, №12.-C. 533-539.

25. Gleitlagerschichten im Motorenbau / Pfestor Harald // Galvanotechnik. -1992.- 83, №2,- C. 443-448, 11.

26. Гаврилов К.В. К расчету баланса расхода смазки в шатунном подшипнике коленчатого вала // Труды Международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения» Челябинск: 2003 - С. 22-25.

27. Гидродинамический и тепловой расчет нестационарно нагруженных подшипников двигателей внутреннего сгорания. Драбкин Я.Н., Жилина J1.T.

28. Двигатели внутреннего сгорания. Выпуск 39. Харьков: Вища школа, 1984 - С. 3-11.

29. Goenka Р. К. and Booker J. F. Effect of Surface Ellipticity on Dynamically Loaded Cylindrical Bearings. ASLE-ASME Lubrication Conference, New Orleans, October 1981. Trans ASME: J. Lub. Tech. January 1983, 105, 1-12.

30. Development of new aluminium-zinc-silicon bearings for heavy load applications in uprated engines / Sakamoto Masaaki, Ogita Yukio, Sato Yoshiaki, Tanaka Tadashi // SAE Technical Paper Series. 1990 .-№ 900124,- C.l-10.

31. Development of new aluminum alloy bearings for small-sized diesel engines / Desaki Torn, Kamiya Soji // JSAE Rev. 2000.-21, №1,- C. 143-147 (РЖ ДВС, 2000, 00.09-39.128. Алюминиевые сплавы для коренных и шатунных подшипников).

32. Дзотцоев А.Б., Клибанов E.JL, Буше Н.А. О зависимости момента трения от скорости и нагрузки при триботехнических испытаниях поршневого компрессора // Трение и износ. 1986. Т.7, №6. С. 974-979.

33. Деркаченко В.Г., Ларионов В.А. Влияние условий трения и смазки на усталостную прочность биметаллических подшипников коленчатого вала дизеля // Двигателестроение.- 1990.- №2.- С. 44-45.

34. Дзюбан А. М. Повреждения поверхностей шатунных вкладышей опытного дизеля 44 7,6/8 и конструктивная жесткость кривошипной головки шатуна // Объединенный научный журнал.-2003.-№29.-С.4-7.

35. Дзюбан А. М., Ситников В. Н. Построение структуры, взаимодействие элементов и возможности программы теплового и гидродинамических расчётов подшипников скольжения ДВС // Объединенный научный журнал.-2003.-№29.-С.7-10.

36. Jones G. J., Lee С. S. and Martin F.A. Crankshaft Bearings: Advances in Predictive Techniques Incorporating the Effects of Oil Holes and Grooving. AE Tech Symposium (April 1982) AE pic, Cawston House, Rugby, Warwickshire, UK.

37. Jones G.L. Crankshaft Bearings: Oil Flim History. Proc. 9th Leeds-Lyon Symposium on Tribology, Leeds, September 1982 (Tribology of Reciprocating Engines), Butterworths, 1983.

38. Einflub der Ringnutflange auf Tragfahigkeit und Oldurchsatz dynamisch beanspruchter Radialgleitlager / Reischke R., Glaser H. // Kostruktion.- 1990.- 42, № П.- C. 361-365.

39. Experimental analysis of connecting rod bearing seizures in four-cucle gasoline engines / Yamaguchi Yoshinorl, Takesue Masahiko, Maruya Takeshi, Nagashima Takashi // SAE Technical Paper Series. 1989.-№ 892114,- C. 121-128.

40. Effect of operating conditions on fatigue and overlay removal for two kinds of engine crankshaft bearings. Hoshi Mitsuri. "ASLE Trans", 1985, 28, №4, C. 486-492.

41. Entfall der Nut im mittlenen Hauptlager des Motors 4VD 14,5 / 12-1 SRW. Schedwill R. «Kraftfahrzeugtechnik», 1987, №2, 44 46.

42. Закономерность усталостных разрушений подшипников коленчатого вала автотракторных двигателей. Авдонькин Ф.Н. Двигателестроение, 1981, №8, с.54-56.

43. Zuriick in die Zukunft? / Hofer K.// Auto Motor Zubehor.- 1997.- 85, №10.- C.44-45.

44. Zur Berechnung dynamisch beanspruchter Radialgleitlager / Glaser H. // Sb/ 5 Konf. teorii stroji a mech. mezinar. uoasti, Lierec, Zari, 1988. Dil В.- Liberec, 1988.-C. 55-60.

45. Zur Mechanik des Gleitlagers. Teil 2: Verhalten unter periodish veranderlicher Last. Muller Rudolf. «Motortechnische Zeitschrift», 1987, 48, №7-8, 297-302.

46. Захаров C.M., Эрдман В.Ф. Гидродинамический и тепловой расчет подшипников коленчатого вала поршневого двигателя. Вестник машиностроения, 1978, №5, с. 24-28.

47. Investigation of main bearing friction in a diesel engine //Mjura Akinori, Shiraishi Keiji // SAE Technical Paper Series. .- 1989 .-№ 890140.- C.l-9.

48. Исследование температурного состояния вкладышей шатунного подшипника дизеля 12ЧН 21/21/ Ф.Г. Ким, В.М. Гребнев, Н.А. Устинов.-Двигателестроение, 1988, №4, с. 14-15.

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

50. Критерии работоспособности подшипников скольжения коленчатых валов: Докл. Междунар. науч.-техн. конф. "Износостойкость зубчат, передач и подшипников скольжения", Москва, 20-24 окт., 1997 / Захаров С.М., Жаров И.А.//Машиностроитель.-1997.-№ 9.-С.15, 28.

51. Коровчинский М.В. Теоретические основы работы подшипников скольжения. М.: «Машгиз», 1959. - 403 с.

52. Коровчинский М.В. Прикладная теория подшипников жидкостного трения. М.: «Машгиз», 1954. - 186 с.

53. Конструкция и расчет автотракторных двигателей / М.М. Вихерт, Р.П. Доброгаев, М.Н. Ляхов, А.В. Павлов и другие; под. ред. Ю.А. Степанова. -М.: Машгиз, 1957. 604 с.

54. Li Zhanghai jiaotong daxue xuebao = J. Shanghai Jiaotong Univ. .- 1994.28, №5. C. 133-139 (РЖ ДВС, 1995, 11.39.21. Исследование работоспособности подшипников скольжения двигателя).

55. Law В. and Haddock А. К. Prediction of Main Bearing and Crankshaft Loading in Reciprocating Engines, 15th CIMAC Congress, Paris, June 1983 (Advance knowledge of paperprivate communication Parker G., Perkings Engines Ltd).

56. Методы решения уравнений движения в задачах динамики опор коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания / Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Широбоков Н.В. // Вестн. Акад. трасп. Рос. Федерации. -1999.-№ 2.-С. 79-82.

57. Методы повышения работоспособности подшипников коленчатого вала автомобильных дизелей / Анторопов Б.С., Слабов Е.П., Мардалиев Э.Я. // Двигателестроение. 1998. - № 4. -С.25-32,46,47.

58. Maruya Takeshi, Nagashima Takashi // Дзидося гидзюцу= J. Soc. Automot. Eng. Jap.-1990.-44, №4. C. 42-46 (РЖ ДВС, 1.39.55. Исследование причин задира шатунных подшипников).

59. Miura A., Shiraishi К. // Ниссан, дидзеру гихо = Nisson Diesel Technique Revue.- 1988.-№ 50,- C.61-66 (РЖ ДВС, 1989, 1.39.49. Исследование работы коренных подшипников дизелей).

60. Mjura Akinori, Shiraishi Keiji // Дзидося гидзюцу = J. Soc. Automot. Eng. Jap. .- 1988 .- 42, №8 .- C. 1065-1070 (РЖ ДВС, 1989, 7.39.30. Трение в коренных подшипниках мощных дизелей грузовых автомобилей).

61. Measurement of journal center locus in diesel engine bearing. Saki Kunio, Asanabe Sadao, Takahashi Fumiharu, Oyamada Tetsuya, Arai Masayuki. "Mitsubishi Heavy Industrie Technique Revue", 1987, 24, №3, 192-195.

62. Моделирование и анализ работы подшипников коленчатого вала дизеля в системе автоматизированного проектирования. Захаров С.М., Эрдман В.Ф.- Двигателестроение, 1979, №9, с. 19-22.

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

64. Martin F. A. Developments in engine bearing design, Tribology Int., June 1983, 18(3), 148-163.

65. Martin F.A. and Lee C.S. Feed-Pressure Flow in Plain Journal Bearings. ASLE Annual Meeting, Cincinnati, May 1982. (To Be Published in ASLE Transactions July 1983)

66. Новое в применении антифрикционных присадок к моторным маслам за рубежом. Виппер А.Б., Абрамов С.А., Балакин В.И. Двигателестроение, 1982, №4, с.55-56.

67. Neue Gleitlagertechniken fur hohere Lebensdauer / Ederer Ulf G., Kirsch Herbert // Motortechnische Zeitschrift. 1997,- 58, № 7-8. - C. 54-59.

68. Oil film thickness in an elastic connecting-rod bearing: comparison between theory and experiment / Bates T. W., Fantino В., Launay L., Frene J. // Tribology Transactions. .- 1990.- 33,№2.- C.265-266.

69. Особенности анализа работы шатунных подшипников дизелей среднего размера / Жаров И.А. // Вестн. машиностр,- 1999.- № 9.- С. 28-29.

70. Опыт доводки шатунных подшипников тракторных двигателей типа 8ЧВН 15/16/ Ю.В. Рождественский, М.К. Ахтямов, Б.К. Балюк, JI.H. Фалеев,-Двигателестроение, 1988, №8, с.51-53.

71. Оптимизация параметров шатунного подшипника тракторного дизеля / В.И.Суркин, Г.П. Попов Двигателестроение, 1984, №3, с. 41-43.

72. Оценка условий смазки шатунного подшипника дизеля 84 12/12 / Никитин Ю.Н., Шестаков А.А., Валеев Д.Х., Байгузин Н.А., Коротеев С.В. -Двигателестроение, №7, 1987. с. 46-47.

73. Der Olverbrauch des Pleuellagers unter elastohydrodynamischen Bedingungen / Holland Jorn, Schwarze Hubert // Motortechnische Zeitschrift. 1997. - 58, № 3,- C. 156-160.

74. Pleuellager Spitzenbelastungen // Motortechnische Zeitschrift.- 1999.- 60. №6,- C.258.

75. Повышение эффективности алгоритмов расчета выходных параметров сложнонагруженных опор скольжения двигателей транспортных двигателей // Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Широбоков Н.В. // Вестн. Акад. трасп. Рос. Федерации. 1999. - № 2.- С. 82-84.

76. Прогнозирование технического состояния шатунных подшипников двигателей КамАЗ-740. / Данилов И.К. // Эксплуатация современного транспорта. Саратов, 1997.- С. 53-56.

77. Подшипник скольжения : А.с. 1810640 СССР, МКИ5 F 16 С 19/04 / Денисов А.С., Кулаков А.Т., Неустроев В.Е.; Саратовский политехнический институт. № 4268627/27; Заявл. 30.03.87; Опубл. 23.04.93, Бюл. № 15.

78. Plain bearing: Пат. 6357919 США, МПК7 F 1 6 С 33/06. Daido Metal Co., Ltd, Kawachi Toshiaki, Tsuji Hideo, Hideo Ishikawa, Shibayama Takayuki. № 09/583557; Заявл. 31.05.2000; Опубл. 19.03.2002; Приор. 09.06.1999, № 11162347 (Япония); НПК 384/267.

79. Повышение работоспособности шатунных подшипников тракторного дизеля. Попов В.Н., Суркин В.И., Попов Г.П.- Двигателестроение, 1982, №12, с. 3-4.

80. Полидоров А.В., Лебедь В.Т. Тепловой расчет подшипников скольжения методом элементарных тепловых балансов // Трение и износ. 1987. Т. 8, №1. С. 168-172.

81. Польцер Г., Майсснер Ф. Основы трения и изнашивания / Перевод с немецкого О.Н. Озерского, В.Н. Пальянова; Под ред. М.Н. Добычина. М.: Машиностроение, 1984. - 264 с.

82. Das Pleuelhauptlager unter elastohydro / Haller Rudolf, MoBmann Theo // Motortechnische Zeitschrift.- 1996 .- 57, №3 .- C. 172-178 .

83. Радиотелеметрическая система для непрерывного контроля за температурой подшипников шатуна судового дизеля/В.А. Владимиров, Б.В. Одинцов, В.А. Никитин. Двигателестроение, 1986, №11, с.34-35.

84. Reibungs und Verschleibverhalten instatinar belasteter Radialgleitlager / Holler Rudolf, Lehmann Uwe // Motortechnische Zeitscrift.- 1990.- 51, № 7-8.- C. 320-326.

85. Reducing friction losses in automobile engines. Hoshi M. «Tribologie Internationales», 1984, 17, №4, 185-189.

86. Расчет нестационарно нагруженных подшипников ДВС с учетом баланса тепла трения / Д.М. Барлам, Э.М. Гальбац-Кокин Двигателестроение, 1985, №1, с. 13, 28.

87. Расчет потерь трения в подшипниках дизелей на ЭВМ. Изотов А.Д.-Двигателестроение, 1982, №8, с. 11-13.

88. Расчет опорных подшипников скольжения: Справочник / Е.И. Квитницкий, Н.Ф. Киркач, Ю.Д. Полтавский, А.Ф. Савин М.: Машиностроение, 1979. - 70 с.

89. Родионов В.А., Дзюбан А. М. Оценка работоспособности шатунных подшипников опытного дизеля 44 7,6/8 // Двигателестроение.-1985.-№10.-С. 54-56.

90. Родионов В. А., Дзюбан А. М., Полозов А. А. Методика исследования теплового состояния ротора роторно-поршневого двигателя // Двигателестроение-1983.-№ 2.-С. 20-22.

91. Ritchie G. S. The Prediction of Journal Loci in Dynamically Loaded Internal Combustion Engine Bearings. Wear, 1975. 35, 291-297.

92. Рего К.Г. Метрологическая обработка результатов технических измерений: Справочное пособие. Киев: Техшка, 1987. - 128с.

93. Shi Jinyu // Neiranji gongcheng = Chin. Intern. Combust. Engine Eng. -* 1994. 15, № 1. - C. 42-48 (РЖ ДВС, 1994, 9.39.174. Исследование усталостныхразрушений подшипников скольжения ДВС).

94. Сталеалюминиевые вкладыши двигателей ЗМЗ. / Петровский В. И. , Григорьев М. А.// Автомоб. пром-сть. 1991. -№5. -С. 15-17.

95. Совершенствование подшипниковых узлов ДВС / Богданов Б.И., Захаров Н.И. Двигателестроение, №5, 1991. - С. 46-50.

96. Снеговский Ф. П. Расчет и конструирование подшипников скольжения. К.: Техшка, 1974. - 146 с.

97. Tian Jingchun // Qiche Jishu=Automob. Technol.-1996.-№ 11.-C. 47-50 (РЖ ДВС, 1997, 7.39.23. Эллептические подшипники для автомобильных двигателей).

98. Токарь И.Я., Сайчук И.В., Пипин А. А. Тепловой иШгидродинамический расчет осевых подшипников с подводом масла к каждому сегменту //Трение и износ. 1988. Т.9, №1. С. 122-128.

99. Трение, изнашивание и смазка: Справочник. В 2-х кн. Кн.2 / Под ред. И.В Крагельского, В.В. Алисина. М.: Машиностроение, 1979. - 358 с.

100. Ushijima Kenshi, Moteki Katsuya, Kobayashi Yoichi, Aoyama Shunichi ( Nissan Motor Co., Ltd., Nissan Reseach Center, Ntsushima cho 1 Yokosuka City, Kanagawa, 237-8523 Japan). Nikon kikai gakkai ronbunshu. C=Trans. Jap. Soc.

101. Mech. Eng. С. 2000. 66, № 652, с. 4054-4059 (РЖ ДВС, 2000, 01.06-39.23. Исследование потерь на трение в шатунном подшипнике).

102. Yu Aimin, Wang Chengtao // Neiranji gangcheng = Chin. Intern. Combust. Engine Eng. 1994.- 15, № 1. - C.34-41 (РЖ ДВС, 1994, 9.39.176. Машина для испытания на усталость подшипников скольжения).

103. Уменьшение динамичности нагружения шатунных подшипников при использовании поверхностно-активных веществ // Косырев С.П., Ким Ф.Г., Гребнев В.М.//Двигателестроение.- 1990.-№ 3.- С. 43-44, 55, 57, 59.

104. Uberbreites Gleitlager / Schedwill R/ // Schmierungstechnik. 1989.20, № 5.-C. 142-145, 129.

105. Viscosity effects on the dynamic characteristics of an elastic engine bearing. Fantino Bernard, Frene Jean, du Parquet Jacques. «SAE Technical Paper Series. », 1985, №8520746 1-12.

106. Verbundgleitlager mit Aluminiumlagerbegierungsschicht sowie Verfahren und Vorrichtung zur Herstellung von sjlchen Verbundgleitlagern: Заявка 4038139 ФРГ, МКИ5 F 16 С 33/10 / Hodes Erich; Glyco AG.- № 4038139.0; Заявл. 30.11.90; Опубл. 04.06.92.

107. Verfahren zur Verlageeungsbbahnberechnung von Motorenlagern: Vortr. Tag. Umweltbewusste Antrieb stechn: Neue Erkenntnisse und Perspekt., Furth, 15.-16. Sept., 1992/Knoll G., Peeken H., Waltermann H.//VDI-Ber.-1992.-№ 977.- C.121-148.

108. Friction in internal combustion engine bearings. Martin F.A. «Combust. Engines-Reduct. Frict. And Wear. Conf., London, 18-19 March, 1985». London, 1985, 1-17 (РЖ ДВС, 1986, 9.39.55. Трение в подшипниках ДВС).

109. Fantino В., Frene J. and DuParquet J. Elastic Connecting-Rod Bearing with Piezoviscous Lubricant: Analysis of the Steady-State Characteristics. Trans ASME: J. Lub. Tech. April 1979, 101, 190-200.

110. Hochbelastete Gleitlager fiirVerbrennungsmotoren. „ Motortechnische Zeitschrift.", 1988, 49, № 1, 35-36.

111. Holland J. Beitrag zur Erlassung der Schmierverhaltnisse in Verbrennungkraftmaschinen. VDI Forschungsheft, 475, Ausgaber В., 1959, Bd 25. S. 12-66.

112. Hahn H. W. Das zylindrische Gleitlager endlicher Breite unter zeitlich veranderlicher Belastung. Dissertation, TH Karlsruhe 1957.

113. Holmes R. and Craven A. H. The influence of Crankshaft and Flywheel Mass on the Performance of Engine Main Bearings. Proc. 1. Mech. E. Trib. Conv., 1971, paper C63/71.

114. Campbell J., Love P.P., Martin F.A. and Rafique S.O. Bearings for Reciprocating Machinery: A Review of the Present State of Theoretical, Experimental and Service Knowledge. Proc. I. Mech. E, 1967, 182, Part ЗА, 51-74.

115. Экспериментальные исследования упругих и гидродинамических характеристик шатунного подшипника малой относительной длины / Гребнев В.М., Бондаренко Б.Г., Ким Ф.Г. // Двигателестроение .- 1989 .- №4 .- С. 56-57, 61,63.