автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Влияние отклонения от соосности и деформации опор на гидродинамические параметры подшипников скольжения

РГБ ОД ! ! МДР «96

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ГО ВЫСШЕМУ ОБРАЗОВАНИЮ

ВЛАДИМИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Нз правах рукописи

Белобоков Борис Герландович

ВЛИЯНИЕ ОТКЛОНЕНИЯ ОТ СООСНОСТИ И ДЕФОРМАЦИИ ОПОР НА ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

Специальность 05.02.02, - машиноведение и детали машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Владимир 1096

' Работа выполнена во Владимирском государственном техническом университете.

Научный руководитель - т-жтор технических наук,профессор

В.В.Эфрос

Научный консультант - кандидат технических наук,доцент

A.Н.Гоц

Официальные оппоненты - доктор технических наук,профессор

B.В.Морозов

кандидат технических наук Ю.Е.Драган

Ведущее предприятие - АО " Владимирский тракторный завод"

Защита состоится "2 "• о-п/> ел-? 1995 г. в часов на .заседании специализированного совета Д 063.65.01 во Владимирском государственном гехвическом университете по адресу: 600026 г.Владимир, ул. Горького 87, ауд. 211 "X".

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Владимирского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах,заверенные. печатью, просьба направлять по адресу: 600026 г.Владимир, ул. Горького 87, ученому секретарю совета Д 063.65.01.

Ученый секретарь специализированного совета

доктор технических наук,профессор Р.А.Тихомиров

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность теми.Подпипники скольжения,работающие в гид-родинамичесгаэм режиме смазки,применяются во многих отраслях машиностроения.Обладая высокой работоспособностью в широком температурной диапазоне, бесшумностью, способностью воспринимать ударные нагрузки,они являются незаменимыми для шлифовальных станков.прокатных станов,паровых турбин,двигателей внутреннего сгорания (ЛВС). При прочих равных условиях продолжительность як надежной работы определяется правильностью выбора зазора в сопряжении вал - подшипник,величина которого должна определяться с учетом силовых и тепловых деформаций девали, отклонений формы и взаимного расположения постелей в блоке, жесткости спор блока.Последнее особо важно для подшипников ДВС,форсирование которых неизбежно приводит к повышению удельны* нагрузок, в результате чего рабочие толщины масляного слоя СШС) становятся соизмеримыми с суммарной вы' сотой микронеровностей в сопряжении к в ряде случаев вызывают нарушения реяздма редкостного трения, щйшодяцёго к "схватыванию " вала и вгсладшей , их проворот в опорах и выход . двигателя из строя. Однако известные методы расчета гидродинамических пара&гетрой подшипников скольжения в полной мерз учитывать эти факторы не позволяют.

В связи с этим разработка эффективных методов расчета гидродинамических параметров подшипников становится с каждым годом все более актуальной.

Цель исследования. Повышение несущей способности подшипников скольжения на основе выбора рациональных технологических и гидродинамических параметров.

Объект ис&яедоззтт. Коренные подшипниковые узлы на базе дизеля 2ЧЗЮ.5/12 (Д-120) АО "Владимирский тракторный завод".

Лэтода исследования. Представляют собой сочетание расчетных и экспериментальных работ.Расчетные исследования выполнялись на ЭВМ ЕС1036 с помощью программного комплекса по расчету подшипников скольжения,коленчатого вала и напрякен-но-деформированного состояния коренных опор; экспериментальные исследования подшипников с различной конструкцией корен-

.ных опор, вала и вкладышей проводились на безмоторной установке и работающем двигателе.

- Научная новизна заключается в:

- разработке метода расчета гидродинамических параметров подшипников скольжения с учетом деформаций пастели;

- разработке метода расчета многоопорного коленчатого вала и подшипников скольжения, позволяющего учитывать отклонения -от соосности, податливость и деформации опор, обусловленные неравномерным распределением жесткости по контуру опор;

- модернизации программ для ЭВМ, реализующих предложенный метод расчета гидродинамических параметров подшипников сколъкения;

- экспериментальном подтверждении на дизеле 2ЧВ 10.5/12 влияния на толщину масляного слоя в коренных подшипниках конструктивных и технологических параметров опор .вала и вкладышей.

Пра1икчесйая ценность и реализация в ¡фомшлшшасти. Разработанная методика расчета подшипников.скольжения позволяет на стадии проектирования оценить влияние отклонения от соосности и упругой деформации опор с целью повышения несущей способности узла.Результаты проведенных теоретических и экспериментальных исследований используются при проектировании нового оборудования.АО " Автоприбор"-и перспективных дизелей семейства ВТЗ,что позволило повысить несущую способность подшипников.

Результаты исследования переданы для внедрения в промышленность на АО "Владимирский тракторный завод" (АО ВТЗ, г.Владимир), АО "Автоприбор" (1%Владимир).

На защиту выносится:

- метод расчета подшипников скольжения и на этой основе выбор рациональных технологических и гидродинамических параметров подшипников с учетом отклонения от соосности, податливости и деформации опор;

- комплекс практических мероприятий , внедрение которых повышает несущую способность коренных подшипников (на примере дизеля Д-120).

Апробацзя! работа. Основные- результаты работы докладывались на научно-технических конференциях и семинарах: , •

а)на XIV научной конференции Владимирского политехнического института г.Владимир,1987 г.;

б) на Всесоюзной научно-технической конференции "Повьшение эффективности использования автомобильного транспорта и автомобильных дорог в условиях жаркого климата и ' высокогорных районов" г.Ташкент ,1982 г.;

в)на Всесоювной научно-технической конференции "Актуальные проблемы двигатедеслроения" г.Владимир,1S8? г.;

Ина научно-техническом семинаре кафедры "Автомобильный транспорт "г.Владимир,1994 г.;

д)на международной конференции "Концепция развития и высокие технологии индустрии и ремонта транспортных средств" г.Оренбург, 1993 г.;

е)на научно-практическом семинаре "Совершенствование мощ-ностных, экономических и экологических показателей ДВС" г.Владимир,1995 г.

Публккшрз!,По теме диссертации опубликовано 8 работ .

Сбгсм двссертпщт. Диссертация состоит из введения,четырех глав,общих выводов,изложена на 144 .страницах, содеркит 53 рисунка, 2 таблицы»список использованных источников,включаший 158 наименований и 6 приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы и дана еэ общая характеристика.

В первой главе рассмотрено состояние изучаемого вопроса, поставлены цели и задачи исследования.Для этого проведен анализ опубликованных статей,посвященных методам расчету коленчатого вала две,смазки нестационарно-нагруженных подшипников скольжения (ННПС),включая методы расчета напряженно-деформированного состояния (НДС) коренных опор. Расчету коленчатого вала посвящены работы Б.В.Арановича,Л.Д.Котель-ш*кова,К.И.Терещенко,М.Д.Салтыкева,А-Н.Гоцз.В этих работах упругость опор представляется упругостью материала подшипни-

ка,наличие же смазочного слоя между валом и вкладышем во внимание не принимается.С.М.Захаровым выполнена работа по совместному расчету многоопорного вала и подшипников скольжения, но в зтой важной работе подшипники скольжения считаются круглоцилиндрическими.

Разработке методов расчета ННПС,работающих в условиях жидкостной смазки,посвящены работы А.К.Дьячкова, Ы.В.Коров-чинского, В.Н.Прокопьева, С.М.Захарова, И.Я.Токаря, А.И.Бондарева, Д.Ф.Букера,Т.Ллойда,Д.Холланда. Некоторые теоретические разработки,посвященные решению задач гидродинамического расчета подшипников ДВС и определению деформированного состояния.коренных опор,рассматривают только частные случаи нагружения. —

В связи с вышеизложенным в данной работе решаются следующие задачи:

1.Разработка методики расчета многоопорного коленчатого вала с учетом гидродинамики подшипников скольжения.

2.Разработка методики расчета коренных подшипников с учетом деформации опор.

3.Проведение расчетно-экспериментальных исследований влияния отклонения от соосности и распределения жесткости по кок-туру коренных опор на величину коэффициента запаса по,критической толщине масляного слоя в коренном подшипнике.

Вторая глава посвящена разработке методики и алгоритмов расчета подшипников скольжения с учетом отклонения от соосности и деформации опор.

Общая методика состоит из:

- методики расчета сил,действующих на коренные подшипники двигателей внутреннего сгорания;

- методики гидродинамического расчета распределения давления в смазочном слое деформированного подшипника;

- методики расчета напряженно-деформированного состояния коренного подшипника с учетом распределения гидродинамического давления;

- методики расчета коленчатого вала с учетом гидродинамики подшипников скольжения.

В результате расчета определяется коэффициент запаса по критической толщине масляного слоя ^ за цикл работы двигатз-ля.

где Ь^т- наименьшая толщина смазочного слоя за цикл;

Ькр — г?2ВКЛ - критическая' толщина, определяемая суммарной верохозатсстаэ трущихся поверхностей вала и вкладьзза .

1. Методика расчета сил .действующи на коренные подЕшгнк-га двигателей внутреннего сгорания

При получении исходна данных для гидродинамического расчета подшипников скольяения предлагаемая методика дает возможность получить по специально разработанной преграде результаты расчета сгл в систем-?;; коердияат ,связанных ¡саг: о шейкой вала , гак и. с подлгякгяггыи.

Исходными данными для расчета сил являчтея гсоиэгр:псскио параметры кривопипно-сатунного механизма (КЕМ),силы довезши газов и инерции поступательно и зращательно движущихся ыгсс по углу поворота коленчатого вала (п.к.в.),а тачяе центробежные силы инерции.

На первой стадии расчета рассматриваем разрезную схему расчета коленчатого вала. В дальнейших расчетах для определения (уточнения ) нагрузок на коренные опоры . рассматриваем неразрезную схему, основанную на представлении коленчатого вала в виде многооперной статически неопределимой пространственной стержневой системы.Это позволяет оценить влияние -на нагруженность опор их жесткости,' несоосности, положения, вала в пределах зазоров деформированного подшипника.

Для гидродинамического расчета подшипника необходимо пе~ " ревести равнодействующую сил Т и 2, заданную в системе координат, связанной с кривошипом, на составляющие Гх и Гу в

системе координат, свяванной с опорой.в:блоке цилиндров :

Fx » F sin (<?f-,ool.

Fy , - - F cos(ipF-a),

где F =vfz+Z2 - равнодействующая сил, ■ действующих на шейку в данный момент времени; а - угод поворота кризовипа. Угол фр определяется в зависимости от положения составляю щих. 7 и Z следующим оОразоы:

если Т<0 и Z>0, то Фр =2я- <?о; если Т<0 и Z<0, тс f '-я + Фо; если Т>0 и Z<0, то <рр - Фо» где i?o - arctgJT/Zp.

При расчете траектории движения центра вала в подшипнике шовькевия нагрузки задаются на лишаз центров и направление ей перпендикулярное:

Fv-Fx соз v-FySin г; Fw-Fx sin r+ Fy соз г,

где , г - угол поворота подвижной системы координат;

Fv, Fu - проекции вектора внея&гй нагрузки F на подвижные оси V и W.

2.Методика гидродинамического расчета распределения давления в смазочном слое деформированного подшипника.

•Тепловые и механические процессы, происходящие в масляном слое подшипника с учетом деформаций опор скольжения под действием газовых и инерционных сил при работе двигателя, могут бить описаны следующей системой уравнений: . уравнением движения вязкой несжимаемой жидкости Навье-Стокса:

с]|> - 1

- - Ри&с--егас1 р + у V 0; (1)

аь р

уравнением неразрывности потока.дидкости:

- + - +■ - . О; ' (2)

Зх ду дг

уравнением теплового баланса: (ЗТ

рс-= ® + £гах! Т);

с!1

функциональными,зависимостями изменения вязкости масла от

давления и температуры :

М.=ц(р,Т);

векторным равенством мелду внешней нагрузкой и реакцией

смазочного слоя : _ _

Й(Ь)-Ра); (3)

упругими деформациями опор блока (постели подшипнгаса):

б-5(р,<?Д),

где 0 - вектор скорости движения частиц смазки;Гмас- вектор массовых сил; V - оператор Лапласа^ - время;V- коэффициент кинематической вязкости; х,у,г-прямоугольные координаты подшипника Я,р,с- коэффициенты теплопроводности,• Плотности, теплоемкости смазки соответственно;Ф - дксси-лативная функция, ?, -угловая координата произвольной точки поверхности смазочного слоя.

Толщина смазочного слоя в произвольном радиальном сечении. определяется по формуле:

И(ф) + 1 + хсоз(ч»)1, (4)

где Д-радиальный зазор ; х- относительный эксцентриситет. Расчетная схема динамически нагруженного подшипника представлена ка рис. 1.

В расчет введены следующие системы координат: ХО^ - не-поцвийшая система координат, '/(ЗаИ - система,связанная с линией центров и направлением ей перпендикулярным.'

Из уравнений (1) ,,<2) >И) получено уравнение Рейнодьдса в виде:

1 д*р

Е2 дф2 где

1 Зр д2р др

— Т±~—. + — + ¥г--

Й2 дз2 дз

рлРз + 2цаР4,

3 дЬ Ь дф 3 д11

Рг - (-

1 Д 1

и

5ц дф ди дг

(5)

55

Рэ *» Опр("

Зф

- хбХПФ) + 2ХЗ1ПФ

(1г

Л

1-4

¿5 <И

Ох

+ СОЗф -

й2( 1 + ЗССОБф б)3

(

Рис. I. Расчетная схема динамически нагруженного подшипника скользения

Следуя принципу суперпозиции Холландэ, решение уравнения \(5) представим суммой частных решений отдельно с каждым слагаемым правой части:

Р - Рв + Рп-

Граничные условия для решения уравнений (5) имеют вид:

р(<р,2) = 0, р(ф,г) > Рнп . Р(Ф,2) » ро, .

|2»± 1/2 - Is

где рнп - давление насыщенных паров смазки;

з - контур отверстия для подвода смазки. '

В силу периодичесгаго характера процесса на установившихся режимах работы двигателя интегрирование уравнения "(3) выполняется при условии периодичности функций г и л, а также их производных по времени:

Y(t + Хц) = Yt; Y(t + Хц) » T(t);

x(t. + хц)'- xt; x(t + Хц) = x(t),

где хц -.период рабочеги цикла.

3. Методика расчета напряженно-деформированного состояния 4 коренного подшипника с учетом распределения гидродинамического давления

Для расчета напряженно-деформированного состояния постели коренного подшипника применен метод конечных элементов (МКЗ). Аппроксимация коренной опоры осуществляется системой ' плосконапряженных двухмерны., симплекс-элементов,толщина ко- , - торых соответствует толщине опоры на данном участке.Опора~ представлена набором треугольных элементов, соединенных в 995 узлах.Узлы, расположенные на верхнем контуре расчетной схемы, считаются закрепленными от перемещений вдоль осей X и Y. В расчетную схему перегородки входят также конечные эле-

'менты, аппроксимирующие вкладыши коренных подшипников и шпильки крепления торенной опоры.

При задании силоеых граничных условий на, поверхности коренного подшипника используются расчетные данные полей гидродинамических давлений в масляном слое.

Так как гидродинамическое давление по переменной г распределяется по параболе,то модно считать его зависящим только о от величины ф.то есть

Р(Ф,2) =Б*-(9) (б)

и соответственно перейти к плоской задаче, исключив переменную г. Полученная из выражения С В) нагрузка р(ф) прикладывается к узлам расчетного контура коренного подшипника и распределяется в виде кусочно-непрерывной функции в пределах грани 1 - ш треугольного трехузлового симплекс-элемента.

4.Методика расчета коленчатого вала о учетом гидродинамики - подшипников асольжения

Применительно к коленчатым валам автомобильных, тракторных и комбайновых двигателей, полагая, что число цилиндров двигателя 1 < 12 (шестипролетный вал), используется уравнение пяти моментов в матричном виде , "„ '

В? М = " Н1Р - 8, (7)

где Оы - матрица жесткости для шестипролетного вала;

М = {М,} (1= 1 - 5) - вектор-столбец неизвестных опорных моментов;

А\р «{пч> (.*= 1 - 5) - ректор-столбец свободных членов;

8 - вектор-столбец эксцентриситетов шеек вала, относительно осей деформированных подшипников в пределах радиальных зазоров.

Вал рассчитывается для выбранной совокупности его положений за цикл работы двигателя.В результате этого формируется массив нагрузок на опоры:

Р1.1 ^1.4......Fl.ru

^2.1 Fz.ZPfi.3F- ¡>.4-.....

Рп.1 Fn.il Рп, 3 Fn.4-.----.Fn.rn

где п - число опор вала;

ш- число рассматриваемых положений вала.

Массив нагрузок в виде проекций Гу и Г* на подвижные оси V и VI используется для определения траектории движения центра коренных шеек вала в опорах. Система уравнений равновесия вала на смазочном слое имеет вид:

с!х с1г с!б КуСх.т.б,—, — ,—,и) + Ру = 0;

¿Ь с№ Л

<1х с!г с15 Км(*.Г,5,- . -.—,»!) + Руг = 0;

сК сИ Л

ц = М-СР.Т).

где х,г - безразмерные координаты центра вала, определяющие эксцентриситет е коренной вейки в пределах зазора;

йу»!?!*- проекции реакций смазочного слоя на подвижные оси V и V?;

Расчет подшипника проводится последовательно для - кдадой из опор вала, в результате чего формируется массив эксцентриситетов коренных шеек вала:

e-i.i ei.2 еа.з

62.1 е2, 2 б2. 3

en. i еп. 2 8П. з

р

ег.р

еп.р

I ех. ij I

е = I ! ,

i еу. а i . i— —i

где ex. i j ; еу. ij - проекции эксцентриситетов на координатные оси.

Алгоритм расчета подшипников по выбранной методике включает в себя следущие этапы:

1.Определение нагрузок, действующих на исследуемый подшипник при расчете коленчатого вала по разрезной схеме.

2.Гидродинамический расчет подшипника,выделение зон,где эеь<1 за цикл работы двигателя и расчет в этих зонах толщины масляного слоя с учетом напряженно-деформированного состояния коренной опоры.

3.Определение уточненных нагрузок на опорах при расчете коленчатого зала с учетом гидродинамики подшипников. 4.Проведение расчетных исследований по увеличению «ц за

е

счет изменения конструктивных,технологических параметров подшипникового уаяа.. - '

При расчете коленчатого вала используется уравнение (?). Расчет напряженно-деформированного состояния коренной опоры проводится с помощью метода конечных элементов.Расчет йодя давления в подшипнике скольжения с произвольной формой постели проводится путем решения уравнения (5), методом конечных разностей.

В третьей главе описаны объект ..методика и результаты экспериментальных исследований,которые проводились комплексным ыетсдом:на безмоторной установке и дизеле Д-120.На безмоторной установке варьировались геометрические параметры в сопряжении вал - коренные подшипники,определялась жесткость'коленчатого вала и податливость его опор,изучалось влияние температуры и давлений масла на входе в подшипник на его тепловое состояние,частоты вращения вала,маслоподводящих канавок на несущую способность масляного слоя при различной" соосности коренных опор. В соответствии с поставленной задачей на дизеле Д120 подучены данные,показывающие влияние режимов работы (среднее эффективное давление Ре»частота вращения вала п .температура масла в масляной магистрали Тм) конструктивных и технологических параметров вкладьшей и ко-реннцх опор (относительная ширина 1УБ,несоосность коренных опор) на величину коэффициента запаса по критической толщине масляного слоя. Эксперименты на дизеле Д120 проводились в соответствии с требованиями ГОСТ 18509-88 "Дизели тракторные и комбайновые.Методы стендовых испытаний."

В процессе проведения экспериментов измерялись: "

1.Траектория движения центра вала в коренных подшипниках с помощью индуктивных датчиков.

2.Гидродинамическое давление в несущей части смазочного слоя с помощью мембранных датчиков.

3.Температура подшипников в рабочей части смазочного зазора с помощью хромель-копелевых термопар.

,4.Момент сопротивления вращению вала с помощью весового устройства балансирной машины.

5.Несоосность опор с помощью индикаторного пристсссблеипл.

В четвертой главе рассмотрены пути повышения несущей способности подшипников скольжения и представлены результаты расчетно-экспериментальных исследований влияния на величину коэффициента запаса по критической толщине масляного слоя нагрузочного,скоростного режимов работы двигателя,а тазскз технологических и конструктивных параметров подшипникового узла."

Анализируя экспериментальные и расчетные данные по определению минимальной толщины масляного слоя в коренных подшипниках, было установлено,что их качественный характер, совпадает ,но однако имеют место количественные расхождения.Так на номинальном режиме в зоне действия газовых сил толщина масляного слоя во втором коренном подшипнике ,измеренная экспериментально .снижалась до 3.0 икм.в то время 1сзк гидродинамический расчет дает для 'этого периода максимальные значения Ият,равные 1.5 мкм .Наличие зон,где гн близок к критическим значениям,согласуется с расчетными данными,причем нарушение режша жидкостного трения появляется я в соне действия инерционных сил в 1-ы и 3-м коренных подпятниках (рис.2).

Разница между экспериментальной и расчетной кривыми изменения толщины масляного слоя объясняется перераспределением рабочего давления в слое смазки .вызванного локальными динамическими деформациями коренной опоры и нессосностью опор.

При расчете деформаций верхней нагруженной зоны коренной опоры различные распределения давления,соответствующие номинальному режиму,дают небольшую разницу в величинах деформаций. Это объясняется тем,что значительная часть усилия сжатия от реакций смазочного, слоя воспринимается наиболее жесткой частью коренной опоры,и наибольшее влияние на деформацию здесь оказывают икэрционные силы.

При расчете - деформаций нижней нагруженной зоны коренной опоры различные распределения давления,соответствующие номинальному режиму ,дгат значительную разницу в величинах деформаций. Это объясняется тем,что усилия сжатия от реакций

hmln к'.КЬ! 16 12 8 4

SO 180 270 360 450 540 030^,сп.к.в. ej 2-й ворешюй подшипник

hral n, шш 16

12

8' $

30 180 270 560 450 540 630o£ ,°п.к.в. v 6) 1-й коренной подшипник

tusln шш 16

12 •6 4

90 180 270 360 450 540 630¿,°n.K.B. в) 3-й коренной подшикник

—~

" ...__£,\ —?»*■ чет

- Г"^- ——

Рис. 2. Изменение минимальной толщины масляного слоя от угла п.к.в. в коренных подшипниках дизеля для номинального ревиыа

смазочного слоя воспринимаются менее жесткой частью коренной опоры и наибольшее влияние на деформацию здесь оказывают газовые силы.Результаты расчета конфигурации второй коренной опоры для номинального режима работы дизеля Д-120 при угле поворота коленчатого вала 570° для соответствующих'узлов ко-нечноэлементной модели приведены на рис.3, а кривые измене-.ния hmin по углу поворота коленчатого вала для нагруженной -' зоны е период действия максимальных газовых сил - на рис.4.

. Повышение нагрузки на двигатель увеличивает продолжительность контактирования поверхностей трения в зоне действия газовых сил (рис.5,а).С увеличением частоты вращения коленчатого вала коэффициент запаса по критической толщине масляного слоя аь уменьшается в зоне действия инерционных сил (рис.5,б).

Для увеличения зеь был проведен комплекс работ по повышению несущей способности подшипников скольжения.Анализ рассчитанных траекторий центра вала коренных подшипников дизеля Д-120 показал , 'что в первом и третьем коренных подшипниках необходимо убрать отверстия,попадающие в места с большими относительными эксцентриситетами ( х~0.91) ц проходящие по бесканавочной зоне ;во втором коренном подшипнике необходимо убрать два отверстия,попадающие в места с большими относительными эксцентриситетами ( х=0.93), и кольцевую канавку в нижнем вкладыше,сократив ширину вкладыпа до 3.1-10-2м .

Принимая во внимание рекомендации завода-изготовителя двигателей о замене в верхнем вкладыше средней опоры пааа шириной 7.5•10~эм на длине дуги 120° двумя отверстиями 0 9- 10-3м и кольцевой канавкой глубиной 2.675-10-3м, рекомендована установка одинаковых вкладышей во всех коренных опорах.

Экспериментальные исследования и расчет показали, что диаметральный зазор между коренными вкладышами и шейками коленчатого вала, при котором afih>l, должен находиться в пределах от 71 до 75' мкм при несоосности коренных спор 20 мкм.

Средством повышения несущей способности подшипников является ограничение температуры масла на входе в дизель.Так

ttmln

ыкм

3.0

2.5

2.0

PK сперикент

расче т

540 .550 560 570 ¿°п.к.в.

Рис.4.' Кривые изменения hmin по углу п.к.в. для

, нагруженной зоны в период действия максимальных газовых сил

а)

-зк ¡пери; лент

0,2 0,4 о,б Рз.МПа

«ь

б)

1 1

—„гга . шсс / ггариафн» таг I

««а»

ЕОО. 1000 1600 ii, ш'

Рпс. 5. Влияние рспшоп работы дизеля на изменение коэффициента запаса по зсрктическоЯ толщине ыаелякого слоя зо 2-й подпипнйкз

_ иш1л

>гтга

-20 24 20 16 12 8 4

1 1 -!-1- \

А 1 1

а! _ 1 1

и чму~ 'А

%

ь-у \Г ___ _1?ЛЧ_ и - 1

п Я V У ... ^

V-

П

к\ ч \\

v \ %

/ vi /У

\\ . //

\ч /у

__ •>

90

180

270 360 450 540 630^ ,°я.п.в.

Рис. б. Изменение минимальной тояцины масляного слоя во 2-и ксрэннои подшипнике э зависимости от угла п^к.о. для номинального резнма работы дизеля

снижение температуры масла с 55 до 85° С увеличивает Ь1П1П в коренных подшипниках в 1.3 раза.

На основании проведен: х расчетно-экспериментальных исследований предложена следующая конструкция подшипникового узла: верхний вкладыш шириной 3.1 • Ю-2 м с кольцевой канавкой глубиной 2.675 -10"3 ы, шириной 7.5 'Ю-3 ы, двумя отверстиями диаметров 9 'Ю-3 м. Нижний вкладыш - бесканавоч-ный, шириной 3.1 'Ю-2 м. Ширина постели коренной опоры-3.1-10~2м. Первая и третья коренные шейки имеют по одному отверстию' для подачи смазки,вторая - два отверстия диаметрально расположенные .Диаметр отверстий равен в 'Ю-3 м.Диаметральный зазор между коренными вкладышами и шейками коленчатого вала находится в пределах от 71 до 75 мкм при отклонении от соосности коренных опор < 20 мкм.

Проверка работоспособности подшипникового узла предложенной конструкции'проводилась при номинальной режиме работы дизеля, а также при форсировании его до значений р0=О.63 Ша' при п=2200 ышГ1 и температуре моторного масла С.

На рис. 6 показано изменение минимальной толщины маслякох'о слоя в зависимости от угла поворота коленчатого ' вала 2-го - коренного подшипника длп ;ю;лшалыгого режима. Из анализа приведенного графика следует ,что предлагаемые мероприятия позволили увеличить .^-.цш в период действия газовых сил до 6.3 мкм.Применение подшипникового узла предложенной конструкции позволило снизить среднее давление механических потерь в коренных подшипниках на номинальном режиме работы двигателя с 0.0179 до 0.0156 МПа и уменьшить эффективный удельный расход топлива на 1-2 г/(к8т-ч) .

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Разработанная методика гидродинамического расчета нестационарно нагруженных подшипников скольжения,учитывающая технологические отклонения.от соосности опор,а также отклонения, дополнительно возникающие в результате смещения вала в' пределах радиальных зазоров подшипников с произвольной фор-

мой постели, позволяет оценивать влияние конструктивных параметров подшипникового узла (отношение Ь/О, диаметральный зазор .наличие масашодводящих отверстий и канавок,податливость опор многоопорного вала и др.) на толщину масляноге слоя.

2. Установлено, что отклонение от соосности (сорешшх опор, • превышающее 28% от величины диаметрального зазорами умень пение диаметрального аазора на 10 % против минимального, у исследованных подшипииков приводит к нарушения режима жид1?о-стного трения.

3. В исследованных конструкциях величина деформации постели ¡жранного подшипника достигает 30 % от величины диаметрального зазора.

4. Предложенные конструктивные решения обеспечили существенное повышение несущей способности исследованных подшипниковых узлов и уменьшение за счет снижения механических потерь эффективного удельного расхода топлива на 1-2 г/(кВт -ч).

5.Расхождение в результатах определения минимальной толщины смазочного слоя','полученных при использовании разработанной методики и экспериментально, не превышало 28 %.

6. Конструкция подшипникового узла,рекомендованная для практического внедрения, в сравнении с серийным подшипниковым узлом обеспечивает режим устойчивого жидкостного трения при более енсокой (на 15-20 0 С) температуре моторного масла. При этом коэффициент запаса по критической толщине масляного слоя подшипников увеличен на 96%.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах: • .

1. Белобоков Б.Г.Исследование путей снижения механических потерь дизеля Д-120: Отчет о НИР 600-650/77, N 77052504,ВПИ, Владимир, 1978,43 с .

2.Белобоков Б.Г.Исследование влияния точности расположения-и формы отверстий торенных опор на надежность сопряжения коленчатый вал -коренные, подшипники двигателя Д-120: Отчет о НИР 676/80¿И 80031536,ВПИ,Владимир,1981.45 с.

3.Белобоков Б.Г.Исследование влияния точности расположения

и форш отверстий коренных опор на работу в сопряжениях вал - подшипник // бсесошн&ч научно-техническая конференция "Повышение эффективности использования автомобильного транспорта и автомобильных дорог в условиях жаркого климата и высокогорных районов": Тезисы докладов .Ташкент,1982 ,69 с.

4.Белобоков Б.Г.Гидродинамика коренных подшшшжов с учетом несоосности и рабочих деформаций опор / ' Всесоюзная научно-техническая конференция "Актуальные проблемы двигате-лестроения":Тезисы докладов, Владимир, 1987. ••• С.191 - 193.

5.Белобоков Б.Г.Гидродинамический расчет распределения давления в смазочном слое деформированного подшипника // Международная конференция "Концепция развития и высокие технологии индустрии ремонта трансп^тных. средств": Тезисы докладов, Оренбург,1993. С.147 - 149.

6.Год А.Н..Белобоков Б.Г. Программа расчета подшипников скольжения коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания. Информационный листок М 248-94. Владимирский межотраслевой^ территориальный центр научно-технической информации и пропаганды. Владимир, 1994, 4с.

7.Гоц А.Н..Белобоков Б.Г.Методика и программа расчета подшипников скольжения коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания. Информационный листок N 86-95. Владимирский межотраслевой территориальный центр научно-технической информации и пропаганды. Владимир, 1995, 4 с.

8.Белобоков Б.Г.,Гоц А.Н. Совершенствование методов расчета подшипников скольжения ДВС // Научно-практический семинар "Совершенствование мощностных,экономических и экологических показателей ДВО": Тезисы докладов, Владимир, 1995. С. 175 -176.