автореферат диссертации по информатике, вычислительной технике и управлению, 05.13.05, диссертация на тему:Элементы систем информационного мониторинга исследования процесса технологического вибрационного старения коленчатых валов форсированных дизелей

На правах рукописи

005007006

Косырев Сергей Петрович

ЭЛЕМЕНТЫ СИСТЕМ ИНФОРМАЦИОННОГО МОНИТОРИНГА ИССЛЕДОВАНИЯ ПРОЦЕССА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ВИБРАЦИОННОГО СТАРЕНИЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ ФОРСИРОВАННЫХ ДИЗЕЛЕЙ

Специальность: 05.13.05 - Элементы и устройства вычислительной техники и систем управления

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени ■• доктора технических наук

Балаково 2012

005007006

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Саратовский государственный технический университет»

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор заслуженный деятель науки РФ Нагорный Владимир Степанович

доктор физико-математических наук, профессор Харченко Сергей Григорьевич

доктор технических наук, профессор Власов Вячеслав Викторович

Ведущая организация - Евразийский эколого-инвестиционный фонд ЮНЕСКО (г. Кировоград, Украина)

Защита состоится «26» января 2012 г. в 12 часов на заседании диссертационного совета Д 012.005.13 аккредитованного Высшей международной аттестационной комиссией Eurasian Agency of Science and Education (Лондон, Великобритания) при AHO ВПО «Балаковский институт бизнеса и управления» по адресу: ул. Транспортная, 4, г. Ба-лаково Саратовской обл., 413841. Вебинар защиты Skype Name bibu20111.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке AHO ВПО «Балаковский институт бизнеса и управления»

Автореферат разослан «15» декабря 2011 г.

Ученый секретарь диссертационного совета профессор

А.Е.Шаралапов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Форсировка современных дизелей по параметрам термодинамического цикла и частоте вращения коленчатого вала повышает интенсивность ударного нагружения, вибраций и колебаний элементов кривошипно-шатунного механизма (КШМ). Отечественными и зарубежными исследованиями доказано, например, что под воздействием ударной возмущающей силы от сгорания топлива возникает колебательный процесс в масляном слое шатунного подшипника коленчатого вала, существенно влияющий на гидродинамические характеристики, несущую способность и эксплуатационную надежность подшипников скольжения, приводящий к разрушению деталей дизеля, в частности, к образованию усталостных трещин в азотированном слое галтелей коленчатого вала. При дальнейшей работе последнего от поврежденных зон из-за усталостных трещин полностью разрушается коленчатый вал.

За оценочный комплексный критерий степени воздействия ударного нагружения на гидродинамику масляного слоя КШМ принят коэффициент динамичности нагрузки Кд как параметр, наиболее полно характеризующий степень ударного нагружения и природу колебательных процессов в КШМ.

С целью предупреждения аварий, связанных с поломками коленчатых валов форсированных дизелей от динамики нагружения, на ОАО «Волжский дизель имени Маминых» выполнен комплекс исследований, направленных на разработку мероприятий, снижающих вредное воздействие ударных возмущающих сил и позволяющих таким образом восстановить эксплуатационную надежность коленчатых валов.

В данной работе изложены результаты проведенных автором исследований, связанных с разработкой элементов систем информационного мониторинга исследования процессов технологического вибрационного старения коленчатых валов и, следовательно, с повышением запасов усталостной прочности последних. Постановка этих исследований, как правило, вызвана непосредственными запросами производства, что само по себе предопределяет актуальность тематики и практическую ценность результатов, многие из которых получены впервые.

Актуальность работы подтверждается также тем, что она является частью исследований, входящих в комплексные научно-технические программы ОАО «Волжский дизель им. Маминых»: 0.13.07 «Создание и освоение производств новых типов двигателей внутреннего сгорания и агрегатов на их базе», а также других целевых программ по развитию двигателестроения.

Цель работы - разработка элементов систем информационного мониторинга исследования процесса усталостной прочности азотированных коленчатых валов на базе усовершенствования конструкции последних, сводящегося к применению галтелей малого радиуса.

Для достижения этой цели были поставлены и решены следующие задачи исследований по разработке элементов систем информационного мониторинга исследования процессов и технологий:

-выбора радиусов галтелей для опытных коленчатых валов; -выбора режимов упрочнения накаткой и разработка соответствующей оснастки;

-разработки технологии химико-термической обработки (азотирования) коленчатых валов;

-при моделировании динамического ударного нагружения КШМ как элемента системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов;

-уточнения механизма взаимодействия динамического нагружения КШМ и демпфирования деталей цилиндро-поршневой группы дизеля как элементов системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов;

-при динамическом ударном нагружении масляного слоя шатунного подшипника скольжения форсированного дизеля в условиях использования поверхностно-активных веществ как элементов системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов;

-при разработке комплексного критерия для оценки динамической напряженности КШМ при инерционном нагружении как элемента системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов;

-при проведении экспериментальной оценки динамического ударного нагружения коленчатых валов на работающих дизелях от действия сил давления газов;

-при проведении экспериментальной оценки динамики нагружения КШМ при инерционном нагружении форсированных дизелей;

-при исследовании эффекта П.А.Ребиндера в подшипниках скольжения форсированных дизелей как элементов системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов;

-при испытаниях коленчатых валов и образцов-свидетелей на усталостную прочность;

-при проведении исследований влияния вибрационного старения на усталостную прочность коленчатых валов форсированных дизелей;

-при экспериментальной корректировке расчетов эффективности систем управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов форсированных дизелей.

Методы и средства исследования. Поставленные задачи требовали параллельного применения теоретических и экспериментальных методов исследования. Теоретические исследования были проведены с использованием расчетно-аналитических методов теории упругости, строительной механики стержневых систем, сопротивления материалов и метода конечных элементов.

Экспериментальные методы исследований основаны на разработке элементов систем информационного мониторинга исследования процессов и технологий базирующихся на электро-тензометрии, механических методах и приборе «Стресскан-500» при исследовании начальных технологических остаточных напряжений после поверхностного пластического деформирования (ППД) элементов коленчатых валов и образцов-свидетелей.

Научная новизна работы:

Предложен базис элементов систем информационного мониторинга исследования процессов и технологий:

1. вибрационного старения коленчатых валов форсированных дизелей в условиях динамики нагружения КШМ от сгорания топлива, инерционного воздействия и использования поверхностно-активных веществ;

2. корреляции вибрационного старения и усталостной прочности коленчатых валов форсированных дизелей;

3. дифференцированного гидродробеструйного упрочнения противовесов и щек коленчатого вала, а шатунной и коренной шеек - ультразвуковой обработкой;

4. демпфирования динамики нагружения КШМ форсированных дизелей с применением в системе смазки поверхностно-активных веществ (ПАВ);

5.экспериментальной корректировки расчета экономической эффективности систем управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов форсированных дизелей.

Практическая ценность и реализация результатов работы.

За счет использования новых элементов информационного мониторинга при исследовании процессов и технологий: достигнут переход к эффективному управлению технологическим вибрационным старением; получены научно обоснованные рекомендации по оценке и прогнозированию динамической напряженности элементов коленчатых валов; разработана технология упрочняющей обработки наружных поверхно-

стей щек и противовесов коленчатых валов, для которых достигалось активное снижение неравномерности результирующих напряжений по сечениям элементов конструкции; снижены материалоемкость изготовления коленчатого вала и трудоемкость его изготовления.

Результаты исследования внедрены в ОАО «Волжский дизель им. Маминых» (г. Балаково) при изготовлении коленчатых валов форсированных дизелей с высоким технологическим уровнем и эксплуатационной надежностью.

Апробация работы. Основные результаты диссертации докладывались на 52 конференциях различного уровня:

«Перспективы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания и двигателей новых схем и топлив» (Москва, 1960); «Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мощности» (Ворошиловград, 1985); «Проблемы совершенствования рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания» (Москва, 1986); «Диагностика, повышение эффективности, экономичности и долговечности двигателей» (С.-Петербург, 1989,1990,1991,1992,1993); «Проблемы экономичности и эксплуатации ДВС в АПК СНГ» (Саратов, 19892011); «Декада науки» (Саратов, 1989); «Динамика и прочность автомобиля» (Москва, 1990); «Проблемы развития локомотивостроения» (Луганск, 1990); «Конверсия производства деталей двигателей внутреннего сгорания» (Харьков, 1991); «Комбинированные двигатели внутреннего сгорания при МГТУ им.Баумана (Москва, 1987, 1988,1989,1990); На ВДНХ СССР (1991,2 серебряных медали); «Комплексные методы повышения надежности и долговечности деталей технологического оборудования» (Пенза, 1992); Совет ОПМиК НПО ЦНИИТМАШ (Москва, 1982, 1993); «Векторная энергетика в технических, биологических и социальных системах» (Саратов, 2002 - 2011); Научно-технической конференции (Москва,2003);Научно-техническом семинаре (Саратов,2007); Научно-практической конференции (Москва,2003); Научно-техническом семинаре (Саратов, 2011); Научно-практической конференции (Пенза, 2008); Научно-практической конференции (Пенза,2010); Научно-технической конференции (С.Петербург, 2010); Конференции (Оренбург, 2010); На научных семинарах кафедр «Управление и информатика в технических системах» и «Технология и автоматизация машиностроения» Балаковского института техники, технологии и управления СГТУ в 2000-2011 годах; На научных семинарах кафедр «Управление в социальных и технических системах» и «Информационные технологии в бизнесе» Балаковского института бизнеса и управления в 2000-2011 годах.

Теоретические исследования выполнены на кафедрах «Управление и информатика в технических системах» и «Технология и автоматизация машиностроения» Балаковского института техники, технологии и управления Саратовского государственного технического университета, экспериментальные - в ОАО «Волжский дизель им. Маминых».

Публикации. По теме диссертации опубликовано 157 научных трудов, в том числе 4 монографии, 2 учебных пособия, получено 27 авторских свидетельств и патентов.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав и заключения, включает 113 страниц текста, 35 рисунков, 16 таблиц и приложения, список литературы содержит 111 наименований.

На защиту выносятся:

Элементы систем информационного мониторинга исследования процессов и технологий:

1. вибрационного старения коленчатых валов форсированных дизелей в условиях динамики нагружения КШМ от сгорания топлива, инерционного воздействия и использования поверхностно-активных веществ;

2.выявления корреляции вибрационного старения и усталостной прочности коленчатых валов форсированных дизелей;'

3. дифференцированного гидродробеструйного упрочнения противовесов и щек коленчатого вала, а шатунной и коренной шеек - ультразвуковой обработкой;

4. демпфирования динамики нагружения КШМ форсированных дизелей с применением в системе смазки поверхностно-активных веществ (ПАВ);

5.экспериментальной корректировки расчета экономической эффективности систем управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов форсированных дизелей.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы, сформулированы цель и научная новизна, практическая ценность и реализация результатов работы, а также научные положения и результаты, выносимые на защиту.

Первая глава посвящена анализу существующих элементов систем информационного мониторинга современных исследований процессов усталостной прочности коленчатых валов форсированных дизелей (ППД). Изучению процессов ППД посвящены работы

И.В.Кудрявцева, М.А.Балтер, А.Н.Овсеенко, Ж.А.Мрочека, Б.А.Кравченко, В.М.Смелянского, А.Г.Суслова, Л.Г.Одинцова, С.П.Косырева и других. Их исследованиями доказано, что эксплуатационные свойства деталей машин достигаются упрочнением поверхностного слоя ППД и образованием благоприятных начальных технологических остаточных напряжений.

Имеется ряд публикаций, раскрывающих механизм упрочнения образцов-свидетелей при ППД. Анализ этих работ показывает, что при ППД поверхностного слоя имеется количественная и качественная взаимосвязь между нагруженным состоянием конструкции и начальными технологическими остаточными напряжениями.

Задачи исследования некоторых технологических операций, таких, например, как химико-термическая обработка, накатка поверхностей деталей выходят за рамки, очерченные законом Гука, и приходится рассматривать вопросы, связанные с комбинированным ППД. При решении подобного рода задач закон Гука теряет свою силу, и прямая пропорциональная зависимость между напряжениями и деформациями описываются по более сложной упруго-пластической зависимости. Изучение механики комбинированного ППД, и установление количественных связей между режимами последнего и напряженно-деформированным состоянием обработанных упрочнением поверхностей составляет предмет важного технологического направления, так как учесть факторы, влияющие на формирование поверхностных слоев после ППД, сложно. Однако разработки основ расчета с приемлемой для практики их использования точностью является одной из актуальных задач теории и практики ППД.

Технологические процессы механической обработки, комбинированное ППД наряду с микрогеометрией детали, глубиной и степенью упрочнения поверхностного слоя элементов коленчатого вала формируют неоднородное силовое поле начальных технологических остаточных напряжений, вызывающих при изготовлении коленчатых валов усталостные трещины и коробления. Проследить последовательно этапы формирования неоднородного силового поля начальных технологических остаточных напряжений очень сложно, так как эта задача не имеет ни теоретического, ни экспериментального решения. Имеющиеся немногочисленные теоретические разработки базируются на определении начальных технологических остаточных напряжений в режиме «насыщения», т.е. на таком этапе процесса комбинированного ППД, дальнейшее проведение которого практически не изменяет напряженно-деформированного состояния поверхностного слоя. Доказано, что при дифференцированном ППД, поверхностного слоя начальные тех-

нологические остаточные напряжения зависят от рабочих и монтажных напряжений конструкции. Показаны пути совершенствования технологии комбинированных ППД, связанные с оптимизацией технологических режимов и изучением основных влияющих факторов и параметров различной природы. Сделан вывод о недостаточной изученности начальных технологических остаточных напряжений в поверхностном слое при комбинированном ППД. Определены в качестве первоначальных задачи оценки технологических параметров и анализа напряженно-деформированного состояния в очаге деформации.

Для разработки малоотходных технологических методов комбинированных ППД элементов коленчатых валов форсированных дизелей необходимо располагать напряженным состоянием рабочих поверхностей.

В настоящее время при развитии расчетных методик по определению напряжений в высоконагруженных деталях форсированных дизелей, например, в КШМ видное место занимают работы ЦНИДИ, ЛКИ, фирмы Вяртсила (Финляндия), в разработках японских специалистов широко применяется метод конечных элементов (МКЭ), позволяющий решать задачи теории упругости применительно к упругим телам сложных геометрических форм. Однако конкретные рекомендации по эффективному использованию методик на базе МКЗ в технической литературе отсутствуют, Кроме того, на современном этапе нет математического пути решения сходимости по МКЭ, а используемое шаговое увеличение числа конечных элементов (КЭ) приводит к тому, что решение по МКЗ сходится при бесконечном увеличении числа КЭ. Указанные обстоятельства требуют детального изучения вопросов применения МКЭ в расчетах напряженного состояния высоконагруженных элементов коленчатых валов форсированных дизелей.

Точность изготовления коленчатых валов форсированных дизелей зависит от точности геометрической формы и размеров базовых корпусных деталей и узлов (блок-картеров, КШМ, цилиндровых крышек и втулок), к потере стабильности которых приводит коробление, вызываемое перераспределением начальных технологических остаточных напряжений, существующих в коленчатом вале и при отсутствии внешних воздействий (силовых, температурных). В процессе релаксации напряжений происходят упругие деформации, переходящие с течением времени в пластические, что приводит к снижению величины самих начальных технологических остаточных напряжений. Последние перераспределяются вследствие неравномерности протекания в металле этого процесса при быстром нарушении равновесного состояния, вызывая упругую деформацию коленчатого вала, что ведет к измене-

нию его геометрических размеров и формы. Стабильность геометрических размеров достигается в основном за счет снижения начальных технологических остаточных напряжений и повышения релаксационной стойкости, осуществляемой различными методами, называемыми процессами вибрационного старения.

Для повышения размерной стабильности коленчатых в алов наряду с использованием распространенных технологических процессов таких, как естественное старение, термическая обработка находит применение метод вибрационного старения. По воздействию на металл последний можно сравнить с длительным естественным старением, но, к сожалению, он еще не нашел всестороннего и полного применения, хотя практика использования в промышленности доказала его высокую эффективность. Во многих случаях метод вибрационного старения может заменить дорогостоящую термическую обработку, требующую сокращения времени старения и сложного оборудования.

Проблема стабилизации геометрических размеров коленчатых валов форсированных дизелей далека от решения и, несмотря на актуальность, слабо освещена в литературе. Обобщающая техническая литература по этой тематике невелика и содержит неполные и частично устаревшие сведения о возможности стабилизации размеров коленчатых валов.

Металлам коленчатых валов свойственно преобразование колебательной энергии от динамики знакопеременного нагружения (от сил инерции сил давления газов) в камере сгорания дизеля в тепловую даже при вибрационных нагрузках, оцениваемых комплексным критерием - коэффициентом динамичности Кд, значение которого ниже макроскопического предела текучести. Это объясняется тем, что истинный предел текучести во многих элементах коленчатого вала ниже теоретического, причем при более высоких упругих напряжениях наступают уже микропластические напряжения. Последние также являются причиной снижения предела текучести при растяжении длительной эксплуатационной нагрузкой.

Механизм вибрационного старения в локальных зонах коленчатого вала согласно теории дислокаций объясняется следующим образом.

В области дислокации атомы находятся в неустойчивом равновесии, и для их смещения необходимо касательное напряжение, которое значительно ниже напряжения, достаточного для смещения дислокаций поперек кристаллической решетки до следующего торможения последней или до границы зерна. Перемещение дислокаций представляет изменение взаимного расположения атомов, которые смещаются на доли межплоскостного расстояния решетки. Последняя не подвер-

гается дополнительной упругой деформации, и, следовательно, происходит незначительное накопление энергии. Движущиеся вместе с дислокациями поля начальных технологических остаточных напряжений приобретают максимальную стабильность на границе решетки и уравновешиваются между собой. При этом начальные технологические остаточные напряжения образуются в кристаллических телах как результат пластической деформации кристаллов. Для стабилизации напряженного состояния коленчатого вала сообщается некоторый энергетический импульс, например, энергия колебаний от динамики на-гружения в камере сгорания дизеля при вибрационном старении. Возникающие при этом дополнительные динамические напряжения суммируются с начальными остаточными технологическими напряжениями, в результате чего в поликристаллическом материале коленчатого вала происходят сдвиги кристаллической решетки, которые сопровождаются перераспределением напряжений, а молекулы приходят в равновесное положение, напряжения по границам зерен и в их пределах уменьшаются.

Известно, что упругие деформации существенно ускоряют процесс деформационного вибрационного старения. Таким образом, при пластическом деформировании происходит генерация дислокаций, повышение их плотности. Одновременно уменьшаются напряжения в локальных зонах, и тем заметнее, чем выше степень пластической деформации. Однако ввиду локальности протекания процесса в зонах концентрации напряжений общий уровень напряжений изменяется незначительно и они могут быть стабилизированы при достаточно высоком их конечном уровне. Важно, чтобы в металле коленчатого вала концентрация напряжений не превышала его релаксационной стойкости. Упругими колебаниями, распространенными в металле от динамики знакопеременного нагружения, можно воздействовать на локальные зоны коленчатого вала, но изолировать изменение напряжений в этих зонах нельзя.

Эффективность вибрационного старения коленчатого вала определяется степенью пластической деформации металла, которая зависит от прикладываемых знакопеременных динамических нагрузок при вибрации, определяемых значением и местом приложения вынуждающих сил в камере сгорания дизеля, а также геометрической формой коленчатого вала.

Понижение начальных технологических остаточных напряжений в процессе динамической знакопеременной вибрации при эксплуатации достигается за счет сочетания вибрационных и начальных технологи-

ческих остаточных напряжений, при определенных значениях которых материал становиться пластичным (рис.1). а

Рис.1. Диаграмма а-Е в процессе вибрационного нагружения коленчатого вала

при эксплуатации

Если в теле коленчатого вала, имеющем определенные начальные технологические остаточные напряжения, создать циклические динамические знакопеременные напряжения, то процесс изменения напряжений для точки А может быть представлен в следующем виде. Исходное состояние коленчатого вала характеризуется напряжением ста и деформацией е3, знакопеременное нагружение осуществляется в пределах ав — ас.

Первому циклу знакопеременного динамического нагружения коленчатого вала соответствует участок графика АСДВД'. При этом следует обратить внимание на параллельность линий СД и упругости после снятия нагрузки на всем протяжении и на небольшой спад СД к концу ДВ - эффект Баушингера.

Последующие нагружения приводят материал коленчатого вала к образованию стабильной петли гистерезиса С1 ЕВ Сг. Таким образом, если учесть, что в исходном состоянии начальные технологические остаточные напряжения соответствуют напряжениям аЕ, а снижение последних равно разности <та — <%, то конечный результат динамической вибрации является функцией знакопеременных напряжений и характеристик упругопластических свойств материала коленчатого вала при циклических знакопеременных динамических нагружениях.

Необходимым условием для начальных технологических остаточных деформаций является достижение предела текучести при вибрации

; петля

\ гистерезиса

£

в сочетании начальных технологических остаточных напряжений с напряжениями, вызванными приложением знакопеременных нагрузок.

С целью предупреждения аварий, связанных с поломками коленчатых валов дизелей от усталостных трещин, вызванных знакопеременными динамическими нагрузками в камерах сгорания дизелей, в ОАО «Волжский дизель им. Маминых» выполнен комплекс исследований, направленных на разработку мероприятий, снижающих вредное воздействие вибрационного нагружения на усталостную прочность коленчатых валов.

Во второй главе рассмотрен теоретический механизм процесса динамического ударного нагружения коленчатого вала форсированного дизеля в эксплуатации и основные технологические параметры, которые требуют информационного мониторинга в процессе экспериментальной проверки основных теоретических моделей.

Для объяснения процесса динамического ударного нагружения коленчатого вала рассмотрим явления, происходящие в образце-свидетеле во время удара и после него. В общем случае расчетно-аналитическим методом определим динамическую напряженность КШМ форсированного дизеля и воздействие на него ударной возмущающей силы от сгорания топлива. Заменим реальные детали КШМ теоретической динамической моделью-системой, состоящей из массы и пружины, имеющей жесткость, эквивалентную жесткости шатуна, и деформирующейся только в направлении оси Х-Х (рис.2). Для математического описания движения упругой системы под воздействием возмущающих сил за рабочий цикл дизеля используем одномассовую динамическую модель КШМ, применявшуюся ранее для решения аналогичных задач. Отличием предлагаемой методики расчета от эмпирических зависимостей является учет:

-демпфирования деталей цилиндро-поршневой группы;

-возмущающей силы, задаваемой линейной функцией от времени или от угла поворота коленчатого вала и изменяющейся по линейному закону изменения ординат равнобедренного треугольника. Такое изменение возмущающей силы не вносит ощутимых погрешностей в методику расчета, поскольку описание действительной кривой протекания давления сгорания в цилиндре дизеля является сложной задачей, а замена её суммой следующих друг за другом мгновенно приложенных сил, синусоидой или другой кривой вносит погрешности, превышающие точность измерения на действительных индикаторных диаграммах.

Рис. 2. Схема колебательной системы с одной степенью свободы

В целях упрощения выводов примем следующие допущения.

1 .Масса упругой системы равна массе поршня с пальцем и одной трети массы шатуна.

2.Характеристика пружины линейна, а коленчатый вал абсолютно жесткий.

3.Зазоры в КШМ отсутствуют, из всех видов демпфирования учитывается только трение в паре кольцо-втулка как наиболее ощутимое при положении поршня вблизи ВМТ.

4.До начала, процесса сгорания КШМ не был нагружен, и нагрузка Рс от давления в конце сжатия в цилиндре дизеля принимается полностью статической.

5 .Возмущающая сила на участке от точки ъ индикаторной диаграммы изменяется по закону изменения ординат равнобедренного треугольника (рис.3). Воздействие возмущающей силы в интервале ОЗЗ! характеризуется закономерностями

р(0 = р0

I

— — 2Рр/ — Усп. К., ¿1г - -,Ь0 - /т1 -

IV'

Л- (1)

Здесь - полная продолжительность возмущающей силы;

у - скорость воздействия возмущающей силы;

_уст— статическое перемещение колеблющейся массы.

диаграммы дизеля)

Согласно принципу Даламбера силовой батане, выражаемый обобщенный дифференциальным уравнением вынужденных колебаний с затуханием колеблющейся системы массой т при отклонении у, имеет вид

5 + И/т==Р(£), (2)

где £, - частота свободных (собственных) незатухающих колебаний;

ц - коэффициент затухания колебаний.

Уравнение (2) является линейным дифференциальным уравнением второго порядка с постоянными коэффициентами и правой частью, отличной от нуля. Интегрируя уравнение (2) методом вариации произвольных постоянных, общее решение представляется в виде

у = уг + у2 = + г) + ¿О"" * - ■

(3)

Здесь: у, - общий интеграл однородного дифференциального уравнения;

у 2 - частный интеграл неоднородного дифференциального уравнения;

р(и) = функция от абсциссы и;

а)1 = ^2 — ц2 - частота свободных затухающих колебаний.

Исследуем возможные варианты решения уравнения (2) при различных заданиях граничных условий 1, у0 и Р(и). При 1=0 и произвольном законе изменения внешней нагрузки во времени (Р(и)=уаг) колеблющаяся масса ш получает начальное отклонениеу0 и начальную скоростьу0. Применяя метод начальных параметров, общий интеграл уравнения (2) имеет вид

1 Г / м . \ у0 .

Уо I СОЗШ^ Н--51710^4 ) Н--зтсо^

\ 0)1 ) <х>1

1 Г 1

о

где и - время, изменяющееся от 0 до I.

Первый член правой части уравнения (4) представляет свободные колебания уСЕ, а второй член - вынужденные колебания ув, зависящие от Р(ц). При ( = О, У0 = 0 и у0'=0 в момент приложения возмущающей силы, изменяющейся по произвольному закону (Р(и)=уаг), обобщенное уравнение вынужденных колебаний представляется выражением

t

1 1

У = — J gM(t_u) sino)a (t - u) F(u)du. (5)

1 o

В случае приложения к колеблющейся системе КШМ постоянной возмущающей силы, T.e.F(t) = — = F0 = const, и внося F(u)= F0 , а также принимая во внимание независимое переменное x=t-u, для которого f*_ = tu JJ Q = 0, после преобразований выражение (5) имеет вид

У = ¿7 [1 " ¿F + ¿ si™i *)] ■ (б)

При изменении внешней нагрузки во времени по степенной функции проинтегрируем выражение (2) методом независимой переменной. С учетом зависимости (6) решение (2) представляется зависимостью

At = ~ ¿(cosco.t + ^sinco.t)] . (7)

где А, - фундаментальная функция времени.

Решая обобщенное уравнение вынужденных колебаний (2) методом начальных параметров применительно к расчету сооружений и строительных конструкций на действие кратковременной динамической нагрузки, в работе [81] получено выражение, устанавливающее взаимосвязь между динамичностью приложения ударной нагрузки и параметрами вынужденных затухающих колебаний. Применяя аналогичный

подход к рассматриваемой задаче динамического ударного нагружения КШМ дизелей, согласно теории аналитических функций [81] для случая действия любой возмущающей силы Р(1) по степенной функции при 1;—0, когда масса т находится в покое, обобщенное уравнение вынужденных колебаний, имеет вид 1(0

у0=Р0А1+Р0 I А1(Н + -о

т

+ (8)Место для формулы,

о

где А( <И - 2 - кратный определенный интеграл функции Аг от Оно г.

После подстановки выражений (1) и (7) в уравнение (8) обобщенное выражение вынужденных колебаний имеет вид «О

где А.=\у2-ц2

Из выражения (9) коэффициент динамичности нагрузки Кд при 1=41, соответствующий максимальному значению возмущающей силы, выражается зависимостью

Кд = — = (—втш^ - 2цсобы^Л-—. (10)

Уст 1 ) <

Наиболее неблагоприятный момент имеет место в случае, когда период резкого нарастания давления (возмущающей силы) ш1С1=-п. При этом Б!!! = - соб = 0 ,что означает максимум отклонения колеблющейся массы ш .

Пренебрегая |Г в сравнении с со/ из-за не значительности ц и полагая

£ = (¿>1, выражение (10) имеет вид

Кд = 1 _ 1п ^Е - е-^ = 0,954 + 0,212е-°'04ш1^. (11)

Время резкого нарастания давления в цилиндре дизеля определяется показателями процесса сгорания

. _ Ртах~Рс 1 — '

где п - частота вращения коленчатого вала;

Ктах - максимальная скорость нарастания давления в цилиндре

дизеля

Частота свободных колебаний принятой упругой системы характеризуется общеизвестной формулой £ = — ^^ , где б - жесткость

стержня шатуна, ш - масса колеблющейся системы.

Коэффициент затухания выражается общепринятой формулой р=£ф-а>1, где ^ = 0,04 - среднее значение мгновенного коэффициента в паре кольцо-втулка при положении поршня вблизи ВМТ.

Отличием формулы (11) для расчета Кд от известных формул является:

-учет демпфирования деталей цилиндро-поршневой группы дизеля через мгновенный коэффициент трения в паре кольцо-втулка в районе ВМТ и частоту свободных колебаний стержня шатуна;

-учет возмущающей силы, задаваемой линейной функцией времени или угла поворота коленчатого вала.

В качестве примера вычисления Кд используем данные по быстроходному дизелю 6ЧН 21/21 :п= 25 с'!, со,=6100с"', Ртах = 12,26 МПа, ^О,0017с. После подстановки этих данных в формулу(11) Кд=1,143.

Современные расчеты элементов коленчатых валов быстроходных дизелей на усталостную прочность не учитывают динамики приложения инерционных нагрузок, оцениваемой в двигателестроении комплексным критерием - коэффициентом динамического усиления нагрузки Кд, что снижает вероятность правильной оценки надежности и долговечности конструкции. В отечественной и зарубежной литературе отмечено, что при действии сил инерции на КШМ, когда силы давления газов невелики, имеет место неравномерность движения масс КШМ двигателя, вызванная крутильными колебаниями коленчатого вала, которая дополнительно увеличивает силы инерции и динамику нагружения двигателей, интенсифицируя износ подшипников поршневой, и кривошипной головок, сокращая срок службы и эксплуатационную надежность этих деталей. В технической литературе сведения о величине Кд при действии Р; на КШМ высокофорсированных ДВС в основном отсутствуют, а имеющееся незначительное количество публикаций разноречиво. Механическая модель КШМ современных форсированных дизелей включает поршневой комплект 1, шатун 2 с подшипниками в поршневой и кривошипной головках, кривошип 3 коленчатого вала и маховик 4 (рис.4). В расчетной схеме КШМ приняты следующие обозначения: а, - угол поворота кривошипа в момент ¡, ¡1, -угол отклонения оси шатуна в плоскости его качания в момент време-

ни i, 1 - длина шатуна, г - радиус кривошипа, X - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Основной закон изменения инерционных усилий в КШМ определяется по выражению ,, „ ч

Pj = -mrar (cos аг + Я cos 2а,) .

При квазигармоническом колебаний КШМ под действием собственных и вынужденных колебаний силы инерции возвратно-поступательных движущихся масс шатунно-поршневой группы выражаются зависимостью

. sin(a, + Рд ■ ф1

Pf = -mr-„-■

i cos Pi

где У- - величина второй производной от углового смещения

<pi.

Дополнительное динамическое нагружение при тактах впуска-выпуска, накладываемое на кривую инеоционных усилий (12), имеет вид

sin(a£ + Рд

Pf

Т =

COS Pi

= -mr-

cos2 pi

<Pi

Рис. 4. Схема инерционного нагружения КШМ быстроходных дизелей

При знакопеременном динамическом нагружении КШМ инерционные усилия возвратно-поступательно движущихся масс во время тактов впуска-выпуска четырехтактного дизеля суммируются с инерционными усилиями (14), вызываемыми квазигармоническими колебаниями упругой системы, и общее динамическое нагружение КШМ силами инерции описывается формулой

г-,, , sin(a¡ + ßi) ■ ф,

Pji = Р] + Т = -mr[o) (cosa¡ + Acos2a¿)] +— cos2^ • (15)

Из отношения выражений (15) к (12) коэффициент динамичности Кд имеет вид

К

КЛ - Р

ч

<pt cos(ai + ßt)

= 1 Н—---г——----—- . (16)Место для формулы.

о) cos^ ßi (cosa¡ + Л cos 2a¡)

В зависимости (16) неизвестным является значение второй производной от углового смещения <р,;-той моторной массы, определяемое

из расчета системы на крутильные колебания

^

Кд = 1 +n2ü)20-£sin(^£ + /?n¡ -sni + oni). (17)

С учетом (17) выражение (16) имеет окончательное значение к =i + п2фк* sin(na)t + ßm - £m + q-nt) sin(g¿ + ßd д cos2 ßi (cos at + A cos 2a¡)

где n - порядок резонирующей гармоники, ю — угловая частота вращения коленчатого вала;

, Mi

Ptfni + ßrJiP)

M¡ - избыточная амплитуда гармонического момента n-го порядка 1-ой секции цилиндров; р - частота собственных колебаний к-ой формы; ¡ir - половина суммы коэффициентов микропластического трения i-ro и i+1 - го участков приведенного вала; Ji - момент инерции i-ой моторной массы; Rs - геометрическая сумма амплитуд данной формы колебаний; Rf - сумма квадратов относительных амплитуд z - моторных масс; ßni - угол сдвига синусоиды n-го порядка; fn¡ - приведенный коэффициент внешних сопротивлений;

Y.liZiai sinn5¿

ani = arctg ----

14=1 a¡ COSnOi

6¡ - угол между вспышками в первом и любом i-том цилиндрах.

Физический смысл приведенной формулы состоит в том, что коэффициент динамичности при инерционном нагружении КШМ быстро-

ходных дизелей в основном определяется параметрами крутильных колебаний: квадратом порядка п резонирующей гармоники, отношением геометрической суммы амплитуд данной формы колебаний к сумме квадратов относительных амплитуд ъ -моторных масс и избыточной амплитудой гармонического момента п - го порядка первой секции цилиндров.

В качестве примера определения Кд рассмотрим инерционное на-гружение КШМ быстроходного дизеля ЧН 21/21, спаренного с нагрузочным гидротормозом Н-4.

п ' Ш IV V

' ' , ' "'Л'" •'.">'. г".. :.-'• /'■•'■г ' " " Л" : . " ':' СЭ •

■■■ -V- •■■•(•■■ V. "а.. •'-•■ ;

■о »

Рис.5. Схема крутильно-колеблющейся системы дизеля ЧН 21/21 с гидротормозом а) и форма собственных колебаний б)

На рис. 5 приведены схемы крутильно-колеблющейся системы дизеля с гидротормозом рис.5.а и форма её собственных колебаний рис.5.б. На рисунке 5 использованы обозначения: I - демпфер; II - двигатель внутреннего сгорания; III - маховик; IV - упругая муфта; V -гидротормоз; 1-10 - номера сосредоточенных масс крутильно-колеблющейся системы; Е=0,774-2,691 - относительные податливости участков между массами 1-10; р,=128,84 рад/с - частота собственных колебаний первой формы; рц =574,536 рад/с - частота собственных колебаний второй формы; >ч=1 - относительная амплитуда частот собственных колебаний первой и второй форм; = 0,863; Х"9 = 0,673; Х"10

= 0,231 - относительные амплитуды частот собственных колебаний второй формы; = 0,882; \'9= 0,475; >Ло = 0,592 - относительные амплитуды частот собственных колебаний первой формы.

Уравнение свободных колебаний эквивалентной системы решается «надломом» на массе, расположенной перед первой массой дизеля. Установлено, что в исследуемом диапазоне частот проявляется одно-, двух-, трех- и четырехузловая форма колебаний. Одно-, трех- и четы-рехузловая формы являются неустойчивыми и в быстроходном дизеле не проявляются, а основной формой колебаний является двухузловая. Расчетом системы на крутильные колебания подтверждено, что наряду с колебаниями двухузловой формы имеет место резонанс гармоники с порядком 3,5, частота которой равна 574,536 рад/с. Для резонансных условий подсчитаны основные параметры вынужденных колебаний дизеля 6ЧН21/21:

а =0,522 рад; Г: = 0,025; 3,6835; я = 4,071;

=37,161; £пг 0,149; о-(,= -1,04; М= 223,405 Нм. С учетом приведенных параметров расчетное значение Кл для КШМ дизеля 6ЧН 21/21 соответствует 1,171.

В третьей главе рассмотрены вопросы экспериментальной оценки динамики нагружения КШМ на базе новых элементов системы информационного мониторинга исследования технологического вибрационного старения коленчатого вала форсированного дизеля.

Уровень форсирования дизелей по параметрам термодинамического цикла характеризуется одним из основных показателей рабочего процесса - максимальным давлением цикла ртах= р2 (рис.6), а динамика нагружения КШМ (кривошипно-шатунный механизм) - величиной Кд, экспериментально определяемой из индикаторной диаграммы дизеля зависимостью К=1+а/А, где а - амплитуда резкого динамического нарастания давления, А - амплитуда статического давления от конца подачи топлива в цилиндр до начала резкого динамического нарастания давления. Как пример, из индикаторной диаграммы дизеля 6ЧН21/21 по рис.3.1 Кд=1+8/40=1,2.

Рис.6. Индикаторная диаграмма рабочего процесса высокофорсированного дизеля 6ЧН 21/21

Представляет практический интерес изучение Кд непосредственно в шатунной шейке коленчатого вала. Для экспериментальной оценки Кд на дизеле при п=25 с'1 и 100%нагрузке проведены специальные исследования. В качестве измерителя степени динамичности нагруже-ния использовались галтель и щека третьей шатунной шейки - силовые детали коленчатого вала, наиболее чувствительные и подверженные динамическим грузкам (рис.7). Тензодатчиком 1 регистрировалась деформация знакопеременного изгиба в щеке, тензодатчиком 2 - растяжение-сжатие в галтели. Вывод проводов от тензодатчиков осуществлялся по сверлениям в коленчатом вале, а токосъем от тензодатчиков осуществлялся через ртутный токосъемник ТРАК-12 и передавался через тензометрический усилитель 8АНЧ-7Мна осциллограф Н-115.

/ \

! ( (

) ( 1 /

>

Рис.7. Схема наклейки тензорезисторов в элементах коленчатого вала

вала

Результаты проведенных исследований представлены на осциллограмме (рис.8). В процессе динамического нагружения при сгорании топлива третья шейка коленчатого вала подвергается знакопеременному динамическому изгибу 1, а галтель - растяжению-сжатию 2. Изгиб сопровождается затухающей вибрацией, соответствующей собственным колебаниям конструкции. Коэффициент динамичности нагружения шатунной шейки коленчатого вала Кд=1+е/Е, где е и Е - динамическая и статическая составляющие колебательного процесса. Согласно осциллограмме 2 (рис.8) растяжения-сжатия галтели шатунной шейки Кд=1+3,5/20=1,175.

вмт

Р'12.26 МПа N-550кВт \ Р=П1МПа №75кВт

\ '-.Х-'"'',Р=8.М МПа №00 кВт \ ~ \ Аб,38 МПа

\

\ х \

ч

\

\

а пкА 03" л'егю

Рис. 9. Индикаторные диаграммы давления газов в цилиндре дизеля 6ЧН

21/21

Таблица 1

Параметры Быстроходный комбинированный двигател ьбЧН 21/21

Р„„х= Р,,МПа 12,26 10,1 9,2 8,34

К „„X, МПа/рад п.к.в. 32,1 16,1 11,5 6,46

11, с 0.00117 0.0014 0.00145 0.0015

п, с1 25 25 25 25

СО и с'1 6100 6100 6100 6100

Кд 1,143 1,143 1,143 1,143

Приведенное значение Кд выходит за пределы погрешности измерений (10%)и должно учитываться при прочностном расчете КШМ. На основании обработки индикаторных диаграмм, снятых во время проведения исследований динамической нагруженное™ КШМ дизелей 6ЧН 21/21 (рис 8) построена таблица 1 и графики зависимости Кд от максимального давления цикла ртах= р2 (рис.9). При одновременном изменении максимального давления цикла и максимальной скорости нарастания давления Ктах при и=сот! и работе дизеля 6ЧН 21/21 на номинальном режиме имеет место более интенсивное деформирование стержня шатуна и увеличение Кд соответственно до 1,143.

к,

1.15 1% 1.13 112 1.11

8.35 9.2 10,1 12,26

Рис.10. Зависимость Кдо г Р,при n=const, К,шч= var дизеля ЧН 21/21

Кл

па 116 т 112 по 108

0,02 ОМ Q06- 003 f

imp

Рис. 11. Зависимость КдОт^для пары кольцо-втулка дизеля ЧН 21/21

Расчетная зависимость Кд при действии сил давления газов в цилиндре дизеля от мгновенного коэффициента трения fmp по формуле

2 /2fi \ Д = 1 ~ €~ßtl) = 0,984 + О,212е~004ш^

для пары кольцо-втулка представлена на рис.3.6, из которого видно, что с увеличением величины демпфирования и мгновенного коэффициента трения для пары кольцо-втулка величина Кд уменьшается.

Результаты сопоставления осциллограммы, характеризующей изменение напряжений в стержне в месте перехода в галтель кривошипной головки шатуна дизеля 6ЧН 21/21 и соответствующим образом обработанной с целью получения опытного значения Кд, определяемого соотношением Кд=1+а/А, где а - амплитуда динамических напряже-

ний в стержне шатуна, А - амплитуда статических напряжений в стержне шатуна при действии сил давления газов в ВМТ, с расчетными данными показывают удовлетворительное совпадение - коэффициент динамичности Кд при работе дизеля на номинальном режиме и действии сил давления газов в среднем составляет 1,18.

Результаты исследования усталостной прочности коленчатых валов форсированных дизелей позволяют сделать следующие выводы.

1 .В процессе разработки методов и выполнения экспериментальных исследований установлено, что при знакопеременном динамическом ударном нагружении в элементах коленчатых валов развивается колебательный процесс, оцениваемый коэффициентом динамичности Кд. При этом вскрыта и изучена физическая природа и реальная закономерность образования колебаний. С целью повышения работоспособности и эксплуатационной надежности целесообразна нейтрализация колебательного процесса путем демпфирования энергии К1ПМ в масляном слое подшипника скольжения.

2.Разработан, обоснован и апробирован метод экспериментального исследования напряженного состояния КШМ на работающих быстроходных дизелях, являющийся обобщением многолетнего опыта исследования и испытания серийных и головных образцов стационарных, тепловозных и автомобильных дизелей, выпускаемых ОАО «Волжский дизель им. Маминых», особенностью которого является применение к исследованию в весьма сжатые сроки на реальных дизелях в производственных условиях с получением стабильных, имеющих минимальный разброс показаний измеряемых динамических напряжений.

В соответствии с методикой, изложенной во второй главе, а также на основании обработки осциллограмм, снятых во время торсиографи-рования крутильных колебаний коленчатого вала и тензометрирования шатуна форсированного дизеля ЧН 21/21 в ОАО «Волжский дизель им. Маминых» коэффициент динамичности Кд при динамическом воздействии сил инерции определен по изменению динамической деформации стержня шатуна, которая регистрировалась по показаниям тензо-датчиков 1, 17 и 18. Тензодатчик 1 наклеивался в месте перехода в галтель кривошипной головки шатуна, тензодатчики 17 и 18 противоположно и зеркально тензодатчику 1. Исследованиями установлено, что динамическая деформация от инерционного усилия, вызываемая квазигармоническими колебаниями упругой системы от крутильных колебаний коленчатого вала (рис.12), накладывается на динамическую деформацию от инерционного усилия возвратно-поступательно движущихся масс КШМ. Полученная таким образом суммарная динамическая деформация зафиксирована на осциллограмме (рис.13) тензо-

датчиком 1 после затухания ударного импульса в 30° до ВМТ по углу поворота коленчатого вала на такте выпуска и в 30° после ВМТ на такте всасывания. Кроме того, на такте выпуска за 50° до ВМТ тензодат-чиком 1 зафиксирована динамическая деформация стержня шатуна от ударного импульса при перекладке поршня, накладываемая на деформацию от инерционного усилия от возвратно-поступательно движущихся масс, которая имеет амплитуду, соответствующую максимуму боковой нормальной силы и затухающую в районе ВМТ. Так как тен-зодатчики 17 и 18 наклеивались на стержне шатуна противоположно и зеркально тензодатчику 1, динамическая деформация стержня шатуна от ударного импульса этими тензодатчиками зарегистрирована противоположного знака и направления.

Л

ЛД-'

л

' 'V

Рис.12. Торсиограмма двухузловой формы колебаний упругой системы КШМ от крутильных колебаний коленчатого вала при п = 25 с'1

Коэффициент динамичности Кд при тактах впуска-выпуска выражается соотношением Кд = 1 + Ь/В, где Ь - амплитуда динамической деформации стержня шатуна, вызванная квазигармоническим колебанием упругой системы от крутильных колебаний коленчатого вала; В - амплитуда статической деформации стержня шатуна при действии инерционных усилий возвратно-поступательно движущихся масс КШМ в ВМТ. При этом величина экспериментального значения Кд при инерционном нагружении КШМ форсированного дизеля ЧН 21/21 соответствует 1,19.

"Ш

'6,Щъ й- Тензоаатик ¡7'

|

Я"

-12SI-

-'СЮ

Vvy»,^

\Ш\ ТенщатикШ

1 " : :

у, .

В

й" Щ 180° 27!^

I L «Л1 .ь ..... ii — -i-------- -I—-.-----* ■ «'

Рис.13. Осциллограммы динамических напряжений в галтелях

кривошипной головки шатуна форсированного дизеля ЧН 21/21

В работе исследована возможность дополнительного динамического нагружения, а полученная зависимость позволяет количественно определить степень этого нагружения на детали КШМ форсированных дизелей при квазигармоническом колебании упругой системы КШМ от крутильных колебаний коленчатого вала с учетом инерционного нагружения. Из рассмотренных материалов видно, что изменение амплитуды инерционных усилий в КШМ от крутильных колебаний форсированных дизелей ЧН 21/21 достегает 17-19 %, что необходимо учитывать при усталостном прочностном расчете элементов коленчатых валов, особенно, если один из резонансных режимов близок к рабочей частоте вращения коленчатого вала. Указанные значения Кд, полученные дополнительно к динамическим исследованиям напряженно-деформированного состояния КШМ, позволяют более верно судить о допустимости уровня запасов усталостной прочности КШМ и коленчатых валов в условиях форсирования дизелей, что повышает вероятность правильного решения о допустимости уровня запасов усталостной прочности и принятия соответствующих конструктивных мер для обеспечения надежности и долговечности.

При знакопеременном нагружении КШМ силами давления газов и силами инерции за цикл нагружения шатунная шейка коленчатого вала

совершает динамическое движение по сложной траектории, характеризующейся заданными нагрузками, относительным зазором, вязкостью смазки, гидродинамическими характеристиками, основной из которых является минимальная толщина, слоя смазки hmin. Применяемые в настоящее время методы расчета гидродинамики масляного слоя подшипников скольжения не учитывают динамичности приложения нагрузки и закона движения центра, шейки коленчатого вала за цикл. При этом динамическая задача сводится к квазистатической из-за того, что в классической гидродинамической теории смазки степень динамичности приложения нагрузки обычно не рассматривается. Принимая во внимание сказанное, минимальную динамическую толщину масляного слоя в подшипнике скольжения оценивают зависимостью

hmin-Кд'Ьтщягат

где Кд- коэффициент динамичности нагрузки; hminCTaT - квазистатическая составляющая минимальной толщины слоя.

Как показали теоретические и экспериментальные исследования на примере дизеля ЧН 21/21, коэффициент динамичности в КШМ с Кд=1,2 снижается до Кд = 1,18 в масляном слое шатунного подшипника за счет диссипации и демпфирования колебательной энергии шатуном и масляным слоем, подшипника. Вместе с тем основная часть динамической напряженности (Кд=1,18) через масляный слой передается коренным шейкам коленчатого вала, его подшипникам и постелям блок-картера, вызывая локальные деформации, высокочастотные динамические напряжения и вибрации в сопрягаемых деталях и влияя отрицательным образом на эксплуатационную надежность и усталостную прочность дизелей, а также создавая непредвиденные аварийные ситуации даже на стадии доводки. Следовательно, представляется целесообразным решение двуединой задачи одним методом: снизить динамику нагружения Кд путем нейтрализации колебательного процесса в масляном слое подшипника скольжения и применить эффективные меры для удержания смазки на трущихся поверхностях. К числу таких методов следует отнести использование в подшипниках поверхностно-активных веществ (ПАВ), вызывающих, как известно, образование антифрикционной износостойкой пленки. Последняя представляет самовосстанавливающийся пластически деформированный мягкий и тонкий слой. Так как непосредственное измерение демпфирующей способности масляного слоя подшипника сложно, а оценка рассеяния энергии колебаний в КШМ как детали сложной конфигурации представляет определенные трудности вследствие того, что рассеяние энергии не является линейной функцией от динамической напряженности конструкции, для оценки динамики нагружения в

масляном слое подшипника скольжения в условиях применения ПАВ требуются новые подходы.

Молекулы ПАВ покрывают всю поверхность трения подшипников скольжения и коленчатого вала адсорбированной эпиламирущей пленкой, которая, понижая поверхностную энергию материала, облегчает пластическое течение в зернах, расположенных в поверхностных слоях. Адсорбционное разупрочнение материала является следствием физического взаимодействия материала с адсорбционной граничной пленкой. Это явление известно под названием адсорбционной пластификации и является первым условием П.А. Ребиндера, открытого им в 1931 г. Активные молекулы эпилама проникают в микроскопические трещины, микропоры, создавая адсорбционно-расклинивающую особенность, которая является вторым проявлением эффекта П.А.Ребиндера. Адсорбция ПАВ вызывает снижение удельной поверхностной энергии и интенсифицирует пластическое деформирование материала, что способствует снижению его прочностных характеристик и установлению положительного градиента механических свойств в зоне трения. Для снижения коэффициента динамичности Кд с 1,18 до 1,0 путем изменения условий смазки с использованием эффекта П.А. Ребиндера разработана конструкция тонкостенного подшипника скольжения, антифрикционное покрытие которого обработано ПАВ, представляющим композиционную смазку - эпиламирующий раствор высокомолекулярных ПАВ во фторсодержащих растворителях-хладонах 112, 113, 114В2 или их смесях. В качестве ПАВ использованы отечественные эмульгаторы 6СФК-180-0,5 (разработчик - ГИПХ, Санкт-Петербург).

Механизм образования защитной антифрикционной пленки в сопряжении шатунный подшипник - шейка коленчатого вала при использовании ПАВ следующий. Минеральные смазочные масла, применяемые в системах смазки высокофорсированных дизелей, содержат в себе ПАВ в виде спиртов, смолисто-асфальтовых веществ, возникающих как при старении масла (окислении) в процессе эксплуатации, так и при крекинг-процессе нефти и облагораживании масла различными присадками. В результате сложных химических реакций от взаимодействия ПАВ с медными трубками охладителя масла и другими медьсодержащими деталями дизеля получаются органические соединения (например, медные мыла), растворимые в масле.

При этом имеющиеся в масле ПАВ не вызывают самостоятельного эффекта безызносности. Активирование смазочного масла добавляемыми ПАВ при покрытии подшипников скольжения усиливая их адсорбирующее действие на частицах износа (эффект П.А. Ребиндера), а улуч-

шенное диспергирование последних интенсифицирует образование устойчивого разделительного слоя - эпилама, т.е. барьерной разделительной пленки с очень низким запасом поверхностной энергии. Смазочное масло, внесенное в дисперсную среду, прочно удерживается в рабочей зоне узла трения из-за резкого снижения поверхностного напряжения и запаса энергии поверхностного слоя. Продукты износа, покрытые медью, осаждаются в зазоре между направляющим вкладышем и шатунной шейкой коленчатого вала в зоне трения и вместе с восстанавливаемой медью формируют на поверхностях трения защитную квазисжиженную антифрикционную металлическую пленку, увеличивающую демпфирующую способность масляного слоя и снижающую динамичность на-гружения. Для доказательства и достижения последней в условиях применения ПАВ на дизеле ЧН 21/21 в ОАО «Волжский дизель им. Маминых» проведены исследования гидродинамики шатунного подшипника путем измерения толщины масляного слоя.

Из сравнения осциллограмм (рис.14) видно, что в масляном слое без ПАВ имеют место гидродинамические колебания, вызванные воздействием ударной возмущающей силы, и коэффициент динамично-стиКд=1,2.В подшипнике скольжения в результате выполнения прирабо-точного покрытия с нанесенным на него с рабочей стороны эмульгатором гидродинамические колебания в масляном слое отсутствуют и Кд=1,0. Указанный сравнительный анализ осциллограмм гидродинамических колебаний показывает, что Кд вкладыша подшипника скольжения с ПАВ снижается с 1,18 до 1,0, а коэффициент'трения в таком подшипнике приближается к нулю из-за формирования тонких износостойких пленок из эмульгатора на поверхностях контакта вкладыша и шейки коленчатого вала. При этом колебательный процесс в масляном слое подшипника полностью демпфируется. Через определенное количество циклов фрикционного динамического нагружения вкладыша подшипника скольжения тонкая износостойкая пленка может диспергироваться и уноситься из зоны трения, но одновременно формируется новый промежуточный антифрикционный слои.

Результаты исследования, механизма работы ПАВ в смазочном слое позволяют сделать следующие выводы.

1 .Расчетно-экспериментальным путем доказан механизм динамики ударного динамического нагружения через коэффициенты динамичности Кд как при инерционном нагружении КШМ, так и при действии сил давления газов, являющиеся элементами системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов.

2.Решена задача повышения несущей способности и эксплуатационной надежности на 18-20% КШМ снижением динамичности нагружения

масляного слоя применением ПАВ, нанесенного на приработочное покрытие вкладыша с рабочей стороны. Динамичность нагружения масляного слоя является дополнительным критерием оценки эффекта по П.А. Ребиндеру, учитывающего изменение поведения окисных пленок-эпиламов вследствие адсорбции ПАВ.

а) .....................................

Рис.14. Осциллограммы измерения толщины масляного слоя Ь1йл а - без покрытия ПАВ; б - с использованием ПАВ

3.Использование ПАВ в подшипниках скольжения комбинированных форсированных дизелей уменьшает выдавливание смазочного материала из зоны трения из-за резкого снижения поверхностного напряжения в запасе энергии поверхностного слоя, что увеличивает демпфирующую способность последнего путем резкого снижения гидродинамических колебаний в нем, вызванных ударной возмущающей силой.

4.Научные основы влияния ПАВ на процессы деформационного упрочнения деталей машин с учетом их геометрических и физико-механических характеристик пока не разработаны. В связи с этим развитие исследований в направлении дальнейшего изучения эффекта П.А. Ребиндера имеет большой научный и практический интерес.

В четвертой главе рассмотрены результаты испытаний на усталостную прочность коленчатых валов и образцов-свидетелей с малыми

радиусами галтелей в локальных зонах на базе новых элементов информационного мониторинга исследования процессов и технологий.

Известно, что металлам коленчатых валов свойственно преобразование энергии колебаний (механической энергии) в тепловую даже при вибрационных нагрузках, значение которых ниже макроскопического предела текучести из-за того, что истинный предел текучести во многих элементах коленчатого вала ниже теоретического, причем при более высоких упругих напряжениях наступают уже микропластические деформации. В конечном итоге они также являются причиной снижения предела текучести материала коленчатого вала при растяжении с длительной нагрузкой.

Механизм вибростарения в локальных зонах концентрации с малыми радиусами галтелей объясняется следующим образом. Начальные технологические остаточные напряжения образуются в кристаллическом теле коленчатого вала как результат пластической деформации кристаллов. Для стабилизации напряженного состояния детали сообщается некоторый энергетический импульс, например, энергия виброколебаний при вибростарении от динамики ударного нагружения. Возникающие при этом дополнительные напряжения суммируются с начальными технологическими остаточными напряжениями, в результате чего в поликристаллическом материале коленчатого вала происходят сдвиги кристаллической решетки, которые сопровождаются перераспределением напряжений, а молекулы приходят в равновесное положение. Напряжения в пределах зерен и по их границам уменьшаются.

Изменение свойств металла коленчатого вала в локальных зонах обусловливает процессы упрочнения, протекающие при пластической деформации металлов и деформационном старении. Известно, что упругие деформации существенно ускоряют процесс деформационного старения. Таким образом, при пластическом деформировании элементов коленчатых валов происходят генерации дислокаций, повышение их плотности, сопровождающееся блокированием свободных дислокаций. Одновременно уменьшаются напряжения в локальных зонах концентрации напряжений, и тем заметнее, чем выше степень пластической деформации. Однако ввиду локальности протекания процесса в зонах концентрации общий уровень напряжений изменяется незначительно, и напряжения могут быть стабилизированы при достаточно высоком их конечном уровне. Важно, чтобы в металле коленчатого вала концентрация напряжений не превышала его релаксационной стойкости. Упругими колебаниями, распространенными в металле, воздействовать на локальные зоны с концентрацией напряжений мож-

но, но изолировать изменение напряжений в этих зонах от основных

напряжений нельзя.

Эффективность вибрационного старения определяется степенью пластической деформаций металла коленчатого вала, которая зависит от прикладываемой ударной нагрузки при вибрации, определяемой значением и местом приложения вынуждающей силы на КШМ в камере сгорания форсированного дизеля, а также геометрической формой

коленчатого вала.

Понижение начальных технологических остаточных напряжении в процессе вибрации достигается за счет сочетания знакопеременных ударных и начальных технологических остаточных напряжении, при определенных значениях которых материал коленчатого вала становится пластичным (рис.1).

Необходимым условием для начальных технологических остаточных напряжений является достижение предела текучести при вибрации в сочетании начальных технологических остаточных напряжении с напряжениями, вызванными приложением знакопеременных циклических ударных нагрузок.

От правильности выбора значения напряжении и числа циклов на-

гружения зависит качество виброобработки и эксплуатационная надежность коленчатого вала форсированного дизеля. Кроме того, природа релаксации начальных технологических остаточных напряжении при динамической виброобработке является циклической, поэтому физическую природу рассматриваемого явления целесообразно проанализировать на графике в координатах циклическая нагрузка - число циклов или на обобщенной диаграмме усталости Судника-Ярлыкова (рис 15). При динамической ударной виброобработке на стадии циклической микротекучести (до линии 2) обычные механические свойства (предел текучести, микротвердость и т.д.) не изменяются и к ее окончанию- при циклическом напряжении, равном пределу усталости все сечение материала элемента коленчатого вала претерпевает небольшую деформацию. Экспериментально установлено, что при времени ударной виброобработки не более 104 циклов фиксируется относительная деформация порядка 10" - 10 .

В поверхностном слое и на границах зерен образуется повышенная плотность дислокаций с последующим лавинообразным процессом протекания микропластической деформации сначала в отдельных зернах а затем по всему сечению нагружаемого металла элемента коленчатого вала. Начало интенсивного микропластического течения устанавливается по изменению характеристики внутреннего трения и обозначено на рис.15 линией 1; области макротекучести и микротекучести

разграничены линией 2; линии 3,4 и 5 отражают соответственно стадии циклического упрочнения, образования субмикроскопических трещин и усталостного разрушения. Начало стадии циклической макротекучести связано с макроскопическим разупрочнением, т.е. с резким увеличением интенсивности «раскрытия» петли гистерезиса, хотя уже в процессе макроскопического разупрочнения некоторые, объемы упрочняются. Эти процессы, происходящие на данной стадии под влиянием циклического деформирования, вызваны прохождением деформации Людерса-Черкова, что свидетельствует о неравномерном развитии пластической деформации и, следовательно, о неравномерном распределении дефектов кристаллической решетки. Полосы Людерса-Чернова могут служить средством анализа поля напряжений при пластической деформации.

Выявленные особенности поведения материала коленчатого вала на различных стадиях (микро и макротекучести) циклического деформирования позволяют более точно определить область протекания процесса уменьшения начальных технологических остаточных напряжений, соответствующую стадии циклической микротекучести. Процесс уменьшения начальных технологических остаточных напряжений в поле суммарных последних и вибрационных напряжений начинается с линии 1 - начала микроскопического течения и заканчивается линией 2 - началом макроскопического течения. Суммарные значения начальных технологических остаточных и динамических вибрационных напряжений (о0+ав) должны быть меньше критического напряжения усталости ок, при котором на полированной поверхности образца-свидетеля с первого цикла нагружения появляются следы макроскопической деформации и возникают полосы Людерса-Чернова.

Наличие построенных для определенного материала коленчатого вала линий 1,2 и 3 на диаграмме усталости (рис.15) позволяет обоснованно выбирать режимы ударной динамической виброобработки.

Рассмотрим протекание процесса вибрационного динамического уменьшения начальных технологических остаточных напряжений (рис.15) при суммарном значении последних и вибрационных динамических напряжений, меньшем статического предела микротекучести.

Рис.15. Обобщенная диаграмма усталости материала коленчатого вала 1 - начало микроскопического течения; 2 - макроскопическое течение; 3- линия конца макроскопического течения; 4 - линия начала образования субмикроскопических трещин; 5 -кривая усталостного разрушения; а* - критическое напряжение усталости; оцт- критический предел текучести; а№ -предел усталости; о - циклический предел усталости

Как правило, динамическую виброобработку проводят при приложении ударных вибрационных напряжений ав=соп51. На обобщенной диаграмме усталости (рис.15) откладываем суммарное значение начальных технологических остаточных и динамических вибрационных напряжений о0+ов. До начала микроскопического течения (линия 1) уменьшения начальных технологических остаточных напряжений не происходит. Через несколько циклов, число которых зависит от суммарного значения начальных технологических остаточных и динамических вибрационных напряжений, начинается пластическая деформация, вследствие чего начальные технологические остаточные напряжения уменьшаются, что соответствует точкам 4" - 8" (рис.15). При достижении линии начала макроскопического течения (точка 9") динамичную виброобработку необходимо прекратить. Точка 9"соответствует N3" циклам. Время динамической виброударной обработки определяется делением числа циклов Ив" на частоту Гвибрационного воздействия (1о5р=Кв"/0.

Определив по оси ординат значение 0о+авсоответствующее точке 9" (например,Ов+Ос-ату), найдем значение а"к, до которого удается снизить виброобработкой начальные технологические остаточные напряжения - оту- ов=с"к.

Таким образом, благодаря неравномерному распределению начальных технологических остаточных напряжений в элементах коленчатого

вала степень уменьшения начальных технологических остаточных напряжений различных точках изделия будет различной ввиду непостоянства суммарного значения начальных технологических остаточных и ударных вибрационных динамических напряжений ст0+сув.

Возможен случай, когда в процессе динамической ударной обработки для снижения начальных технологических остаточных напряжений увеличиваются,чтобы сумма начальных технологических остаточных и ударных динамических вибрационных напряжений оставалась постоянной: оо^а^согш. вследствие чего скорость уменьшения начальных технологических остаточных напряжений поддерживается также постоянной (точки 3'- б') и достигается наиболее полное снижение начальных технологических остаточных напряжений. По-видимому, уровень последних после динамической ударной обработки будет соответствовать примерно 20%от первоначальных о0- Это обусловливается установлением равновесия двух процессов: уничтожения дислокаций и увеличения их плотности путем генерирования и последующего торможения дислокаций. В рассмотренном случае время ударной динамической виброобработки определяется числом, циклов N3, которое значительно меньше времени виброобработки, определяемого числом циклов N0". Очевидно, что при правильном выборе динамического ударного воздействия в процессе виброобработки можно достичь более равномерного снижения начального технологического остаточного напряжения, повысить качество и эффективность процесса сгорания в камере форсированного дизеля. В то же время повышаются требования ко времени окончания процесса сгорания.

Таким образом, для каждого материала элемента коленчатого вала можно выбрать приемлемые режимы ударного вибростарения. Очевидно, что не все материалы элементов коленчатого вала одинаково могут быть подвержены вибрационной обработке с целью уменьшения начальных технологических остаточных напряжений. В материалах, у которых вообще отсутствует область микротекучести, а предел микротекучести, незначительно отличается от предела текучести, динамическая виброударная обработка не может быть применена.

С целью предупреждения аварий, связанных с поломками коленчатых валов дизелей 6ЧН 21/21 от усталостных трещин, вызванных знакопеременными динамическими нагрузками в камерах сгорания дизелей, в ОАО «Волжский дизель им. Маминых» выполнен комплекс исследований, направленных на разработку мероприятий, снижающих вредное воздействие вибрационного ударного нагружения на усталостную прочность коленчатых валов.

Основной частью исследований явились испытания на усталость коленчатых валов и образцов-свидетелей с рабочей частью диаметром 25 мм. Валы изготавливались из стали 38Х2МЮА со следующими основными характеристиками прочности: сгв > 1000 МПа, ат > 800 МПа и азотированными по всей поверхности. Глубина азотированного слоя составляла 0,5 мм на диаметр.

Были испытаны четыре коленчатых вала: два азотированных по поверхности и два опытных, галтели которых упрочнялись накаткой роликами. Один опытный вал не азотировался, другой азотировался по всей поверхности, кроме галтелей.

Испытания на усталостную прочность коленчатых валов проводились при симметричном изгибе в плоскости кривошипа на резонансной машине ВНИТИ, кривые усталости показаны на рис.16. Изгибающий момент, соответствующий пределу выносливости серийных коленчатых валов, достигал 53,8 кН-м, частота нагружения находилась в пределах 22-25 Гц. Для валов с накатанными галтелями предельная величина изгибающего момента получена равной 71 кН-м. Этим изгибающим моментам соответствовали следующие номинальные пределы выносливости, отнесенные к сечениям шатунных шеек и щек: для валов, изготовленных по серийной технологии сг_1ш = 54 МПа, сг_Ьц = 150 МПа для валов с накатанными галтелямиш сг_1ш = 70 МПа, сг_ 1щ = 200 МПа. Таким образом, применение накатки галтелей вместе азотирования позволило повысить предел выносливости коленчатых валов более чем на 30%.

С целью сохранения подобия между образцом и коленчатым валом по концентрации напряжения радиус галтели г принимался равным 1 мм. Нагружение образцов изгибающим ударом осуществлялось с помощью падающего груза весом ЗООН. Степень пластической деформации оценивалась по искривлению образца-свидетеля путем измерения биений определенных его сечений. Для сравнения полученных результатов ударное нагружение производилось таким образом, чтобы у всех образцов создавалось одинаковое биение величиной 0,5 мм. При приложении нагрузки, обусловливавшей такую остаточную деформацию, к образцам, имевшим на поверхности азотированный слой, последний у всех образцов разрушался приблизительно на половине окружности образца. Трещины обнаруживались магнитным дефектоскопом.

Рис.16. Кривые усталости упрочненных накаткой 1 и азотированием 2 коленчатых валов форсированных дизелей

Для испытания на усталостную прочность образцов-свидетелей , использовалась машина ВНИТИ резонансного типа.

Результаты испытаний приведены в таблице 2.

Образцы-свидетели, подвергавшиеся повторным ударам и упрочнению накаткой, имели практически одинаковьге пределы выносливости, составлявшие около 125 МПа после удара и 355-400 МПа после накатки.

___^__Таблица 2

Тип образца Пределы выносливости образцов, МПа

до удара после удара

Неупрочненные 220 125

Азотированные 390 135

Упрочненные накаткой 400 125

Изломы образцов, испытанных на усталостную прочность без предварительного ударного нагружения, отличались от изломов образцов, подвергавшихся ударной нагрузке, расположением зоны долома и усталостной зоны. У образцов-свидетелей, получивших пластическую

деформацию в результате удара, долом происходил у наружных волокон, в которых усталостная зона занимала одну сторону сечения и возникали растягивающие напряжения. Этот характер разрушения в равной мере относился и к азотированным образцам, у которых под действием удара в азотированном слое возникали усталостные трещины. Зона хрупкого долома располагалась рядом с трещиной, вызванной ударом в азотированном слое, а усталостная трещина начинала развиваться в противоположных, не разрушенных ударом волокнах. У не подвергавшихся удару обравцов-свидетелей зона усталости имела вид кольца, расположенного вокруг зоны долома.

Для объяснения этих явлений рассмотрим процессы, происходящие в образцах-свидетелях во время удара и после него.

Положим, что зона пластической деформации растяжения на рис.17 показана треугольником ABC, а зона упругой деформации растяжения - трапецией ОАСД. На уровне радиуса R относительная пластическая деформация представляется зависимостью

При нагружении изгибающим моментом в волокнах образцов, расположенных от нейтрального слоя на расстоянии Ут, создается напряжение, равное пределу текучести от (рис.4.12). Относительную деформацию, соответствующую этому напряжению, обозначим ет. При таком нагружении сечение образца, остается плоским. Из условия подобия величину относительной деформации на наиболее удаленных (крайних) волокнах можно оценить зависимостью

При снижении упругого момента, деформирующего образец, уменьшаются напряжения, и в случае отсутствия пластической деформации последние приравниваются нулю. Упругая деформация, соответствующая на эпюре треугольнику ОСВ, при наличии пластической дефомарции исключается. Напряжения, представленные участком эпюры ОСА, при действии изгибающего момента упруго пластически деформируют металл коленчатого вала бывшей пластической зоны ABC. Естественно, что напряжения в этой зоне коленчатого вала будут иметь противоположный знак по сравнению с вызывающими их напряжениями упругой зоны, что создает равновесие между указанными напряжениями. Следовательно, пластическая деформация отдельных волокон в образце-свидетеле создает поле начальных технологических остаточных напряжений. При этом с той стороны образца, где была растягивающая пластическая деформация, возникнут начальные технологические остаточные напряжения сжатия и наоборот.

свидетеля при упругопластическом нагружении его изгибающим моментом

Количественную величину начальных технологических остаточных напряжений можно выразить через предел текучести материала коленчатого вала от и через относительную глубину пластической деформации Полагая, что на, уровне Ут величина начальных технологических остаточных напряжений составляет

(Ту = £у • Е (21),

где еу - относительная деформация, соответствующая этому напряжению; это состояние перехода сечения образца ОС в положение ОМ (рис. 17 б). При этом отрезок ВМ будет соответствовать величине остаточной пластической деформаций £0 на уровне радиуса Я

Я

ео=ег- (22)

гт

Отрезок МС как часть пластической зоны подвергается упругой де формации. Начальные технологические остаточные напряжения, эквивалентные этому участку с учетом выражения (19)

о-л = £[^(сг-е1г)-ег] (23).

Найденные величины Ут ,От , су и позволяют построить в общем виде искомую эпюру начальных технологических остаточных напряжений в образце-свидетеле после упругопластического нагружения изгибающим упругим моментом М (рис.17 в). Указанные величины напряжений взаимно уравновешиваются, поэтому амплитуда изгибающего момента М, создаваемого в интервале 11-Ут, составляет

Мг =£<г(у)Ъуйу (24),

Где

a(y) = eYE-(Y-YT)--^-! = Егт + Е-—^- (25).

С учётом выражения (23) формулы (24) имеет вид

Ма = j [Я£Г + Е * bdyí26).

Ут

Интегрирование зависимости (26) проведём по углу Ут методом замены независимой переменной

2 R3Eetcos3Yt (к Ут , sin*y Л 2R*E(£Y-£T) , .

-i-+ {Тб-ц + г)'—~г (27)

Амплитуда изгибающего момента М2 на участке образца от оси Ут

до центральной оси составляет

Ут

Í , (Ут sMYA 2R*E£t м2 = J a(y)bydy = (---32—;--— (28<>

Амплитуда изгибающего момента М3 на участке от наиболее удаленного волокна (R =У) до нейтральной оси сечения образца-свидетеля равна сумме двух полученных амплитуд моментов и из условия равновесия равна нулю

(Ут sin4YT\ 2R*Eey 2 R3Eetcos3yt + ^УЛ .

Мз=Ч¥--323 "4l6 8 32 )

2 R*E<jeY-sT)_Q (29)

Уг

Отсюда 3

£y sinAyT 2Yt lóeos yT ^

Л = 1 +-----sinyT----(3U)

et 2n n 3 n

Относительная упругая деформация при YT = R (на крайних волокнах) имеет вид

ея = (£т~£у)^-£т (31) 'т

Параметры er и бу характеризуют деформированное состояние образца-свидетеля. Для оценки прогиба последнего после удара оценим пластическую деформацию (остаточную, отрезок ВМ, рис.17 б)

£о

£у (32)

Бтут

Для определения начальных технологических остаточных напряжений, возникающих в образце-свидетеле после удара, необходимо решить задачу с двумя неизвестными: иметь динамический предел те-

кучести стТд и глубину проникновения пластической деформации Ут, (7т)- Условиями для решения задачи являются энергия динамического удара и величина остаточного прогиба образца-свидетеля относительно центров, составляющая 0,25 мм.

Рассмотрим зависимость амплитуды изгибающего момента, действующего на образец при упругопластическом деформировании, от глубины проникновения пластической деформации (рис.17 а)

я Ут

М

= I атЬуйу + | о(у)Ьус1у (33)

УГ О

Методом замены независимой переменной Ут на ут решение (33) имеет вид

М = \#отсоз*ут (34)

С другой стороны имеет место проявление амплитуды динамического изгибающего момента при ударе, определяемой условием мд - РЯ " где Рд - сила удара, ъ - текущая длина, образца. Таким образом, имеют место зависимости

= (35)

Ьо=А (Гг) ( }

При исключении параметраут из зависимости (35) получаем £<, и интегрированием последней определяется искомый прогиб образца.

Если предположить, что пластическая деформация отсутствует, выбор предела текучести оТд и динамического усилия упрощается, так как динамический прогиб Рд при ударе во много раз больше пластического прогиба образца. Расчетом подтверждено, что сила удара Рд = 10,3 кН, а динамический предел текучести составляет 1500 МПа. Указанным параметрам соответствует амплитуда изгибающего момента от удара в расчетном сечении 3,3 кН-м и % = 0,445-ет . Следовательно, начальные технологические остаточные напряжения на поверхности образца ок = 0,445-1500 = 668 МПа, амплитуда динамического момента Мд =10,3-0,24 = 2,472 кН-м. Согласно формуле (4.20) приут = 0 М =2,083 кН •м. Коэффициент динамичности приложения знакопеременных ударных нагрузок в камере сгорания форсированного дизеля от действия сил инерции и сил давления газов на элементы коленчатого вала соответствует Кд= Мд/М= 2,472/2,083 = 1,186.

Для оценки влияния начального технологического остаточного напряжения на предел выносливости образца-свидетеля рассмотрим диаграмму напряжений от - стах.

Зависимость среднего напряжения от предельных амплитуд сгг = ст_! - храт.

Уравнение линии максимальных напряжений

<Ттах = + (1 ~

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла стали 38Х2МЮА -ф = 0,25, предел выносливости составляет около 400 МПа. КоэффициентСА'Д! учитывающий действие различных факторов на предел выносливости, определим как отношение пределов выносливости малых гладких образцов и образцов-свидетелей, испытанных нами

400

(^ = 220 = 1*18.

При от= 688 МПа для гладкого образца имеем

аг = 400 - 0,25 ■ 668 = 233 МПа

233

Для принятых образцов(стг)д = ^-¡^ = 128,1 МПа.

Расчетные результаты удовлетворительно совпадают с экспериментальными данными и подтверждают, что под действием упругопласти-ческого удара главной причиной снижения несущей способности образца является возникновение начальных технологических остаточных напряжений.

Эксперименты подтвердили, что основным эффективным способом упрочнения образцов-свидетелей явилась накатка галтелей роликами. Изломы накатанных образцов проходили вне диаметра образцов, что доказывает полное устранение накаткой влияния эффективной концентрации напряжений на усталостную прочность образцов-свидетелей.

Последующая за ударным нагружением накатка образцов третьего варианта позволила полностью устранить вредное воздействие удара. С целью ликвидации треснувшего азотированного слоя галтели образцов протачивались перед накаткой.

Установленный при исследованиях образцов четвертого варианта относительно высокий упрочняющий эффект накатки после пятикратного повторения цикла «удар-накатка» позволяет сделать важный вывод о возможности использования после ударного динамического на-гружения дальнейшего использования коленчатых валов и восстановления их несущей способности благодаря последующему за накоплением ударных явлений наклепу галтелей коленчатого вала.

Из исследований ясно, что метод восстановления работоспособности коленчатого вала применим несколько раз на одном и том же участке последнего, т.е. вал может быть использован для эксплуатации даже после нескольких суммарно накопленных динамических ударных факторов в одном цилиндре. Полученная на образцах-свидетелях: способность материала пластически деформироваться при нескольких повторных упрочнениях одной и той же зоны и создавать при этом поле благоприятных начальных технологических остаточных напряжений

имеет место и у галтелей коленчатых валов, тем более, что интенсивность упрочнения образцов была существенно выше, чем у коленчатых валов, и, следовательно, запас пластичности материала при упрочнении образцов расходовался более интенсивно, чем при упрочнении валов.

В случае, если, динамическому знакопеременному нагружению подвергается коленчатый вал, имеющий азотированные галтели, и на азотированном слое возникают усталостные трещины, то перед упрочнением наклепом азотированный слой целесообразно снять.

Внедрение перспективной малоотходной технологии комплексного ППД коленчатых валов на ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» предусматривает сокращение заготовки коленчатого вала при возрастании Кт, от 0,4 до 0,8 и обеспечивает существенную экономию при сохранении заданного уровня служебных свойств детали.

Переход на малоотходную технологию ППД элементов коленчатых валов дает, кроме того, полное исключение размерной обработки внешней поверхности противовесов и щек, кроме посадочных поверхностей последних с соответствующим сокращением трудоемкости программируемой фрезерной обработки и ручной зачистки поверхностей, парка соответствующих станков с ЧПУ.

Эти источники экономии положены в основу расчета экономического эффекта, определение которого проводится по зависимости

Эш = АС - Ен * ДК, где АС - разница в себестоимости сравниваемых вариантов до и после внедрения дифференцированного гидродробеструйного упрочнения элементов коленчатых валов; Ен=0,15 - нормативный коэффициент эффективности;

ДК - разница капитальных затрат для сравниваемых вариантов до и после внедрения поверхностного пластического деформирования деталей; Кн=0,15 — нормативный коэффициент эффективности.

Суммарный годовой экономический эффект от внедрения комбинированного ППД щек и противовесов коленчатых валов форсированных дизелей

Э = Эшщек+Эш против =2000,75+1185,31 =3186,06 тыс. руб

Рассмотрим физическую сущность указанного экономического эффекта. Известно, с одной стороны, что прочность деталей с надрезом зависит от ряда факторов: чувствительности материала к концентрации напряжений, его механических свойств, остроты надреза, определяющей теоретический коэффициент концентрации напряжений. При ППД зоны концентрации напряжений наклепом в поверхностном слое возникают начальные технологические остаточные напряжения сжатия,

величина которых может быть весьма значительной. Особенно это относится к случаю комбинированного ППД, острых надрезов, в том числе галтелей малого радиуса коренных и шатунных шеек коленчатых валов, когда даже при небольшом усилии, действующем на ролик при накатке, может достигаться высокая степень комбинированного ППД.

По мере уменьшения радиуса галтелей возрастает теоретическии коэффициент концентрации напряжений и, следовательно, должна падать усталостная прочность. Однако снижение пределов выносливости происходит в значительно меньшей степени, а не пропорционально коэффициенту формы, так как одновременно с последним уменьшается коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений.

С другой стороны, по мере возрастания остроты надреза в последнем увеличиваются напряжения, создаваемые, внешними рабочими нагрузками, в то время как созданные комбинированными ППД начальные технологические остаточные напряжения сжатия ограничиваются пределом текучести материала и, следовательно, не могут увеличиваться бесконечно. Кроме того, в очень острых надрезах объем пластически деформированного металла оказывается весьма незначительным; вследствие этого возможно подслойное разрушение, т.е. начинающееся не с поверхности, а с некоторой глубины, где напряжения от внешних рабочих воздействий все еще велики, а положительный эффект от комбинированного ППД уже незначителен.

Большую опасность для коленчатых валов с упрочненными наклепом острыми надрезами, представляют кратковременные перегрузки усилиями от динамически ударного нагружения, способными вызвать в надрезе напряжения, превышающие предел текучести металла. В этом случае эффект от комбинированного ППД будет ликвидирован, а коленчатый вал разрушится даже быстрее, чем неупрочненный, имеющий аналогичный концентратор напряжения. Этот эффект относится в равной степени к деталям из других материалов.

Таким образом, решение указанной задачи сводится к оптимизации (нахождению) такого радиуса галтелей, который, будучи интенсивно упрочнен комбинированным ППД, не приводил бы к возникновению в галтельной зоне чрезмерно высоких динамических ударных напряжений при действии рабочих знакопеременных нагрузок и тем более не создавал бы опасности возникновения пластических деформаций при возможных перегрузках от динамики ударного нагружения.

Как видно из выполненных исследований, величина такого радиуса существенно ниже рекомендуемого современными нормами, что и дает

основание использовать установленный эффект для разработки коленчатых валов повышенной, долговечности, например, по а.с. 1329294.

Следует дополнительно остановиться на отличии высокопрочной стали по чувствительности к концентрации напряжений. Как показали исследования образцов, диаметром 9,5мм с надрезом, высокопрочный чугун обладает существенно сниженной по сравнению со сталью чувствительностью к концентрации напряжений. Тот же эффект обнаруживается из результатов испытаний коленчатых валов с галтелями разного радиуса.

Отмеченный эффект должен учитываться, при выборе минимально допустимого радиуса галтелей коленчатых валов. Очевидно, что эта величина при прочих равных условиях у стальных валов должна быть большей, чем у валов из высокопрочного чугуна. Тем более, что высокопрочному чугуну свойственна, более выраженная неравнопрочность при растяжении и сжатии, и, следовательно, положительный эффект от начальных технологических остаточных напряжений сжатия в этом случае будет, проявляться сильнее.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

Разработка новых элементов информационного мониторинга исследования процессов и технологий позволила установить следующее:

1.Расчетно-экспериментальными исследованиями доказан эффект -возможность изготовления коленчатых валов Форсированных дизелей с галтелями малого радиуса, не уступающий по усталостной прочности коленчатым валам, изготовленным согласно современным представлениям об их усталостной прочности. Решение задачи комбинированного ППД сводится к нахождению такого радиуса галтелей, который, будучи интенсивно упрочнен, не приводил бы к возникновению в гал-тельной зоне чрезмерно высоких динамических знакопеременных напряжений при действии ударных рабочих нагрузок и, тем более, не создавал бы опасности возникновения пластических деформаций от возможных перегрузок из-за динамики ударного нагружения коленчатого вала.

Как видно из приведенных исследований, величина оптимизированных радиусов галтелей существенно ниже рекомендованных современными нормами, что дает основание использовать установленный эффект для разработки коленчатых валов повышенной долговечности.

2.Впервые разработана математическая модель динамического ударного нагружения КШМ как элемента системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов,' отличием которой от известных является решение сообщенного линейного диф-

ференциального уравнения вынужденных колебаний второго порядка с постоянными коэффициентами и правой частью, отличной от нуля.

3.Обоснован механизм взаимодействия динамического нагружения КПМ и демпфирования деталей цилиндро-поршневой группы форсированного дизеля как элемента системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов, отличием которой от известных является:

-учет демпфирования деталей цилиндро-поршневой группы форсированного дизеля через мгновенный коэффициент трения в паре кольцо-втулка в районе ВМТ и частоту свободных колебаний стержня шатуна;

-учет возмущающей силы, задаваемой линейной функцией времени или угла поворота коленчатого вала.

4.Впервые разработан комплексный критерий для оценки динамической напряженности КШМ при инерционном нагружении как элемент системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов, который в основном определяется параметрами

крутильных колебаний.

5.Экспериментально определена динамика, нагружения КШМ при инерционном нагружении и от сил давления газов на работающем форсированном дизеле, по осциллограммам доказан эффект знакопеременного воздействия как элемент системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов.

6.Показано, что динамическое ударное нагружение масляного слоя шатунного подшипника скольжения форсированного дизеля в условиях использования ПАВ является элементом системы управления вибрационным старением коленчатых валов.

7.Решена задача повышения несущей способности и эксплуатационной надежности на 18-20 % КШМ снижением динамики нагружения масляного слоя применением ПАВ. Динамичность нагружения масляного слоя является дополнительным критерием эффекта по П.А.Ребиндера, учитывающего изменение поведения окисных пленок-эпиламов вследствие адсорбции ПАВ и являющегося элементом системы управления технологическим вибрационным старением коленчатых валов.

8.Экспериментальными исследованиями усталостной прочности коленчатых валов и образцов-свидетелей раскрыт механизм вибрационного старения в локальных зонах концентрации напряжений с малыми радиусами галтелей. Установлено, что эксплуатационные свойства деталей машин достигаются упрочнением поверхностного слоя ППД и образованием начальных технологических остаточных напря-

жений как фактора системы управления вибрационным старением.

9.Предложена новая конструкция коленчатого вала по а.с. №1329294. Целью изобретения является повышение эксплуатационной надежности конструкции за счет снижения ударных знакопеременных нагрузок, от сгорания топлива путем выполнения поднутренными в щеки галтелей на

шатунных шейках коленчатых валов по профилю, описываемому дугами двух одинаковых относительно малых радиусов 2,5 мм; непод-нутренные галтели на коренных шейках выполняют по профилю дуги относительно малого радиуса 2,5 мм.

Ю.Теоретически обоснован суммарный годовой экономический эффект от внедрения комбинированного ППД элементов коленчатых валов форсированных дизелей как системы управления технологическим вибрационным старением детали.

Основные научные положения и результаты диссертации изложены в следующих 65 работах (из общего количества 157 публикаций):

Монографии

1. Косырев С.П. Безотходные технологические методы повышения работоспособности элементов КШМ высокофорсированных дизе-лей/С.П.Косырев. Балаково, 1997. - 48 с.

2. Косырев С.П. Тепловозы ТГМ-4 и ТГМ-4А/С.П.Косырев. М.: Транспорт, 1967. - 287 с.

3. Косырев С.П. Повышение эксплуатационной надежности высоко-нагруженных деталей машин /СП.Косырев. Саратов: Сарат. гос. техн ун-т, 2009.- 136 с.

4. Косырев С.П. Эксплуатационная надежность при упрочняющих технологических способах обработки деталей машин/С.П.Косырев, И.О.Кудашева. Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2010. 88 с.

Учебные пособия

5. Косырев С.П. Основы теории и эксперимента в условиях технологического поверхностного пластического деформирования прецизионных деталей: учебное пособие /С.П.Косырев и др. Саратов: Сарат. гос. тех. ун-т, 2009.- 60 с.

6. Косырев С.П. Основы теории и эксперимента в условиях технологического поверхностного пластического деформирования элементов

коленчатых валов: учебное пособие /С.П.Косырев, Н.Л.Марьина. Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2010.-116 с.

Авторские свидетельства и патенты

7. A.c. №696105. Косырев С.П, Шатун. 18.06.75,БИ №23.

8. A.c. №846634. Косырев С.П.и др. Шатун. 22.12.75. БИ №26.

9. A.c. №647468. Косырев С.П. Шатун переменной длины. 05.09.77.БИ №6

10. A.c. № 909386. Косырев С.П, и др. Способ сборки шатуна. 12.09.79. БИХ°8.

11. A.c. №912962. Косырев С.П.и др. Шатун переменной длины. 03.04.80. БИ №10

12. A.c. №979737. Косырев С.П. Шатун. 22.02.80. БИ №4

13. A.c. №996778. Косырев С.П.и др. Шатун быстроходного ДВС. 25.12.80. БИ № 7.

14. A.c. №1008523. Косырев С.П. Прицепной шатун высокофорсированногоV-образного ДВС 30.03.83. БИ №12.

15. A.c. №1010327. Косырев С.П. Шатун высокофорсированного V-образного двигателя. 30.03.81. БИ №13.

16. A.c. №1044803. Косырев С.П.и. др. ДВС с изменявшейся степенью сжатия. 21.06.82 БИ№ 36.

17. A.c. №1182188. Косырев С.П.и др. ДВС 30.05.84. БИ №36.

18. A.c. № 1219853. Косырев С.П. Соединение шатуна с поршневым пальцем. 23.03.86. БИ № 11.

19. A.c. № 1236216. Косырев С.П.и др. Тонкостенный бесканавочный вкладыш. 30.10.84. БИ № 29.

20. A.c. №1242631. Косырев С.П. V-образный ДВС 06.12.84.БИ №25.

21. A.c. №1307114. Косырев С.П.и др. Шатун высокофорсированного V-образного дизеля. 30.10.84. БИ № 16.

22. A.c. № 1327216. Косырев С.П.и др. Токосъемный механизм. 16.05.85. БИ №28

23. A.c. № 1329244. Косырев С.П.и др. Коленчатый вал многоцилиндрового высокофорсированного дизеля. 08.01.85. БИ № 15.

24. A.c. №1382962. Косырев С.П. ДВС с масляным охлаждением поршней.30.10.85. БИ № 11.

25. A.c. №1446375. Косырев С.П.и др. Вкладыш подшипника, скольжения высокофорсированного дизеля. 23.12.88. БИ №47.

26. A.c. №1530847. Косырев С.П. и др. Тонкостенный вкладыш подшипника скольжения высокофорсированного дизеля. 09.12.87. БИ № 47.

27. A.c. .№ 1649144. Косырев С.П. Шатунный болт высокофорсированного дизеля. 17.10.88. БИ №18.

28. A.c. №16562С5. Косырев С.П.и др. Шатун. 16.11.88. БИ №22.

29. A.c. №1657785. Косырев С.П.и др. Биметаллический материал для подшипников скольжения.9.11.88. БИ №23.

30. Патент РФ №2028594. Косырев С.П.и др. Способ измерения толщины масляного слоя шатунного подшипника ДВС 25.01.91. БИ №4.

31. Патент РФ № 2010150. Косырев С.П. Способ определения остаточных напряжений в поверхностном слое детали. 31.01.91. БИ №6.

32. Патент РФ №2133282. Косырев С.П.и др. Способ стабилизации остаточных напряжений в поверхностном слое детали. 26.10.98. БИ № 20.

33. Патент РФ № 2219043.Косырев С.П.и др. Способ обработки зубчатого стека кривошипной головки шатуна. 01.04.2002. БИ №35.

Публикации в других изданиях

34. Косырев С.П. Концентрация напряжений в кривошипной головке шатуна высокофорсированного дизеля и способы её нейтрализации /С.П.Косырев//Изв.ВУЗов. Машиностроение. 1988. №11. С.77-81.

35.Косырев С.П. Оценка начальных технологических остаточных напряжений в материалах разнородной упругости нагруженных деталей высокофорсированных дизелей с позиции энергетики векторного на-гружения /СП.Косырев, Л.А.Сорокина, Р.М.Рафиков, Е.А.Комиосаренко, Саратов: С000 «АН ВЭ». 2002. С. 11-19.

36. Косырев С.П. Динамическое нагружение кривошипно-шатунного механизма дизелей/С.П.Косырев //Двигателестроение. 1980 №11. С 21-23.

37. Косырев С.П. Технологические проблемы обеспечения работоспособности нагруженных деталей высокофорсированных дизелей /С.П. Косарев, Д.А.Сорокина, Р.М.Рафиков, Е.А.Комиссаренко //Современные проблемы технического сервиса в промышленном комплексе: Международная научно-практическая конференция. М.:МГАУ. 2003.С.17-19.

38. Косырев С.П. Моделирование напряженного состояния поршневой головки шатуна форсированного дизеля /С.П.Косырев, Е.А.Горшков //Двигателестроение. 2007, №3. С14-15.

39. Косырев С.П. Повышение работоспособности подшипников скольжения высокофорсированных дизелей технологическими методами /С.П. Косарев. Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания. Материалы межгосударственного научно-технического семинара. Саратов: ФГОУ ВПО «Саратовский

ГАУ».2004. Вып.16.С91-92.

40. Косырев С.П. Исследование остаточных напряжений высокона-груженных деталях форсированных дизелей /С.П.Косырев,

A.В.Разуваев, Л.А.Сорокина, Р.М.Рафиков, Е.А.Комиссаренко //Двигателестроение, 2003. №3. С21-24.

41.Косырев С.П. Технологические методы поверхностного пластического деформирования деталей транспортных дизелей/С.П.Косырев, И.О.Кудашева //Методические указания к выполнению учебно-исследовательских работ по курсам «Технология машиностроения» и «Проектирование технологической оснастки». Балаково: БИТТУ. 2009. 24 с.

42.Косырев С.П. Прогнозирование долговечности материала деталей транспортных дизелей при асимметричном нагружении /С.П.Косырев,

B.А. Комиссаренко, В.В.Петухов //Тяжелое машиностроение. 2004,№10.С.3-4.

43.Косырев С.П. Определение температурных напряжений в днище крышки цилиндра как высоконагруженной детали транспортного двигателя /С.П.Косырев, Р.М.Рафиков, В.В.Петухов/Двигателестроение.2004.№ 2. С.3-4.

44.Косырев С.П. Динамическое нагружение поверхностного слоя высоконагруженной детали после поверхностного пластического деформирования /С.П.Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина //Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания: материалы Межгосударственного научно-технического семинара. Саратов. 2007. С18-20.

45.Косырев С.П. Поверхностное пластическое деформирование высо-конагруженных деталей транспортных дизелей /С.П.Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина //Современные технологии в машиностроении: материалы Международной научно-практической конференции: Пенза.2007.С 15-21.

46.Косырев С.П. Эксплуатационная надежность коленчатых валов транспортных дизелей /С.П.Косырев, Н.Д.Марьина/Шроблемы прочности и надежности строительных и машиностроительных конструкций, математическое моделирование и проектирование /Межвузовский сборник научных трудов: Саратов.2007. С32-34.

47.Косырев С.П. Динамическое нагружение поверхностного слоя высоконагруженной детали после пластического деформирования /С.П.Косырев, Е.А.Горшков, Н.Л.Марьина //Материалы межгосударственного научно-технического семинара. Вып.20. Саратов: СГАУ. 2007. С17-24.

48.Косырев С.П. Динамическое нагружение шатунного подшипника

высокофорсированного дизеля в условиях использования поверхностно-активных веществ /С.П.Косырев//Известия ВУЗов. Машиностроение. 1991. № 10-12.С.85-88.

49.Косырев С.П. Повышение эксплуатационной надежности коленчатых валов высокофорсированных дизелей технологическим методом /С.П.Косырев, Н.Л.Марьина //Проблемы прочности, надежности, эффективности. Сборник научных трудов: Саратов. 2007.С. 24-26.

50.Косырев С.П. Усталостная прочность коленчатых валов форсированных дизелей /С.П.Косырев, НЛ.Марьина //Векторная энергетика в технических, биологических и социальных системах: Сборник трудов IX Российской научной конференции: Саратов. 2007. С11-13.

51. Косырев С.П. Моделирование напряженного состояния коленчатого вала форсированного дизеля //СП.Косырев^ И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина/ Двигателестроение. 2006. № 4. С.9-11.

52.Косырев С.П. Технологический метод определения остаточных напряжений в поверхностном слое детали /С.П.Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л. Марьина //Современные технологии в машиностроении. Материалы XII Международной научно-практической конференции: Пен-за.2008.С84-36.

53.Косырев С.П. Динамика нагружения масляного слоя высоконагру-женной детали из композиционного материала после поверхностного пластического деформирования/ С.П.Косырев, И.О.Кудашева, НЛ.Марьина// Материалы межгосударственного научно-технического семинара. Вып.21. Саратов: СГАУ. 2008. С.88-93.

54.Косырев С.П. Повышение усталостной прочности коленчатых валов форсированных дизелей малоотходными технологическими методами /С.П. Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина //Ремонт, восстановление, модернизация. М.: 2009. 19. С18-21.

55.Косырев С.П. Влияние комбинированного поверхностного пластического упрочнения на начальные технологические остаточные напряжения в стали /С.П.Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина //Вестник Саратовского государственного технического университета. 2009. 1 2 /39/. С19-24.

56.Косырев С.П. Торсиографирование крутильных колебаний коленчатых валов двигателей и агрегатов на их базе/С.П.Косырев, И.О.Кудашева, Н.Л.Марьина //Материалы Межгосударственного научно-технического семинара. Вып.22. Саратов: СГАУ. 2009. С.54-55.

57.Косырев С.П. Развитие и совершенствование методики расчета гидродинамики масляного слоя прецизионных деталей /С.П.Косырев, И.О.. Кудашева, Н.Л.Марьина //Материалы V международной научно-практической конференции «Технологическое обеспечение качества

машин и приборов». Пенза: 2010. С44-48.

5 8.Косырев С.П. Технология ультразвуковой обработки шеек коленчатого вала форсированного дизеля /С.П.Косырев, Н.Л.Марьина, К.А.Субоч//Материалы межгосударственной научно-практической конференции «Разработка и внедрение ресурсо-и энергосберегающих технологий и устройств», Пенза: 2010. С.100-104.

59.Косырев С.П. Повышение эксплуатационной надежности коленчатых валов форсированных дизелей технологическими методами /С.П.Косырев, НЛ.Марьина, К.А.Субоч //Труды международной научно-практической конференции «Актуальные задачи машиноведения, деталей машин и триботехники». Санкт-Петербург: 2010. С215-221.

60.Косырев С.П. Эффект П.А.Ребиндера в подшипниках скольжения комбинированных форсированных дизелей /СП.Косырев //Двигателестроение. 20Ю.№ 1 /239/. С20-22.

КОСЫРЕВ Сергей Петрович

ЭЛЕМЕНТЫ СИСТЕМ ИНФОРМАЦИОННОГО МОНИТОРИНГА ИССЛЕДОВАНИЯ ПРОЦЕССА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ВИБРАЦИОННОГО СТАРЕНИЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ ФОРСИРОВАННЫХ ДИЗЕЛЕЙ

Автореферат

Корректор Н.Л.Марьина

Подписано в печать 23.11.11 Формат 60x84 1/16

Бум.офсет. Усл.печ.л. 2,0 Уч.-изд.л. 2,0

Тираж 100 экз. Заказ 02/11-11 Бесплатно

Балаковский институт бизнеса и управления

Ул. Транспортная, 4, г. Балаково Саратовской обл., 413841

Отпечатано в типографии «Лист», ул. Минская, 16, г. Балаково Саратовской обл., 413800