автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Формирование и обеспечение показателей качества автомобильных дизелей на стадии их проектирования и доводки

□ОЗОВ8226

На правах рукописи

Никишин Вячеслав Николаевич

ФОРМИРОВАНИЕ И ОБЕСПЕЧЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ КАЧЕСТВА АВТОМОБИЛЬНЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА СТАДИИ ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ДОВОДКИ

Специальность: 05.04.02 - Тепловые двигатели 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва - 2007

003068226

Работа выполнена в Камской государственной инженерно-экономической академии и ОАО «КАМАЗ»

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки РФ Чайнов Николай Дмитриевич

доктор технических наук, профессор Яманин Александр Иванович

доктор технических наук, профессор Фомин Валерий Михайлович

Ведущая организация:

ОАО «AMO ЗИЛ»

Защита состоится « 17» мая 2007 г. в 14 часов на заседании Диссертационного Совета Д212.141.09 при Московском Государственном техническом университете им. Н.Э. Баумана по адресу: 107005, Москва, Рубцовская наб. д.5/18, Учебно-лабораторный корпус, ауд. 947

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московского государственного технического университета им. Н.Э. Баумана.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью учреждения, просим направлять по адресу: 105005, Моска, 2-я Бауманская ул., д. 5, МГТУ им. Н.Э. Баумана, ученому секретарю Диссертационного Совета Д 212.141.09

Автореферат разослан «¿>¿-» апреля 2007 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета к.т.н., доцент

Тумашев Р.З.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В настоящее время в стране существует проблема производства высококачественной автомобильной техники. В «Концепции развития автомобильной промышленности до 2010 г.» отражены взгляды на расширенный выпуск автомобильных компонентов высокого уровня. Система мониторинга качества автомобильных компонентов основывается на достоверной информации о фактическом уровне качества в реальной эксплуатации. За критерии уровня качества автомобильного двигателя приняты уровень рекламаций по дате выпуска двигателя и уровень дефектности в производстве.

Процессы формирования и обеспечения качества является комплексными. Под формированием качества понимаем процессы, отвечающие за разработку и постановку изделия на производство. Под обеспечением качества понимаем процессы, отвечающие за производство изделия и его мониторинг. Общеизвестно, что около 80% всех дефектов обусловлены недостаточным планированием конструирования и подготовки производства. Около 60% всех рекламаций в гарантийный период обусловлены несовершенством разработки. Исходя из этого, наиболее важная и глобальная задача качества должна формироваться на стадии проектирования и доводки изделия и обеспечиваться в производстве.

Самый сложный и образующий механизм поршневого двигателя это кривошипно-шатунный механизм (КШМ). Уровень отказов, приходящихся на КШМ, может составлять 50-5-85% от отказов в целом дизеля. КШМ является весьма нагруженным механизмом. Нагрузки на КШМ носят взрывной или ударный характер. Это определяет показатели качества дизеля по надежности, экономичности и экологическим характеристикам. Форсирование дизелей сопровождается значительным повышением максимального давления сгорания топлива. При этом требования по надежности (заданному ресурсу) также возрастают. Объем выпуска высокофорсированных автомобильных дизелей и количество их в эксплуатации постоянно увеличиваются, поэтому следует ожидать, что решение проблемы формирования и обеспечения высокого качества автомобильного дизеля может принести значительный технико-экономический эффект.

В связи с тем, что сложная научно-техническая проблема формирования и обеспечения качества автомобильных дизелей решена не полностью, тема диссертации является актуальной. Создание эффективной системы менеджмента качества на основе МС ИСО серии 9000: 2000 способствует формированию и обеспечению высоких и стабильных показателей качества.

Цель исследования. Формирование и обеспечение показателей качества автомобильных дизелей на стадии их проектирования и доводки.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- на основе статистического анализа информации об эксплуатационной надежности автомобильных дизелей КамАЗ, выявить роль КШМ, как особо ответственного механизма, в формировании и обеспечении качества дизеля;

- разработать требования, предъявляемые к КШМ по формированию и обеспечению высоких показателей качества;

- разработать систему формирования качества КШМ, как особо ответственного механизма, на стадии проектирования и доводки автомобильных дизелей;

- разработать методики ускоренной оценки качества конструкции и технологии производства КШМ, адекватно отражающие условия эксплуатации;

- выполнить комплексную оценку качества конструкции и технологии изготовления КШМ;

- разработать и внедрить систему менеджмента качества автомобильного дизеля в соответствии с МС ИСО 9001:2000.

Объектами исследования являются: КШМ семейства автомобильных дизелей КамАЗ и система менеджмента качества (СМК) на примере ОАО «КАМАЗ-Дизель».

Предмет исследований. Методы формирования и обеспечения показателей качества автомобильных дизелей на примере КШМ, как особо ответственного механизма дизеля.

Методы исследований. Решение поставленных задач базируется на информации об уровне качества двигателей в эксплуатации; методах исследования динамических процессов сгорания топлива; методах анализа динамической нагруженности деталей КШМ с учетом зазоров в соединениях; численных и экспериментальных методах исследования теплового, напряженно-деформированного состояния (НДС) деталей КШМ; экспериментальных методах исследования гидродинамики подшипников скольжения; методах испытаний на усталость деталей КШМ; методах испытаний двигателя на безотказность в стендовых и эксплуатационных условиях.

Достоверность и обоснованность принятых в диссертационной работе решений подтверждается полнотой и обстоятельностью анализа известных методов проектирования и доводки дизелей; корректностью выбора граничных условий при исследовании теплового и НДС деталей КШМ; достаточной адекватностью используемых математических моделей исследуемым объектам; согласованностью теоретических результатов с результатами экспериментальных исследований; внедрением разработанных методов проектирования на автомобильных заводах; публикацией и апробацией основных положений работы на международном и всероссийском уровнях; результатами эксплуатации двигателей с реализованными в конструкции техническими решениями диссертационной работы, а также сертификацией СМК в органах ГОСТ Р и ТЦУ СЕЯТ.

Научная новизна диссертационного исследования заключается в комплексном подходе к формированию и обеспечению показателей качества автомобильных дизелей. За показатели качества приняты уровень рекламаций в эксплуатации и уровень дефектности в производстве.

В результате проведенных научно-исследовательских, конструкторских и технологических мероприятий обеспечен переход ОАО «КАМАЗ-Дизель» на 100% выпуск дизелей повышенной надежности и экологически безопасных.

В том числе проведен значительный объем научно-исследовательских, конструкторских и технологических мероприятий по повышению качества КШМ, как особо ответственного механизма. Данное направление выразилось в следующих разработках:

1. Разработаны и обоснованы математические модели динамических и ударных нагрузок в КШМ с учетом зазоров, угловых колебаний коленчатого вала. Угловые колебания коленчатого вала увеличивают потери на трение, расход топлива и масла, вибрации, шум и ударные нагрузки до 50 раз.

2. Разработаны методики и стенды ускоренных испытаний шатуна и шатунного болта, подшипников скольжения, поршня, привода масляного насоса, коленчатого вала, газового стыка адекватно отражающие их условия работы на двигателе. Коэффициент ускорения испытаний равен 4-И0.

3. Выполненные научно-исследовательские работы, внедренные конструкторские и технологические мероприятия, позволили снизить уровень отказов по КШМ в 9 раз к отказам дизеля в целом.

Практическая ценность. Внедрение в практику проектирования, доводки и производства автомобильных дизелей закономерностей, выявленных в ходе исследований, разработанных методик исследования, конструктор-ско-технологических рекомендаций, СМК на основе процессного подхода в соответствии с МС ИСО 9001: 2000 позволяет формировать и обеспечивать высокое качество КШМ.

Реализация результатов. Разработанные методики и результаты теоретических исследований используются в ОАО «КАМАЗ» при выполнении опытно-конструкторских работ по созданию высокофорсированных дизелей КамАЗ. Разработанные рекомендации и научные положения диссертации реализованы в конструкциях серийно выпускаемых дизелей КамАЗ.

Разработанная СМК в соответствии с МС ИСО 9001: 2000 успешно функционирует в ОАО «КамАЗ-Дизель».

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на Всесоюзной НТК «Современные проблемы кинематики и динамики ДВС» (Волгоград, 1985); на Всесоюзном НТС «Динамика и прочность автомобиля» (Москва 1986); на V республиканской НТК КАМАЗ-КамПИ (Набережные Челны, 1986); на НТ и НМК, посвященной 50-летию МАМИ (Москва, 1989); на VI Международном научно-практическом семинаре «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1997); на Международной НТК к 90-летию подготовки в МГТУ им. Баумана специалистов по ДВС «Двигатель-97» (Москва, 1997); на XVI—й военно-технической конференции «Вопросы совершенствования боевого применения и разработок артиллерийского вооружения и военной техники» (Казань, 1999); на Международном научном симпозиуме, посвященном 60-летию воссоздания МАМИ (Москва, 1999); на III международной НТК «Автомобиль и техносфера» (1САТ8' 2003) (Казань, 2003), на Международном симпозиуме, посвященном 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана «Образование через науку» (Москва, 2005).

Публикации. По теме диссертации опубликована 60 работ, из них 1 монография, 29 научных статей, 4 учебных пособия, 26 тезисов и 1 отчет НИР.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, выводов и списка используемой литературы. Общий объем диссертационной работы 376 страниц машинописного текста, включающего 294 рисунка, 46 таблиц и список использованной литературы из 300 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, определены объекты исследований, приводится постановка задачи и краткая аннотация содержания работы, дана оценка новизны, достоверности и практической ценности полученных результатов, сформулированы защищаемые положения.

В первой главе проанализированы основные направления и проблемы формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля на примере дизелей КамАЗ. Особое внимание уделено анализу качества КШМ. За показатели качества приняты уровень рекламаций в условиях реальной эксплуатации по дате выпуска продукции и уровень дефектов в производстве. Начиная с 1999 г. на КАМАЗе началось производство дизелей повышенной надежности и экологически безопасных, соответствующих нормам ЕВРО - 1 и 2 (рис. 1). Количество наименований дефектов, входящих в диапазон 90%, находилось в диапазоне 15-^-20 дефектов. Из них на детали КШМ приходилось около 10, что подтверждает важность направлений исследовательских работ по КШМ, как особо ответственного механизма дизеля, шор

Ум

О &

100 80 60 40 20 0 а)

>1

ш

109 80 § 61)

°й 20 * О

/ \ / \ /

\ / \ / >1 \

\ \

\ у

с^еоочо—'Мттг««

— — — счсчсчмпгчг*

^ № № № № А

и Н (1 П

год выпуска

Рис. 1. а) - динамика выпуска дизелей повышенной надежности и экологически безопасных (ЕВРО - 1, 2); б) - динамика уровня отказов КШМ к отказу дизеля в целом

Рассмотрены требования, предъявляемые к формированию и обеспечению качества КШМ. В основу формирования качества КШМ положены критерии по оценке: динамических процессов, протекающих в камере сгорания; уровня тепловой напряженности; деформаций, прочности и жесткости; динамических нагрузок от перекладок в зазорах и резонансных колебаний; гидродинамических режимов работы подшипников скольжения; виброактивности и шума.

, Во второй главе рассмотрены особенности динамических процессов, протекающих в КШМ, приведены математические модели, результаты расчетов и экспериментальных исследований. Анализ показал, что КШМ дизеля является наиболее активным источником ударных процессов. Воздействия сил давления газов на КШМ по существу являются ударными. В узких объемах камеры сгорания могут возникать ударные импульсы - пульсации давлений, которые достигают 10-45 бар. Резонансная частота пульсаций давления газов находится в пределах 7+8 кГц (рис. 2). Пульсации высокого давления газов вызывают вибрации гильз цилиндров и шум дизеля в области наибольшей громкости и наибольшей неприятности для человека.

Рис. 2. а) — индикаторные диаграммы: 1

» (кГц

полная подача топлива; 2 — холо-

стой ход; 3 - прокрутка; б) - пульсации давлений: п = 2600 мин , нагрузка 75%; 1 - исходная кривая; 2 - сглаженная кривая; в) - спектры

пульсаций давления: 1 - 2600 мин" нагрузка 70%

нагрузка 100%; 2 - 2600 мин"

Неравномерность угловой скорости вращения и резонансы угловых колебаний коленчатого вала оказывают значительное влияние на динамические нагрузки дизеля и их необходимо учитывать. Получено выражение угловой скорости с учетом неравномерности вращения и угловых колебаний коленчатого вала

1

61.п

к (¡¿ф

где А/п - суммарный крутящий момент; Мс — суммарный момент сопротивления; /и - момент инерции всех вращающихся масс относительно оси коленчатого вала; сос - средняя угловая скорость вращения коленчатого вала; и-частота вращения коленчатого вала, мин"1; Дф = (ф1-фо) - интервал угла поворота коленчатого вала, на котором производится интегрирование; г - 1,2,3..720/Лср; к - номер итерации; ф^ - амплитуда угловых колебаний колена вала; со, - частота вынужденных угловых колебаний; ф0 - фаза.

Получена скорость перекладки поршня с учетом сил сопротивления

2т

- + у

ct\N

tsMm

2/n

Ä 4/„

где <5 - время перекладки; N - скорость изменения силы N за время перекладки; т - масса возвратно-поступательно движущихся частей КШМ; Рт - сила трения поршневых колец и канавок поршня; Мпл - момент трения поршневого пальца; 10\ - момент инерции поршневого комплекта относительно центра масс; /о - момент инерции поршневого комплекта относительно оси поршневого пальца; с - расстояние от оси поршневого пальца до цен-

тра масс; у - расстояние от центра масс Оь Рг - сила давления газов над поршнем.

Угол поворота поршня в момент выбора зазора нижней кромкой

Sem

<Р =-,

/01 + стН

где ö - зазор поршень-цилиндр; Я - расстояние от центра масс до нижней кромки юбки.

В результате перекладки поршня происходит удар по гильзе цилиндра. Сила соударения Nyí может быть определена с учетом колебаний поршня, гильзы цилиндра и местных деформаций по выражению

wfl = — v0 sincaj+——j (l - cos<oJ)--— JiVy>(/)sm to,(t-t,)dt~

-I

1

mm,

i

РЛ< i

^(iK-Wsinffl-f/-/,^,,

где рг - плотность материала гильзы; Fr- площадь поперечного сечения гильзы; х0 - координата приложения силы удара; v0 - скорость поршня в момент удара; о)„ - частота собственных колебаний стенки юбки поршня; соТ - частота собственных колебаний гильзы цилиндра; пг - коэффициент демпфирования гильзы; к - коэффициент зависящий от характеристик контактируемых тел; Х,(х) - собственные функции.

Анализом выявлено, что сила соударения ЛГуд превышает боковую силу N в 2-Й 0 раз, и зависит от скорости соударения, величины боковой силы N и радиуса кривизны бочкообразного профиля поршня (рис. 3).

Анализ экспериментальных данных показал, что радиальное движение поршня обусловлено изменением направления силы N и является сложным. Свободное движение поршня начинается не сразу с изменением знака силы N, для этого необходимо преодолеть силы и моменты сопротивления. Начало свободного движения поршня запаздывает от изменения силы N на 10^27° у.п.к.в. (рис. 4).

о,м/с2 600

400

200

0,0

-200

-400

• ' 1 N„4 / ц

2 XX

g "Wl М

-ÄJ г2 -9,767 1Т'с

ш 1 — О^ — а - -=4 =

6000 4000 2000 ■0,0

а)

а, м/с 500 400 300 200 100

1 Ol

"г

Nm

/

10000 8000 6000 4000 2000

0,1

0,2

0,3 Км/с

б)

Рис. 3. Зависимости силы соударения и ускорения колебания гильзы: а) - по времени: 1 и 2 - соответственно скорость перекладки поршня 0,35 и 0,13 м/с; 3 и 4 - соответственно активный и пассивный периоды удара;

б) - от скорости перекладки поршня

кладки первой фазы; 4 - скорость перекладки второй фазы; 5 - период демпфирования удара; <р0 - у.п.к.в., соответствующий 0; ф| - у.п.к.в., соответствующий началу перекладки; ср2 - у.п.к.в., соответствующий началу свободного поперечного движения поршня

Скорость центра масс при перекладке определяется выражением

у

2т т

Свободное поперечное движение поршня с учетом сопротивлений начнется в момент времени, когда

откуда Р^ = N,12,

где /„ - время начала свободного поперечного движения поршня, отсчитываемое от момента смены знака силы Ин = /„•.№- значение силы N в момент начала свободного поперечного движения поршня.

На нерабочих ходах поршня значение суммарного сопротивления ^гсопР= 300-1000 Н; на рабочем ходе соответственно Рътвр = 1600-^1900 Н.

Экспериментально зафиксированы продольные колебания шатуна (рис. 5). Анализ показал, что максимальные усилия продольного сжатия шатуна возникают в период сгорания топлива при 4-10° у.п.к.в. после ВМТ. Частота продольных колебаний находится в узком диапазоне 2150-2250 Гц и не совпадает с частотой пульсаций давления газов (рис.6). Данные колебания шатуна являются собственными колебаниями, которые вызываются импульсом от быстрого повышения давления сгорания топлива. Максимальное усилие сжатия шатуна мало зависит от частоты вращения коленчатого вала (рис. 7). Коэффициент динамичности находится в пределах &д= 1,15-1,22.

Экспериментальная кривая ускорения шатуна отличается от теоретической кривой на 125 м/с2 или 6,5% без нагрузки и на 700 м/с2 или 42% при полной нагрузке (рис. 8). Анализ показывает, что кривая ускорения насыщена высокочастотными составляющими и ударными импульсами. Шатун воспринимает ударные нагрузки, вызываемые процессом сгорания топлива и перекладками в зазорах.

Рис. 5. Осциллограммы давления газов, усилия вдоль оси шатуна и угловых колебаний коленчатого вала на резонансном режиме:

п = 1997 мин'1

2200

2600 МИН

1400 1800

Рис. 6. Продольные деформации Рис. 7. Силы сжатия (Рсж), растяжения

шатуна и пульсации давле- (Ррт) шатуна, двойная амплитуда

ния газов: п = 1607 мин'1 пульсаций (АР^ и давление газов

Угловые колебания коленчатого вала оказывают значительное влияние на шум дизеля и вызывают дополнительные нагрузки на привод от коленчатого вала (рис. 9). Угловые колебания с частотой 260 Гц приводят к возник-

новению высокочастотных колебаний и шума с частотой 1000-2500 Гц. Установка демпфера угловых колебаний коленчатого вала устраняет резонанс угловых колебаний и снижает шум, вибрацию и нагрузки на привод.

1

:а)

} /

_ еде*

>

-г*- - _—»- - ЯЛЗЦД

1

140 120 1СО 80 ЕО 40

Ж

1 1 1 I

\ 1

)

<

а

ш т> ш ш г*» от

1700 2100 Л, МВН 1

Рис. 9. а) - уровни звукового давления дизеля КамАЗ-7403; б) - виброускорение привода масляного насоса: 1,2- соответственно без демпфера и с демпфером угловых колебаний коленчатого вала

Разработана математическая модель соударения зубьев шестеренчатого привода от угловых колебаний коленчатого вала с учетом колебаний зуба и деформаций в зоне удара. Анализ результатов расчета показал, что сила удара при резонансе угловых колебаний коленчатого вала больше в 50-450 раз, чем без учета угловых колебаний. Расчетное и экспериментальное значение силы удара отличается на 5% (рис. 10, а). Расчетным и экспериментальным исследованиям подверглись следующие параметры зубчатого зацепления: величина угла закрутки носка коленчатого вала; применение демпфера угловых колебаний коленчатого вала; момент инерции ведомой шестерни; материал ведомой шестерни; зазор в зацеплении. Самым эффективным мероприятием является установка демпфера угловых колебаний коленчатого вала (рис. 10, б).

Рис. 10. а) - сравнение результатов расчета и эксперимента: 1 - расчет; 2 - эксперимент; б) - спектр вибраций масляного насоса: «=1925 мин"1; 1 - без демпфера; 2-е демпфером угловых колебаний

Разработанные мероприятия, с учетом угловых колебаний коленчатого вала, позволили поднять запас прочности зуба с 1 до 2,2 и обеспечить высо-

кое качество привода масляного насоса, подтвержденное стендовыми и эксплуатационными испытаниями.

В третьей главе рассмотрен современный подход к формированию и обеспечению качества цилиндро-поршневой группы (ЦПГ). За критерии качества ЦПГ приняты: уровень теплового и НДС; уплотняющие свойства компрессионных колец; уплотняющие свойства газового стыка, пределы выносливости. Исследовались следующие конструктивные параметры ЦПГ: расположение компрессионных колец по высоте поршня; применение струйного охлаждения поршня маслом; зазор между головкой поршня и цилиндром; продольный и поперечный профили юбки поршня; посадка головки цилиндра на блок цилиндров (газовый стык); профиль расточек бобышек поршня. Объектами испытаний являлись высокофорсированные дизели КамАЗ размерности £>/£= 12/12 и 0/5= 12/13,4.

Тепловая нагрузка в ряде случаев может быть решающей, ограничивающей возможности дальнейшего форсирования дизеля. Тепловая нагрузка также определяет формы деталей, влияющих на надежность, экономичность и экологические характеристики. К ним можно отнести профили поршня в продольном и поперечном сечениях, расположение поршневых колец, профиль отверстия под поршневой палец, профиль кольцевых канавок в горячем состоянии и т.д.

Известно, что от величины объема между головкой поршня и цилиндром зависит топливная экономичность и экологические характеристики двигателя. Данный объем определяется зазором между головкой поршня и цилиндром и расстоянием от днища поршня до первого компрессионного кольца. Величина зазора во многих работах рассматривается также с точки зрения расхода масла и полирования зеркала цилиндра. Величина зазора определяет давление на первое и второе кольцо, потери на трение и тепловое состояние поршня.

Поднятие колец увеличивает силу трения поршневых колец о торцы кольцевых канавок и тем самым изменяет параметры перекладки поршня. Поднятие колец создает более интенсивный тепловой поток от поршня к охлаждающей жидкости, что должно приводить к снижению температуры поршня. Такой эффект снижения температуры желателен, но повышается температура в зоне первого компрессионного кольца. Для обеспечения надежной работы ЦПГ необходимо принимать дополнительные меры, как, например, принудительное охлаждение поршня маслом. Исследованию подверглись три варианта расположения поршневых колец. Вариант 1- стандартное расположение. В вариантах 2 и 3 комплект колец поднимался на 8 и 12 мм (рис. 11). Расстояние от днища поршня до нижней кромки второго кольца равнялось 37 мм. Анализ расчетных исследований выявил. Температура в зоне первого компрессионного кольца находится на уровне 195-*-220"С. Максимальный перепад температуры по толщине днища составляет 22°С (рис. 12). При поднятии колец на 8 мм максимальная температура на кромке камеры сгорания снижается на 14°С. По высоте поршня температура перераспределяется: в зоне головки поршня температура снижается на 5-К20°С; по юбке несколько увеличивается на 5-И 0°С. Дальнейшее максимально возможное поднятие колец на 12 мм не приводит к снижению температуры днища

поршня. При поднятии колец, не смотря на улучшение в целом теплового состояния поршня, условия работы первого компрессионного кольца ужесточились. Температура повысилась на 17^-20°С и стала равняться 212+239°С. Данный уровень температур без принятия дополнительных мер вызывает проблемы обеспечения надежной работы Ц111.

Вариант Аь(мм) ¿2. (мм) - М. (мм)

1 25 37 12

2 17 29 12

3 13 25 12

4 17 25 8

Рис. 11. Расположение канавок под компрессионные кольца

При поднятии компрессионных колец с повышением температуры в зоне колец, возрастает тепловой поток, идущий через компрессионные кольца с 21,5 до 26,3%. Происходит небольшое, порядка нескольких процентов, перераспределение отводимых тепловых потоков. Количество тепла, отводимого через юбку, снижается с 28,0 до 24,8% соответственно через внутреннюю поверхность с 11,0 до 8,3%, через огневую перемычку с 22,8 до 14,4%.

Отклонение рассчитанных температур от экспериментальных в контрольных точках составило 0-И°С, что можно считать вполне удовлетворительным.

В эксперименте измерения проводились при температуре охлаждающей жидкости 80°С и масла 90°С. По техническим условиям допускается повышение температуры охлаждающей жидкости и масла до 105°С. Согласно экспериментальным данным влияние температуры масла в диапазоне 70+100°С на температуру неохлаждаемого поршня находится в пределах точности измерений 2-КЗ°С. Температура охлаждающей жидкости оказывает существенное влияние на температуру деталей ЦПГ. Для двигателя КамАЗ-7405 на номинальном режиме работы на каждые 10°С повышения температуры охлаждающей жидкости температура поршня повышается: в районе верхней канавки на 5-Ч>°С; на кромке камеры сгорания на 7^8°С. Следовательно, при тем-

пературе 105°С охлаждающей жидкости в блоке цилиндров, температура на поверхности верхнего торца первой канавки составит: вариант 1 - 246-^252°С; вариант 2 - 257-^-262'С; вариант 3 - 263-267°С. Данный уровень температур является высоким и может вызвать проблемы обеспечения надежной работы ЦПГ. Поэтому необходимо предусмотреть принудительное охлаждение поршня маслом.

Принудительное охлаждение поршня маслом. Исследованиями установлено, что оптимальный расход масла для охлаждения поршня составляет 4 л/мин. Данный расход обеспечивается при диаметре соплового отверстия форсунки 2 мм, с ограничительным клапаном, давлении в системе 4 бар и температуре масла 95°С. При данных условиях температура поршня снижается на 14^28°С (рис. 13). Температура юбки на стороне подачи масла ниже на 9°С, чем на стороне слива. По головке поршня существенной разницы температур между сторонами не обнаружено ввиду ее массивности. Струйное охлаждение маслом более эффективно в нижней части юбки поршня и со стороны подачи масла, то есть равномерное охлаждение не обеспечивается.

ч

\

* 1

V 1 1 __Л

280240200 160120

120 160200 240 (, V

Рис. 13. а) - температура поршня с поднятыми кольцами: п = 2200 мин ; ре = 9,2 бар; 1М = 95"С; (?„ = 4 л/мин; в скобках - без охлаждения маслом; без скобок - с охлаждением маслом; б) - температура вдоль образующей поршня: о — с охлаждением маслом; А— — — без охлаждения

По частоте вращения коленчатого вала эффективность охлаждения поршня различна и изменяется от 10 до 20-^25°С (рис. 14). С увеличением среднего эффективного давления эффективность охлаждения поршня растет (рис. 14).

Увеличенный зазор между головкой поршня и цилиндром. Увеличение диаметрального зазора с 1,0 до 1,4 мм поршня приводит к значительному повышению теплового состояния поршня. На периферии головки поршня и над вставкой под первое кольцо температура повышается на 35-*-43°С (рис. 15).

1000 1400 1800 2200 П; цщн1

320 300 р280 »4*260

240 220 200 160 160 140

*-г-

/ 1

/ ' / ■-V

1—

*— -я = 2200 мин1

-

0.0 2,0 4,0 60 8,0 ЮЛ рп бар

Рис. 14. Температура поршня с поднятыми кольцами:

сгорания; А- над первым кольцом во вставке; -дения; — — - с охлаждением маслом

- кромка камеры

— - без охлаж-

Рнс. 15. а) - температура поршня на номинальном режиме: п = 2600 мин"1, ре = 8,2 бар, /в = 80°С, = 96°С; в круглых скобках - температура стандартного поршня без охлаждения; в квадратных скобках — температура поршня с увеличенным зазором по головке без охлаждения; без скобок - температура поршня с увеличенным зазором по головке с охлаждением; б) - температура поршня с увеличенным и со стандартным зазором по головке поршня:----диаметральный зазор 1,0 мм;- - диаметральный зазор 1,4 мм; 5 - термопара над

вставкой; 6 - термопара под вторым кольцом

На кромке камеры сгорания повышение температуры значительно ниже и составляет 9-10°С. Повышение температуры происходит в результате увеличения расхода горячих газов из камеры сгорания до первого компрессионного кольца. При этом уменьшается теплоотвод от поршня к гильзе цилиндра в горячей зоне головки поршня. Температура над вторым кольцом возрастает на 11-24°С. Температура в центре камеры сгорания при этом не изменяется. Увеличение диаметрального зазора с 1,4 до 1,84 приводит к дальнейшему росту температуры на кромке камеры сгорания на 10°С, над первым кольцом на 26°С. Перепад температуры от кромки камеры сгорания к периферии поршня составил 8°С, а на поршне с зазором 1,4 мм 25-30°С. Эффективность струйного масляного охлаждения поршня с увеличенным зазором по головке несколько больше (на 5^6°С), чем со стандартным профилем.

Анализом выявлено, что температура воздуха перед впускным клапаном оказывает существенное влияние на температуру поршня (рис. 16). Со снижением температуры воздуха после охладителя от 108 до 47°С, температура в различных точках головки поршня снижается на 20-^25°С. Со снижением нагрузки разность в температурах поршня с охлаждением и без охлаждения воздуха снижается.

f. с >20 Ю ih" с y*

3 / / П

2« \ /

t ü /

200 180 160 f/ f И s

* B'

б)

SO а « 8) 90 ГО

Рис. 16. а) - зависимость температуры

3 4 5 6 7 8 9 .ре,бар . .. поршня от температуры воздуха после охладителя (п = 2200 мин"1; = 41 кг/час); б) - температура поршня в зависимости от среднего эффективного давления:

А---А-без подачи воды в ОНВ (/5 = 108°С); о — о - с полной подачей воды в ОНВ; 2....15 - номера термопар; 3 - кромка камеры сгорания; 5 - над вставкой (/5 = 47°С); гм = 100°С; /„ = 78°С

Анализ показал, что температуры поршня и гильзы цилиндра по окружности распределены неравномерно (рис. 17). На кромке камеры сгорания поршня температура более равномерная, чем на периферии. Перепад температур по кромке камеры сгорания составляет 8°С, над вставкой до 20"С. В плоскости оси поршневого пальца температура выше, чем в перпендикулярной, разница составляет около 10°С. Температурное поле по кромке камеры сгорания смещено в сторону выпускного клапана. Расчеты теплового и напряженно деформированного состояния поршня необходимо проводить в трехмерной постановке с выбором соответствующих граничных условий.

Дизель размерности (S/D = 13,4/12). Рассматривается стационарное термонапряженное состояние поршня в объемной постановке от теплового и механического нагружения. Правильность выбора граничных условий контролировалась по контрольным температурным точкам. Удовлетворительное совпадение расчетных и экспериментальных температур в контрольных точках подтверждает достоверность принятых в расчете граничных условий (рис. 18).

Максимальная температура получена на кромке камеры сгорания и равняется 34ГС. Перепад температур в центре днища поршня составляет 62°С, что говорит о высоком градиенте температур в этой области. Неравномерность теплового нагружения по днищу поршня выглядит следующим образом:

- по кромке камеры сгорания температура изменяется от 309 до 34ГС;

- по кромке днища температура изменяется от 291 до 321 °С.

а)

б)

Рис. 17. а) - температурное поле гильзы цилиндра при я = 2200 мин

1- А = 70 мм, ре = 4,65 бар; 2 - А = 25 мм,ре = 4,65 бар; 3 - А = 70 мм,ре = 8,91 бар; 4-А = 25 мм,ре = 8,91 бар; б) - температурное поле днища поршня (я =2200 мин"1, = 9,2 бар): 1 - по периферии головки поршня над вставкой; 2 - по кромке камеры сгорания; 3 - нагруженная сторона поршня; 4 - ось поршневого пальца; 5 - направление к вентилятору

300 260 220 1 80 1« 1(50 200 240 280 320 /«."С 300 260 220 180 1«! 160 200 240 280 320 („,

Рис. 18. а) - изолинии температур поршня и контрольные точки; б) - темпера-, турное поле по днищу поршня; в) - температура по образующей поршня в плоскости качания шатуна; в) - температура по образующей поршня в плоскости оси поршневого пальца; 1 - кромка камеры сгорания; 2 - кромка днища; 3 - ось поршневого пальца

Максимум температурного поля смещен в сторону выпускного клапана. Перепад температур от кромки камеры сгорания к периферии огневого днища поршня составляет 10-Н20°С. В районе первого компрессионного кольца максимальная температура достигает 300°С. Перепад температур над вставкой и под вставкой под первое компрессионное кольцо составляет 54-66°С, теплоперепад через второе кольцо ниже на 28^33 °С. Температура верхней части юбки поршня равна 170-190°С, нижней части - 152°С.

Результаты сравнительного анализа температур дизелей КамАЗ сведены в табл. 1. Температурное состояние поршня дизеля КамАЗ-7482 характеризуется более высокими температурами, чем на других дизелях КамАЗ. Так по кромке камеры сгорания разница в температурах доходит до 5 ГС, а по юбке до20+40°С.

Таблица 1

Температуры в характерных точках дизелей КамАЗ, °С_

№ точки Характерная точка Модель дизеля КамАЗ

7405 7406 7482

1 Кромка камеры сгорания 301 276 327

2 Температурный перепад через днище поршня 225-206 (19) 204-186 (18) 295-253 (42)

3 Перепад температур по кромке камеры сгорания 39 31 32

4 Температура над вставкой 287 255 307

5 Перепад температур через первое кольцо 94 55-69

6 Температура над вторым кольцом 200 210

7 Перепад температур через второе кольцо 28-33

8 Температура в верхней части юбки 133 153 172

9 Температура в нижней части юбки 115 152

Неравномерность температурного поля у всех дизелей КамАЗ примерно одинаковая. Градиент температур через днище поршня у дизеля КамАЗ-7482 наиболее высокий, в 2,3 раза выше, чем у других дизелей.

НДС поршня. Ввиду неравномерного распределения температур по высоте и радиусу поршня происходит искажение формы канавки под кольца (рис. 19). Величины деформаций приведены в табл. 2. Опорная поверхность канавки разворачивается на величину Агк и приводит к перекосу поршневого кольца, как компрессионного, так и маслосъемного. Кольцо начинает работать верхней кромкой. Перекос кольца приводит к насосному действию кольца при ходе от НМТ к ВМТ, приводящего к повышенному расходу масла. В дополнение к этому масляная пленка становится опасно тонкой на середине хода и может вызвать задир кольца. Это положение можно исправить путем механической обработки канавки. При обработке обеспечивается наклон вверх нижнего торца. Величина наклона вверх нижнего торца должна составлять 0,003-Ю,005 мм/мм. Наиболее подвержен тепловой деформации нижний торец второй канавки в 1,5+2 раза больше, чем верхней канавки и примерно равен искажению торцов маслосъемной канавки.

Тепловые нагрузки приводят к различной величине расширения (сужения) высоты канавок. Первая и вторая канавки ведут себя по-разному от тепловой нагрузки. В целом верхняя канавка сужается на величину 6+10 мкм, а вторая расширяется на величину 13+19 мкм. Канавка под маслосъемное кольцо расширяется в среднем на 15 мкм. При поднятии колец сужение верхней канавки увеличивается, а у второй и маслосъемной канавок увеличивается расширение.

Таблица 2

Тепловые деформации верхнего и нижнего торца канавок, мкм

Верхняя канавка Вторая канавка Канавка маслосъемная

4г„ Агт

Вариант 1 22 10 6 16 14 14

Вариант 2 23 8 4 16 13 14

Вариант 3 13 8 3 14 12 14

33

«■.Т» «-ш*...

ей

вххЬипь в горячем состоянии фофмъ в холодной состоят

I

р)

1

вариант 1 «аримпЗ мриангЪ

б)

Рис. 19. а) и б) - тепловые деформации поверхности уплотнительной части поршня; в) - деформации поршня от действия давления газов

В плоскости качания шатуна головка поршня от действия давления газов расширяется, а юбка сжимается (рис. 19, в). В плоскости оси поршневого пальца поршень как бы переламывается в верхней зоне отверстия под поршневой палец, при этом головка и юбка расширяются. Деформации в плоскости качания шатуна в 2-3 раза выше, чем в перпендикулярной плоскости.

Представлена методика профилирования овально-бочкообразного профиля поршня. Анализ профилей выявил, что в горячем состоянии максимальный диаметр поршня расположен выше оси поршневого пальца на 20 мм, что соответствует примерно верхней кромки юбки поршня (рис. 20). В связи с этим, поршень под действием боковой силы N займет наклонное положение, изображенное на рис. 20, б. Такая форма профиля в горячем состоянии приводит к перекосу поршня и вызывает проблемы в уплотняющих функциях компрессионных колец.

С нагруженной стороны зазор по головке будет увеличенный, а с противоположной стороны возможно касание зеркала цилиндра и возможен прорыв газов с нагруженной стороны. Данное положение подтверждено стендовыми моторными испытаниями дизеля КамАЗ-7405 № 404643 по режиму безотказности. На нагруженной стороне поршня нагар доходит до масло-съемного кольца, то есть компрессионные кольца не уплотняют. С противоположной стороны наблюдается металлический контакт по головке поршня, особенно по нирезистовой вставке. Продольный профиль поршня дизеля КамАЗ-7405 является неоптимальным. Исходя из выше проведенных исследований, рассчитан бочкообразный профиль поршня (рис. 20, в), который обеспечивает отсутствие перекоса поршня при скольжении по зеркалу цилиндра.

Рис. 20. а) - профили поршня: 1 - профиль поршня в холодном состоянии;

2, 3,4,5 - профили поршня в горячем состоянии соответственно вариант 3, 2, 1, 4 (п = 2200 мин"1, ре = 10,2 бар); б) - перекос поршня в цилиндре дизеля в) - рассчитанные профили поршня Анализ поперечного профиля юбки поршня выявил. Как правило, для верхней кромки юбки овальность достаточна, для дизелей ЯМВ-238, 840 и КамАЗ она соответственно составляет 61, 100 и 125 мкм на сторону. Для нижней кромки значения овальности в том же порядке равны 12, 54 и 125 мкм на сторону. Под действием боковой силы N деформированный профиль выступает за нулевую линию соответственно на 40, 20 и 12 мкм. Профиль дизеля КамАЗ обеспечивает лучшие условия работы, хотя в нижней части овальность недостаточна. Оптимальный профиль юбки в поперечном сечении необходимо рассчитывать с учетом не только деформаций юбки, но и деформаций гильзы цилиндра (рис. 21).

Рис. 21. а) деформация юбки поршия и гильзы; 1 - гильза; 2 - поршень; б): 1 - рассчитанный профиль; 2 - стандартный профиль КамАЗ

Исследование уплотняющих свойств поршневых колец. При поднятии колец тепловое расширение поршня уменьшается, зазор поршень-гильза увеличивается, что приводит к снижению сопротивления истечения газов из камеры сгорания. На рис. 22 представлены индикаторные диаграммы и давления в межкольцевом объеме р12 для трех вариантов поршневых колец. Условия работы третьего варианта значительно отличаются. Давление в межко-лечном объеме р^ выравнивается с давлением в цилиндре. Это говорит о том, что верхнее кольцо находится в нейтральном положении, или вибрирует между торцами канавки и не уплотняет. Такое положение кольца весьма нежелательно.

■ISO -120 -60

60 120 180 240 -ISO градус улкл.

-120 -60 О 60 120 180 240 градус улье.

р 1 1 Pi - i

1 i > Вариант 3 гт 1 i

V \

) fu л \

/ -Ч ч

п ™ —

Рис. 22. Давление в цилиндре р; и давление в межкольцевом объеме: п = 2200 мин"1; ре = 9,94 бар

-180 -120 -€0

О 60 120 180 240

градус уло.

Анализ качества уплотнения компрессионных колец в межколечном объеме ритж показал (рис. 23). Давление р\у.тгх для варианта 1 явно выше, чем для 2-го и 3-го вариантов. Больший зазор и меньший объем жарового пояса обеспечивает лучшую герметизацию первым кольцом. Максимальное давление в межколечном объеме для варианта 1 отмечается при 21+47° У-П.К.В. после ВМТ сгорания.

§"110 о Й100

^ 90

80

70

£0

90 110 pz, бар

а)

1 1

Pz

N

¡ООО

1400

1800

2200

б)

45

40 Jf

31 I

30 Д 25 20 15 10

п, мин"'

Рис. 23. а) - зависимость давления в межколечном объемер^тгл от давления сгорания: и = 2200 мин"1; б) - зависимость давления сгораниярг и давления в межкольцевом объеме Р1дша< от частоты вращения

коленчатого вала: ■_| - вариант 1; <£>—О - вариант 2;

к—к - вариант 3;

С подъемом колец давление снижается и увеличивается угол, соответствующий максимуму давления 35^61° после ВМТ сгорания. Чем меньше меж-колечное давление, тем дольше верхнее компрессионное кольцо будет прижиматься к нижнему торцу канавки и тем выше будет степень износа. С подъемом поршневых колец происходит уменьшение вредных объемов, повышаются значения максимального давления сгорания. Повышенное рг обеспечивает лучшие условия уплотняющей функции первого кольца. С другой стороны повышается мощность трения, и одновременно вызывает повыше-

ние температуры в зоне трения. Увеличение силы прижатия кольца к нижней кромке канавки также приводит к интенсификации изнашивания. Для варианта №1 давление в камере сгорания сравнивается с давлением в межколеч-ном объеме при фрав = 50-65° у.п.к.в. Увеличивающееся истечение газа через верхнее кольцо варианта 3 приводит к отложению нагара по всей образующей между компрессионными кольцами.

За оценочные критерии качества конструкции газового стыка приняты: перераспределение нагрузки, приходящейся на бурт гильзы и привалочную поверхность блока цилиндров; герметичность газового стыка, оцениваемая по величине давления прорыва газового стыка; величина деформаций отверстия гильзы цилиндра. Экспериментально показано, что конструкция газового стыка существенно влияет на НДС гильзы и головки цилиндра. Для без прокладочного газового стыка напряжения сжатия по периметру бурта гильзы отличаются в 2+2,5 раза. Неравномерность напряжений в бурте гильзы зависит также от погрешности формы бурта гильзы и достигает 30%. Для прокладочного газового стыка неравномерность напряжений в бурте гильзы снижается до 30%.

Четвертая глава посвящена формированию и обеспечению качества шатунной группы. В шатунную группу включены шатун, шатунный болт и шатунный подшипник скольжения. За критерии оценки качества шатунной группы приняты: уровень НДС КПД, шатунного болта и шатунного вкладыша; предел выносливости шатуна, шатунного болта и шатунного вкладыша; уровень задиростойкости шатунного болта; уровень тепловой напряженности подшипника скольжения; величина гидродинамического давления в подшипнике скольжения; корсетность вкладыша; прочность масляной пленки.

Анализ расчета НДС КГШ выявил, что от действия сжимающей нагрузки, работает не только стержень шатуна, но и КПД (рис. 24). Для стандартной КПД наиболее опасным нагружением является сжатие. Максимальные напряжения отмечаются в зоне перехода стержня в КГШ па = -173 МПа. Увеличение радиуса перехода от стержня шатуна в КГШ со 108 до 130 мм снижает напряженность: от сил сжатия в наиболее опасной зоне до 45%; от сил растяжения до 25%. От сил растяжения расточка КГШ под подшипник овализируется с большей осью овала вдоль оси шатуна. Диаметр увеличивается на ADX = +89 мкм и сужается на ADy = -84 мкм для стандартного шатуна. От сил сжатия расточка КГШ под подшипник овализируется с большей осью овала поперек оси шатуна. Увеличение диаметра поперек оси шатуна для стандартного шатуна составляет ADy = +67 мкм, сужение ADX = -56 мкм. Суммарная величина овализации расточки вдоль оси х равна 145, а вдоль оси у - 151 мкм. При минимальном установочном зазоре АИтт - 0,070 мм теоретически возможен натяг в 14 мкм. Такое колебание зазора может приводить к проблемам в обеспечении стабильного гидродинамического слоя и вероятности схватывания в подшипнике. Увеличение радиуса перехода стержня в КГШ снижает деформации от сил растяжения в 1,18+1,25 раза, от сил сжатия в 1,5 раза. Суммарная величина овализации расточки ниже в 1,26 раза по сравнению со стандартным шатуном. В связи с этим следует ожидать более надежной работы шатунного подшипника скольжения.

Рис. 24. а) - кривошипные головки стандартного шатуна (R108) и шатуна повышенной жесткости (R 13ff); б) и в) - деформированное состояние КГШ соответственно от растяжения и от сжатия

Напряженное состояние шатунного болта. Анализ показал, что болт и при растяжении и при сжатии шатуна испытывает изгиб (рис. 25). Изгиб болта происходит вместе с деформацией КПД и напряжения в нем зависят от жесткости КГШ. При действии растягивающего усилия напряжения растяжения для стандартного шатуна составляют 16% от напряжений изгиба. Для этого же шатуна от сжимающего усилия болт испытывает практически чистый изгиб.

34(64)

ТГ| ^

J 1 т :г "ГГгт^

III п 11 ш 1 ТТГт^

25)50)

*72(SS)

б)

Рис. 25. Эпюры напряжений в болте шатуна, МПа: а) - от силы растяжения: оиз = 53(76) МПа; ор = 19(12) МПа; б) - от силы сжатия: аиз = 22(51) МПа; ор = 3(1) МПа; в скобках - стандартный шатун

Увеличение жесткости кривошипной головки приводит к перераспределению напряжений изгиба и растяжения в шатунном болте и в целом к их снижению. Соотношение между напряжением растяжения и напряжением изгиба возросло до 36% против 16% для стандартного шатуна. Максимальные напряжения снизились на 18%. Напряжения изгиба уменьшились на 30%, а напряжения растяжения увеличились на 58%. От силы сжатия напряжения в целом снизились в два раза. Расчет шатунных болтов необходимо проводить совместно с кривошипной головкой шатуна.

Разработан новый метод испытания шатунов на усталость по знакопеременному циклу с созданием гидродинамики в шатунном и коренном подшипниках с максимальным приближением к реальным условиям работы шатуна Усилие Fmax, соответствующее пределу выносливости, при знакопеременном цикле в 2,4 раза ниже, чем при знакопостоянном цикле на растяжение (рис. 26). Для шатуна с R130 характерным разрушением является усталостное разрушение по цековке под головку болта.

1(Г 2 3 4 56 10 2 3 4 &-Мц,цнкл

Рис. 26. Кривые усталости шатунов при различном коэффициенте асимметрии цикла и характерное разрушение КГШ с /ИЗО

Повыгиете качества шатуна и шатунного болта коп струн '¡порск о-технологическшш методами. Дробеструйная обработка шатуна повышает предел выносливости шатуна на 50%. Биение посадочного конуса под головку болта вызывает значительные напряжения изгиба под головкой болта, приводящие к разрушению. Введен жесткий допуск по биению посадочного конуса. Меднение гайки шатунного болта приводит к более равномерному распределению нагрузки по виткам резьбы и повышению предела выносливости на 20%. Увеличение твердости шатунного болта на 3^4 единицы НКС повышает предел выносливости болта на 18%. Прогиб болта из-за его коробления при закалке повышает напряжения изгиба до 20% от предела текучести, Задиросгойкость шатунных болтов фосфатированных в растворе КФЭ, в 3,5 раза больше, чем у кадмированных. Уровень рекламационных дефектов шатуна с К130 снизился с 0,3 до 0,08%. Дефекты шатунных болтов снизились в 17,4 раза.

В ходе испытаний получены зависимости температурь! шатунного и коренного подшипников от скоростного, нагрузочного режимов работы дизеля, от температуры и давления масла на входе в коренную опору, распределение температуры по толщине вкладыша и КГШ. Максимальная температура рабочей поверхности вкладыша не превышает \26'С. Изменение температуры вкладыша от нагрузки дизеля не превышает 3-^5*С. Температура вкладышей прямо пропорционально зависит от температуры масла, приращение температуры вкладышей на каждые 10°С приращения температуры масла состг в-ляет 8,5^9,0"С (рис. 27). При падении давления масла ниже 1,2-4,3 бар температура шатунных вкладышей резко повышается, при этом происходит переход от гидродинамического трения к сухому трению. В коренном подшипнике при этих же условиях сохраняется режим гидродинамического трения. Температура вкладыша шатунного подшипника с одним маслоподводящим отверстием (КамАЗ-7405) на б-И5°С выше, чем с двумя маслоподводящим и отверстиями (КамАЗ-740).

Разработан новый метод измерения гидродинамического давления в подшипникё скольжения без изменения геометрии и дополнительной обработки вкладыша. На верхнем вкладыше величина максимального гидродинамического давления составила 140, а на нижнем соответственно 25 МПа (рис. 28).

3 р„, бар

100-

1000

1800 2600 П, МИН

(-в) |—

t-m " у

м и

та 80 90 100 110 130 ¿ж.°С

Рис. 27. а), б) - зависимость приращения температуры вкладышей от частоты вращения и от давления масла; в) - зависимость температуры вкладышей от температуры масла; /шв, /ш„, (ю, -температура соответственно шатунного верхнего, нижнего и коренного вкладыша

Рис. 28. Гидродинамическое давление шатунного подшипника: а) - осциллограммы; б)-максимальное давление; 1 - верхний вкладыш; 2 - нижний вкладыш В ходе испытаний вкладышей подтверждено наличие корсетности. Максимальное значение прогиба вкладыша составило 24 мкм. Наибольшее изменение размеров вкладышей происходит при наработке 150 часов. После 300 часов процесс стабилизируется.

Метод измерения электрического сопротивления контакта позволяет провести комплексную оценку качества работоспособности подшипника. В связи с большим количеством факторов, влияющих на условия работы подшипника, был применен метод планирования эксперимента. Исследуемыми параметрами являются: относительное электрическое напряжение в смазочном зазоре подшипника, ДU%; температура на постели подшипника, 1„ °С. Учитывались следующие факторы: температура масла на входе в подшипник

/М°С; давление подачи масла рм; нагрузка на шатун FaJFpXT; частота вращения вала и; зазор в подшипнике Ah.

Была принята следующая классификация режимов трения при попадании среднего значения АU в следующие диапазоны: (0 < AU < 15%) - упру-гопластический режим трения (сухое трение); (15 < AU < 35%) - упруго-гидродинамический режим трения (граничное трение); (35 < AU < 80%) - переходный режим трения (смешанное трение); (80 <AU< 100%) - гидродинамический режим трения (жидкостное трение). Пример осциллограмм приведен на рис. 29.

F-104,H

150/50 kHiAi = 4 бар, /„= 120°С, = 150/50 кН,Л = 6бар, Ги = 70°С;

1320 мин ', ¿И = 0,19 мм 1320 мин' ■Ah = °>19 мм

Рис. 29. Прочность масляной пленки в зависимости от режима нагружения подшипника

При зазоре Ah = 0,099 мм и минимальном значении действующего фактора по нагрузке и изменении остальных факторов прочность масляной пленки достаточна. Только при температуре масла 120°С наблюдается некоторое снижение прочности масляного слоя, но величина A U не опускается ниже 80%, что характеризует режим работы подшипника как гидродинамический. При максимальном значении действующего фактора по нагрузке имеют место прорывы прочности масляной пленки AU = 0. При максимальном значении действующего фактора по температуре масла = 120°С, разрывы масляной пленки не наблюдаются, но имеет место снижение сопротивления масляной пленки до 40%, то есть в соответствии с классификацией подшипник работает в режиме смешанного трения. При увеличении частоты вращения вала, условия работы подшипника несколько улучшаются, но тенденция прорыва масляной пленки остается.

При зазоре Ah = 0,19 мм уже при минимальных значениях действующих факторов по нагрузке и температуре масла наблюдаются разрывы масляной пленки. Увеличение температуры подшипника до 120°С приводит к полному разрыву прочности масляной пленки при сжимающей нагрузке. Смазочная пленка сохраняется только в момент перекладки шатуна. Величина AU на этих участках равна 100%. Максимальное значение действующего фактора по нагрузке приводит практически к сухому и граничному трению в подшипнике. При температуре масла 70°С условия работы подшипника аналогичны условиям работы при минимальном значении нагрузки и максимальной температуре. А повышение температуры масла до 120'С, вызывает практически постоянный контакт, кроме зоны перекладки шатуна. При диаметральном зазоре Ah = 0,19 мм работу подшипника необходимо характеризовать, как проблемную.

В целом подшипник по-разному реагирует на растяжение и сжатие шатуна, это связано с геометрией расточки отверстия КГШ. Во всем диапазоне учитываемых факторов с ростом нагрузки уменьшается доля жидкостного трения (рис. 30).

9/3

Г^^-Ю', Н

Ат,%,

=0,099 мм, I 1320 мин1, 81 р„=4 бар,

15/5-Г? Н

В)

120 / °С

2600 я, мин"(

М = 0,099 мм, /М=70°С,

15/5104Н

Ч

М = 0,19 мм, /„= 7ТС,

/««V, = 15/5104Н 1 г1»

Д)

0,11 0,13 0,15 0,17 0,19ЛА,мм

Рис. 30. Зависимости относительной продолжительности работы подшипника в жидкостном режиме треиия (80 <Л/<100%) от 5 действующих факторов:--^раст;-----/ъс

Увеличение нагрузки от минимального до максимального значений снижает долю жидкостного трения на 20^40% в зависимости от зазора соответственно для ЛИ = 0,099 и А1г = 0,19 мм. Диаметральный зазор является более определяющим, чем нагрузка. Частота вращения вала не является определяющей в доле жидкостного трения подшипника. Подшипник по-разному реагирует на температуру масла в зависимости от зазора. При Ак = 0,099 мм изменение температуры масла мало влияет на условия трения в подшипнике. При АИ = 0,19 мм с ростом температуры масла резко ухудшаются условия трения во всем диапазоне изменения учитываемых факторов (рис. 30, в). Повышение давления подачи масла положительно влияет на режим гидродинамического трения в подшипнике, особенно при Ак = 0,19 мм доля жидкостного трения увеличивается до 60%. Это может рассматриваться с точки зрения износа подшипника. При изношенном подшипнике незначительное снижение давления подачи масла приводит к режиму граничного или даже сухого трения. Изменение диаметрального зазора можно считать наиболее важ-

ным из действующих факторов. При его увеличении относительная продолжительность в режиме жидкостного трения падает на величину до 90%. Анализ выявил, что надежная работа подшипника может быть обеспечена при сжимающей нагрузке ^^ (7,5+8,0)104 Н (рис. 31). Допустимая сжимающая нагрузка, как кратковременная с учетом ограничений по температуре подшипника, равна (14-20)-104 Н. Диаметральный зазор ограничен величиной АЪ <0,150+0,160 мм.

пот150

140

/ - ,-5 0*

/ V

'---I м __^Г^

ОУ.

гПО-С

-1- л,= 0°С

—— - ---.у —^

(К

1400 1600 1800 2000

2200 п, мин"1

013 ¿А.мм

Рис. 31. а) - максимально допустимая нагрузка на подшипник и температура подшипника, соответствующие границе жидкостного трения; б) - максимально допустимая нагрузка на подшипник и температура, соответствующие границам трения АII > 80% и/Ш>35%

Пятая глава содержит описание нового метода измерений угловых колебаний коленчатого вала с использованием пьезоэлектрического акселерометра, программы прямого и обратного БПФ, позволяющей проводить фильтрацию сигнала и его спектральный анализ.

Частотный анализ угловых колебаний1' коленчатого вала с радиусом кривошипа /? = 60 мм выявил резонансы с 8-ой; 7-ой; и 5,5-ой моторными гармониками (/= 252^260 Гц) (рис. 32). Узрл резонансных угловых колебаний с 8-ой моторной гармоникой проходит по 8-ой щеке (рис. 33 а).

С 8-ой моторной\ гармоникой резонирует коленчатый вал при частоте вращения вала и = 1875-1925 мин"1, резонансная частота при этом равна / = 252+258 Гц. Амплитуда угла закрутки соответствует:

- на переднем противовесе 0,115°;

- наЗ-ейщеке 0,097°;

- на 7-ой щеке 0,023°.

Моторная гармоника 5,5 резонирует в зоне не рабочей частоты вращения коленчатого вала при 2800+2850 мин'1. Частота резонанса составляет/= 260 Гц. Амплитуда угла закрутки несколько меньше, чем у 8-ой моторной гармоники.

, Максимальные значения общего уровня угла закрутки при работе двигателя на критической частоте вращения вала 1925 мин"1 равны: на переднем противовесе 0,27°; на 3-ей щеке 0,255°.

Д

Р — 8

Г

/

/

/ 5,5.—ч

/

t 7

\ i V /

J А

л 1 t t \

«TW*

1200

2400

2800 л, мин"1

1600 2000 S)

а) - углы закрутки переднего противовеса, 3-ей и 7-ой щек; б) - амплитуды спектральных составляющих; (5,5; 6,5; 7; 8; 12) - номера моторных гармоник; I, II - соответст-, венно общий уровень и амплитуды мотор-ф ных гармоник

Рис. 32. Зависимость амплитуды углов закрутки коленчатого вала от частоты вращения

Увеличение R до 65 мм на форсированном дизеле КамАЗ-7482С изменяет частотную характеристику. Получены 3 резонанса угловых колебаний коленчатого вала: при 1200; 1725; 2100 мин"1 с моторными гармониками 4; 8; 6,5 порядков (рис. 32, б). Соответствующие им частоты равны 80; 230; 227 Гц. Амплитуды угла закрутки носка коленчатого вала, соответствующие ре-зонансам, равны 0,321; 0,43; 0,386°. Резонанс с 8-ой гармоникой происходит в том же диапазоне частот вращения коленчатого вала, что и для других модификаций двигателей 1750-Н800 мин"1. На моделях двигателей с увеличенным радиусом кривошипа появляется резонанс при низкой частоте вращения коленчатого вала 1200 мин'1 с 4-ой моторной гармоникой. С форсировкой дизеля угловые колебания в этом диапазоне частоты вращения вала резко возрастают от 0,06 до 0,321°. Анализ показал значительное увеличение угловых колебаний носка коленчатого вала на форсированных дизелях. В связи с этим появилась необходимость демпфирования угловых колебаний коленчатого вала.

Для демпфирования угловых колебаний применены жидкостные демпферы. Рая исключения задиров между корпусом демпфера и маховиком применяют специальные упорные радиальные и торцевые подшипники (рис. 32, в, г). Анализ показал, что эффективность демпфера с подшипниками на 16+26 % выше, чем без подшипников (рис. 32, д). Анализу эффективности подвергались демпферы с различными моментами инерции маховика, кинематической вязкости силиконовой жидкости и площади поверхности трения. Увеличение только момента инерции маховика не является эффективным. Увеличение кинематической вязкости от 0,5 до 0,6 м2/с снижает угловые ко-

лебания во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала. При этом частотный диапазон настройки демпфера расширяется, кроме 8 и 5-ой гармоник и на 4-ую. Увеличение площади поверхности трения на 10% оказывает эффективное воздействие на демпфирование угловых колебаний коленчатого вала, даже при меньшем моменте инерции маховика на 15%.

бе зде* отфера —

1 -V

—я Г? У

- 4

[V- —

—

Н

сде шфе рои

-4 1—-I

1200 1600 1.0

2000

0.8 0,6 0,4 0.2

ш

ж

1 2 3 4 г, час

Рис. 33. Угловые колебания коленчатого вала: а) - форма резонансных колебаний КамАЗ-740; б) - дизель КамАЗ-7482С; в), г) - схема демпферов с радиальными и торцевыми подшипниками: 1 - маховик демпфера; 2 -торцевой подшипник; 3 - радиальный подшипник; д) - эффектив-ность демпфирования: 4 - без подшипников; 5 - с подшипниками; е) - расход масла на резонансном режиме: 1 и 2 - соответственно без демпфера и с демпфером угловых колебаний

Демпфер угловых колебаний оказывает эффективное влияние на расход масла и топлива. Анализ показал, что часовой расход масла с демпфером угловых колебаний снижается на 34% (рис. 32, е). При резонансе угловых колебаний коленчатого вала увеличивается доля масла выброшенного в над-поршневой объем инерционными силами. Удельный эффективный расход топлива при работе с демпфером угловых колебаний также ниже на 3,5 г/(кВт-час). Дополнительный расход топлива на сопротивление угловых колебаний при резонансе составляет 1,6%. Поэтому необходимость применения демпфера необходимо рассматривать в комплексе.

Проведены исследования влияния конструкторско-технологических методов по формированию и обеспечению качества коленчатого вала на этапах проектирования, доводки и производства. К ним отнесены: марка стали и способ ее получения (горячекатаная сталь, сталь непрерывного розлива, плавка в электропечи с вакуумным переплавом, мартеновская плавка с переплавом с синтетическими шлаками, сталь 42Х1МФА и 42ХМФА); глубина

закаленного слоя по галтели; электрохимическая полировка маслоподводя-щих каналов; азотирование шеек (рис. 34).

A4,-ю, Н-м

1300 1200 1100 1000 900 800 10:

V4. у 1

\4 S /-11

\ \

s

\

2 345610" 2 345 lgN„ цикл

Рис. 34. Кривые усталости коленчатого вала от кручения в зависимости от метода упрочнения шеек:

1 - вал R65, ионное азотирование; 2- вал R60, ионное азотирование; 3 - вал R65, индукционная закалка ТВЧ

Анализ выявил, что применение азотирования шеек для вала R60 увеличивает крутящий момент, соответствующий пределу выносливости, на 11%. Для вала с радиусом кривошипа R65 без грязеуловителей повышение соответственно составляет 21%. Запас прочности шатунной шейки на кручение для высоко форсированного дизеля КамАЗ-740.50-360 (рг = 125 бар) равен п^ = 3,9.

Анализом выявлены основные рекламационные дефекты коленчатого вала:

- трещины шатунной шейки;

- разрушение коленчатого вала по грязесборнику;

- разрушение коленчатого вала по галтели.

Изменение конструкции инструмента по обработке отверстия грязес-борника снизило уровень рекламаций в 6+7 раз. Изменение конструкции копира правки шлифовального круга снизило уровень рекламаций в 2 раза.

Выявлено, что причиной образования трещин шатунной шейки является качество поставки металлопроката. Поставка металла прямого восстановления из окатышей, выплавка в электродуговой печи и непрерывная разливка л кристаллизатор позволила снизить уровень дефектности в 2005 г. в 5 раз по сравнению с 2003 г.

В главе шесть представлено описание и анализ функционирования СМК ОАО «КАМАЗ-Дизель» в соответствие с MC ИСО 9001: 2000. По результатам анализа СМК ОАО «КАМАЗ-Дизель» за 2004г. сделаны выводы по пригодности и результативности СМК.

1. Пригодность. СМК ОАО «КАМАЗ-Дизель» пригодна т.к. продукция соответствует нормам ЕЭК ООН и другим, нормативным и законодательным требованиям и обеспечивает улучшение продукции согласно требованиям потребителей.

2. Результативность. СМК ОАО «КАМАЗ-Дизель» результативна, т.к. показатель результативности СМК по процессам составлял не менее 1,0 при

установленной норме 0,8 и уровень достижения целей в области качества составил 75%.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

Выполненные в работе комплексный анализ и обобщение методов управления качеством автомобильных дизелей, позволили разработать эффективные методы формирования и обеспечения качества на этапе проектирования, доводки и производства.

Основным итогом выполненной работы является решение крупной научно-технической проблемы, имеющей важное народнохозяйственное значение - создание комплекса методов и средств формирования и обеспечения качества, реализованных в теоретических моделях, расчетных и экспериментальных методах, с использованием которых возможно оптимальное формирование и обеспечение требуемых показателей качества.

В результате проведенных научно-исследовательских, конструкторских и технологических мероприятий ОАО «КАМАЗ-Дизель» полностью перешел на выпуск дизелей повышенной надежности и экологически безопасных.

В том числе проведены научно-исследовательские конструкторские и технологические мероприятия по повышению качества КШМ.

1. Получены следующие научные и прикладные результаты:

1.1. Выявлена роль трения на перекладку поршня, определена сила соударения, которая в 2-5-10 раз превышает боковую силу N.

1.2. Предложена методика профилирования овально-бочкообразного профиля поршня с учетом перекладки поршня, теплового и деформированного состояния поршня и гильзы цилиндра.

1.3. Выявлена роль пульсаций высокого давления в узких зазорах камеры сгорания на вибрацию гильзы цилиндра.

1.4. Выявлена роль угловых колебаний коленчатого вала на трение, расход масла и топлива, на вибрации и шум дизеля, на соударения в приводах от коленчатого вала. Сила соударения при резонансе угловых колебаний увеличивается в 50^60 раз. Показано, что необходимость применения демпфера угловых колебаний нужно рассматривать в комплексе, не только с учетом прочности коленчатого вала.

1.5. Уточнена роль жесткости кривошипной головки шатуна и шатунного болта на уровень НДС и усталость шатуна и шатунного подшипника.

1.6. Уточнена роль расположения компрессионных колец, зазора по головке поршня, струйного масляного охлаждения, ОНВ на тепловое и НДС поршня.

1.7. Уточнена роль нагрузки, частоты вращения вала, температуры и давления масла, зазора в подшипнике на несущую способность подшипника. Наиболее важным из действующих факторов является диаметральный зазор в подшипнике. Его максимальная величина ограничена 0,15-Ю, 16 мм.

2. Показатели качества КШМ значительно повысились. Уровень отказов по КШМ снизился в 9 раз по отношению к отказам дизеля в целом. В том числе по деталям КШМ:

- рекламации по КПП и шатунному болту практически свелись к нулю;

- уровень рекламаций шатунного подшипника снизился в 4 -^-5 раз;

- уровень рекламаций по задирам ЦПГ снизился в 6-8 раз;

- уровень рекламаций по коленчатому валу снизился в 6+7 раз. Уровень дефектности коленчатых валов в производстве снизился в 5 раз;

- рекламации по приводу масляного насоса полностью исключены.

3. Система менеджмента качества ОАО «КАМАЗ-Дизель» является результативной.

Основное содержание диссертации отражено в следующих работах:

1. Никишин В.Н. Формирование и обеспечение качества автомобильного дизеля. - Наб. Челны, 2006. - 452 с.

2. Никишин В.Н., Серпов A.C., Малышенок В.В. Вибронагруженность и расчет соударения в шестеренчатом приводе масляного насоса при угловых колебаниях коленчатого вала автомобильного дизеля // Двигателестроение. -1987.- № 3. - С. 18-22.

3. Никишин В.Н. Исследование увеличенного зазора между головкой поршня и цилиндром на тепловое состояние поршня // Социально экономические и технические проблемы: Онлайновый научно-технический журнал (http://kampi.ru/sets). - 2006. - № 9. 5 с.

4. Никишин В.Н. Исследование неравномерности температурного поля гильзы цилиндра и поршня автомобильного дизеля // Социально экономические и технические проблемы: Онлайновый научно-технический журнал (http://kampi.ru/sets). - 2006. - № 7.5 с.

5. Никишин В.Н. Исследование напряженно-деформированного состояния поршня автомобильного дизеля // Социально экономические и технические проблемы: Онлайновый научно-технический журнал (http://kampi.ru/sets). - 2006. - № 7. 7 с.

5. Никишин В.Н. Исследование напряженно-деформированного состояния кривошипной головки шатуна автомобильного дизеля // Социально экономические и технические проблемы: Онлайновый научно-технический журнал (http://kampi.ru/sets).-2006,- №6. 5 с.

6. Нестационарный локальный теплообмен в быстроходном дизеле при поршневом сжатии-расширении / Б.А. Максимов, В.Н. Никишин, Р.З. Кавта-радзеидр. // Двигателестроение,-1991.- №5.-С. 10-11.

7. Привод масляного насоса повышенной надежности / В.Н. Никишин, A.C. Серпов, В.В. Малышенок и др. // Автомобильная промышленность. -1986.-№10.-С. 29-30.

8. Никишин, В.Н., Кравчик Н.Э. Температурное расширение гильзы цилиндра // Двигателестроение.-1980.- №5.-С. 19-20.

9. Байрамов Ф.Д., Никишин В.Н., Тетерин М.Ф. Особенность кинематики поршня аксиального двигателя П-4 (5/D=90/120) // Двигателестроение. -2003.-№1.-С. 12-13.

10. Никишин В.Н. Профилирование бочкообразного профиля юбки поршня // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. - М., 1977.-Выпуск 1,-С. 106-115.

11. Экспериментальное исследование скорости и ускорения радиального движения поршня и вибрации гильз: Отчет по теме «12-40.3» / ЯМЗ, Руководитель темы Раскин В.И.. Исполнитель Никишин В.Н. № Государственной

регистрации 74028401. Инвентарный номер 41М-74. - Ярославль, 1974. -23 с.

12. Никишин В.Н. Исследование деформаций юбки поршня дизеля // Исследование прочности и надежности деталей автомобильных двигателей. -Элиста, 1980.-С. 64-69.

13. Никишин В.Н., Сибиряков C.B. Измерение гидродинамического давления в шатунном подшипнике автомобильного дизеля // Двигателестроение. -2006,- №3,-С. 31-34.

14. Никишин В.Н. Исследование пульсаций давления в цилиндре, вибраций гильз и колебаний шатуна автомобильного дизеля // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. - Владимир, 1997.-С. 114-115.

15. Никишин В.Н. Расчетно-экспериментальное профилирование овально-бочкообразного профиля юбки поршня автомобильного дизеля // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. -Владимир, 1997.-С. 119-121.

16. Никишин В.Н., Леонов С.М. Испытания поршней автомобильного дизеля на усталостную прочность и жесткость // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. - Владимир, 1997. - С. 121-123.

17. Никишин В.Н., Сибиряков C.B. Исследование температурного состояния подшипников скольжения коленчатого вала автомобильного дизеля при его форсировке II Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. - Владимир, 1997.-С. 123-125.

18. Никишин В.Н., Сибиряков C.B. Методика измерения гидродинамического давления в подшипниках скольжения коленчатого вала автомобильного дизеля // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. - Владимир,-1997. -С. 126-128.

19. Никишин В.Н., Пономарев С.Н. Исследование теплового состояния деталей, окружающих камеру сгорания автомобильных форсированных дизелей и газодизеля // Двигатель-97. Материалы международной НТК МГТУ им. Н.Э. Баумана. - Москва, 1997. - С. 48-49.

20. Никишин В.Н., Светличный Н.И., Загородских Б.П. Стабилизация геометрических параметров шатунных вкладышей двигателя КАМАЗ-740 в эксплуатации // Восстановление и упрочнение деталей машин Межвуз. науч. сб. - Саратов, 2000. - С. 65-71.

21. Никишин В.Н. Построение и применение физических (технико-технологических) моделей и методов управления процессами формирования и обеспечения безопасности и качества кривошипно-шатунного механизма дизеля // Труды Ш Международной научно-практической конференции «Автомобиль и техносфера» Казань, 17-20 июня 2003 г. - Казань: Изд-во Казан, гос. техн. ун-та, 2003. - С. 328 - 337.

ЛРЛ 020342 от 7.02.97 г. ЛР№ 0137 от 2.10.98 г. Подписано в печать 19.02.07 г. Формат 60x84/16 Бумага офсетная Печать ризографическая Уч.-изд. л. 2,0 Усл.-печ.л. 2,0 Тираж 100 экз. Заказ 828 Издательско-полиграфический центр Камской государственной инженерно-экономической академии

423810, г. Набережные Челны, Новый город, проспект Мира, 68/19 Тел./факс (8552) 39-65-99 е-таПлс@катрьги

список сокращений и условных обозначений. введение.

глава 1. проблема формирования и обеспечения качества на примере моторостроительного предприятия. роль; кривошипно-шатунного механизма, как особо ответственного механизма, в обеспечении качества дизеля. обоснование цели и задачи исследования.

1.1. Общие положения.

1.2.Проблемы развития систем качества и обеспечение качества автомобильных дизелей.

1.3.Анализ качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации в гарантийный период.

1.4.Требования, предъявляемые к формированию и обеспечению качества кривошипно-шатунного механизма.

1.5.Пульсации давлений газов в цилиндре дизеля и некоторые экологические характеристики.

1.6. Влияние высокого давления сгорания топлива на нагруженность кривошипно-шатунного механизма.

1.7. Связь вторичного движения поршня и профиля поршня с шумом, вибрацией.

1.8. Цель и задачи исследования.

глава 2. исследование динамических процессов в криво шипно-шатунном механизме - современный подход к формированию качества автомобильного дизеля.

2.1. Пульсации давлений газов в цилиндре автомобильного дизеля.

2.2. Математическая модель динамики кривошипно-шатунного механизма с учетом неравномерности угловой скорости вращения и угловых колебаний коленчатого вала.

2.2.1. Расчет с учетом неравномерности угловой скорости вращения коленчатого вала.

2.2.2. Расчет с учетом угловых колебаний коленчатого вала.

2.2.3. Расчет с учетом неравномерности вращения и угловых колебаний коленчатого вала.

2.3. Математическая модель вторичного движения поршня. Соударение поршня с гильзой цилиндра.

2.3.1. Математическая модель вторичного движения поршня.

2.3.2. Теория соударения поршня с гильзой цилиндра.

2.3.3. Анализ расчетных зависимостей соударения поршня с гильзой цилиндра при радиальном движении поршня.

2.4. Математическая модель динамики шатуна.

2.5. Методика и результаты исследований динамики вторичного движения поршня и вибрации гильзы цилиндра.

2.5.1. Экспериментальные исследования вторичного движения поршня.

2.5.2. Экспериментальные исследования вибрации гильзы цилиндра.

2.5.3. Частоты свободных колебаний гильзы цилиндра.

2.6. Влияние смещения оси поршневого пальца на вибрацию гильзы цилиндра и шум дизеля.

2.7. Динамический анализ шатуна и потерь на трение в цилиндро-поршневой группе.

2.7.1. Экспериментальные исследования продольных колебаний шатуна.

2.7.2. Мгновенная сила трения цилиндро-поршневой группы.

2.7.3. Экспериментальные исследования ускорения вдоль оси шатуна.

2.8. Роль угловых колебаний коленчатого вала на нагруженность шестеренчатого привода от коленчатого вала.

2.8.1. Математическая модель соударения зубьев шестеренчатого привода, вызываемого угловыми колебаниями коленчатого вала.

2.8.2. Обеспечение надежности шестеренчатого привода на примере привода масляного насоса.

Выводы по главе 2.

глава 3. современный подход к формированию и обеспечению качества цилиндро-поршневой группы автомобильного дизеля.

3.1. Тепловое состояние деталей окружающих камеру сгорания.

3.1.1. Тепловое состояние гильзы цилиндра.

3.1.2. Тепловое состояние днища головки цилиндра.

3.2. Исследование теплового и напряженно-деформированного состояния поршней форсированных дизелей размерности S/D=12/12 при поднятии комплекта компрессионных колец и принудительном охлаждении поршня маслом.

3.2.1. Расчет и сравнительный анализ теплового состояния поршня с различным расположением компрессионных колец.

3.2.2. Экспериментальные исследования теплового состояния поршней с различным расположением компрессионных колец.

3.2.3. Расчет напряженно-деформированного состояния поршня от тепловой нагрузки.

3.2.4. Повышение качества цилиндро-поршневой группы введением принудительного охлаждения поршня маслом.

3.2.5. Влияние увеличенного зазора между головкой поршня и цилиндром на тепловое состояние поршня.

3.2.6. Влияние промежуточного охлаждения наддувочного воздуха на температуру поршня.

3.2.7. Работоспособность поршней со струйным масляным охлаждением.

3.3. Расчетные и экспериментальные исследования теплового и напряженно-деформированного состояния поршня дизеля (S/D = 13,4/12)

3.3.1. Расчет теплового и напряженно-деформированного состояния поршня.

3.3.2. Экспериментальные исследования теплового состояния поршня.

3.4. Профилирование оптимального продольного и поперечного профиля поршня.

3.4.1. Профилирование бочкообразного профиля юбки с учетом перекладкй поршня.

3.4.2. Профилирование овального профиля юбки поршня.

3.4.3. Результаты исследований бочкообразного профиля юбки поршня.

3.4.4. Исследование поперечного профиля юбки поршня.

3.5. Исследование динамики уплотняющих свойств поршневых компрессионных колец.

3.5.1. Экспериментальные исследования давления в заколечных объемах поршневых колец дизеля КамАЗ-740.

3.5.2. Нагруженность поршневых колец форсированного дизеля КамАЭ-7403.

3.5.3. Нагруженность поршневых колец в зависимости от их расположения по высоте поршня.

3.6. Роль газового стыка в обеспечении качества цилиндро-поршневой группы.

3.7. Анализ напряженно-деформированного состояния и сопротивления усталости бобышек поршня.

3.7.1. Исследование деформаций юбки поршня.

3.7.2. Испытания поршней на усталость.

Выводы по главе 3.

глава 4. современный подход к формированию и обеспечению Качества шатунной группы автомобильного дизеля.

4.1. Анализ напряженно-деформированного состояния шатунов методом конечных элементов.

4.2. Повышение качества шатуна конструкторско-технологическими методами.

4.2.1. Испытания шатунов на усталость от растяжения.

4.2.2. Влияние технологических факторов на качество шатуна.

4.2.3. Испытания шатунов на усталость по знакопеременному циклу с созданием гидродинамики в шатунном и коренном подшипниках.;.

4.2.4. Технологические методы повышения сопротивления усталости шатуна.

4.3. Повышение качества шатунных болтов конструкторскотехнологическими методами.

4.3.1. Влияние меднения гайки на усталость болта.

4.3.2. Влияние твердости болта на усталость болта.

4.3.3. Влияние прогиба болта на его усталость.

4.3.4. Покрытие болтов как фактор обеспечения высокого качества на задиростойкость.

4.4. Подшипники скольжения коленчатого вала.

4.4.1. Оценка работоспособности подшипников скольжения по тепловой напряженности.

4.4.2. Совершенствование методики измерений гидродинамического давления в шатунном подшипнике.

4.4.3. Обеспечение качества посадки шатунного вкладыша в корпус подшипника.

4.4.4. Комплексная оценка качества шатунного подшипника коленчатого вала методом измерения электросопротивления контакта.

Выводы по главе 4.

глава 5. современный подход к формированию и обеспечению качества коленчатого вала автомобильного дизеля.

5.1. Характеристика конструкции коленчатых валов дизелей КамАЗ.

5.2. Роль угловых колебаний коленчатого вала в формировании качества дизеля.*.

5.2.1. Новый метод исследования угловых колебаний коленчатого вала.

5.2.2. Исследование угловых колебаний коленчатого вала вдоль оси вала.

5.2.3. Исследование угловых колебаний носка коленчатого вала форсированных дизелей КамАЗ.

5.2.4. Демпфирование угловых колебаний коленчатого вала.

5.2.5. Влияние угловых колебаний коленчатого вала на расход топлива и масла.

5.3. Формирование и обеспечение качества коленчатого вала.

5.3.1. Методика испытаний на усталость коленчатого вала от кручения и изгиба.

5.3.2. Конструкторско-технологические методы обеспечения качества коленчатого вала.

5.3.3. Обеспечение качества производства коленчатых валов.

Выводы по главе 5.

глава 6. разработка, внедрение и функционирование системы менеджмента качества в соответствии с мс исо 9001: 2000 - как фактор комплексного формирования й обеспечения качества дизеля.

6.1. Процесс формирования качества кривошипно-шатунного механизма.

6.2. Разработка внедрение и функционирование системы менеджмента качества.

6.3. Анализ выполнения Целей в области качества за 2003 и 2004 г.

Выводы по главе 6. выводы по диссертации.

Распоряжением правительства РФ № 978р от 16 июля 2002 г. одобрена «Концепция развития автомобильной промышленности до 2010 г.». В Концепции отражены взгляды на развитие отечественной автомобильной индустрии как ведущей отрасли машиностроения. Концепция предусматривает расширенный вы! пуск автомобильных компонентов высокого уровня.

Модель реализации Концепции представлена в виде процессов. Среди процессов реализации Концепции предложены процессы маркетинга, эффективные системы менеджмента качества. Система мониторинга процессов развития автомобильной промышленности основывается на достоверной информации о фактическом уровне качестве в реальной эксплуатации. Главным источником информации являются рекламации. Достичь высокого качества в автомобилестроении можно с внедрением системы менеджмента качества на основе МС ИСО серии 9000:2000. 4

Цель исследования. Разработка методологии комплексного формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля.

Объектом исследований являются автомобильный дизель и система менеджмента качества на основе МС ИСО серии 9000:2000.

Предмет исследований. Методы формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля ца примере КШМ, как особо ответственного механизма дизеля.

Методы исследовании. Решение поставленных задач базируется на информации о качестве двигателей в эксплуатации; методах исследования и анализа динамической нагруженности деталей КШМ с учетом зазоров в соединениях; численных и экспериментальных методах исследования теплового, напряженно-деформированного состояния деталей КШМ; экспериментальных методах исследования гидродинамики подшипников скольжения; методах испытаний на усталость деталей КШМ; методах испытаний двигателя на безотказность в стендовых и эксплуатационных условиях.

Достоверность и обоснованность принятых в диссертационной работе решений подтверждается полнотой и обстоятельностью анализа известных методов проектирования и доводки дизелей; корректностью выбора граничных условий при исследовании теплового и НДС деталей КШМ; достаточной адекватностью используемых математических моделей исследуемым объектам; согласованностью теоретических результатов с результатами экспериментальных исследований; внедрением разработанных методов проектирования на автомобильных заводах; публикацией и апробацией основных положений работы на международном и всероссийском уровнях; результатами эксплуатации двигателей с реализованными в конструкции техническими решениями диссертационной работы, а также сертификацией СМК в органах ГОСТ Р и TUV CERT.

Научная новизна диссертационного исследования заключается в следующем:

1. Разработана методология формирования и обеспечения качества КШМ, как особо ответственного механизма автомобильного дизеля

2. На основе анализа качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации, определены требования к формированию и обеспечению качества КШМ, как особо ответственного механизма автомобильного дизеля.

3. Разработана и обоснована математическая модель вторичного движения поршня с учетом сил и моментов трения.

4. Разработана и обоснована математическая модель соударения поршня и гильзы цилиндра.

5. Разработана и обоснована математическая модель соударения в шестеренчатом приводе от угловых колебаний коленчатого вала.

6. Разработана методология испытаний шатуна и шатунного подшипника по знакопеременному циклу с созданием гидродинамического давления в подшипниках скольжения.

7. Разработан и обоснован метод профилирования овально-бочкообразного профиля поршня.

8. Разработан и обоснован метод измерения гидродинамического давления в подшипнике скольжения.

9. Разработана методика исследования угловых колебаний коленчатого вала. Установлено влияние угловых колебаний коленчатого вала на шум, вибрации, перекладку поршня, нагруженность шестеренчатых приводов от коленчатого вала, расход масла и топлива.

10. Разработана методика, спроектированы и внедрены высокочастотные стенды испытаний коленчатых валов на усталость.

Практическая ценность. Внедрение в практику проектирования, доводки и производства автомобильных дизелей закономерностей, выявленных в ходе исследований, разработанных методик исследования, конструкторско-технологических рекомендаций, СМК на основе процессного подхода в соответствии с МС ИСО 9001:2000 позволяет формировать и обеспечивать высокое качество КШМ.

Реализация результатов. Разработанные методики и результаты теоретических исследований используются в НТЦ ОАО «КАМАЗ» при выполнении опытно-конструкторских работ по созданию высокофорсированных дизелей КамАЗ. Разработанные рекомендации и научные положения диссертации реализованы в конструкциях серийно выпускаемых дизелей КамАЗ.

Разработанная СМК в соответствии с МС ИСО 9001: 2000 успешно функционирует в ОАО «КАМАЗ-Дизель».

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на Всесоюзной НТК «Современные проблемы кинематики и динамики ДВС» (Волгоград, 1985); на Всесоюзном НТС «Динамика и прочность автомобиля» (Москва 1986); на V республиканской НТК КАМАЗ-КАМПИ (Набережные Челны, 1986); на НТ и НМК, посвященной 50-летию МАМИ (Москва, 1989); на VI Международном научно-практическом семинаре «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1997); на Международной НТК к 90-летию подготовки в МГТУ им. Баумана специалистов по ДВС «Двигатель-97» (Москва, 1997); на XVI—й военно-технической конференции «Вопросы совершенствования боевого применения и разработок артиллерийского вооружения и военной техники» (Казань, 1999); на Международном научном симпозиуме, посвященном 60-летию воссоздания МАМИ (Москва, 1999); на III международной НТК «Автомобиль и техносфера» (JCATS' 2003) (Казань, 2003), на Международном симпозиуме, посвященном 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана «Образование через науку» (Москва, 2005).

Публикации. По теме диссертации опубликована 61 работа, из них Монография, 29 научных статей, 1 отчет НИР, 4 учебных пособия, 29 тезисов.

Структура н объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, выводов. Общий объем диссертационной работы 376 страниц машинописного текста, включающего 294 рисунка, 46 таблиц и список использованной литературы из 300 наименований.

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ

Основным содержанием диссертации является создание и обоснование системы формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля на этапе проектирования, доводки и производства автомобильного дизеля и на этой основе:

- исследование роли КШМ как особо ответственного механизма в формировании и обеспечении качества автомобильного дизеля;

- повышение качества автомобильного дизеля на примере КШМ;

- разработка методов расчета, исследования и оценки качества автомобильного дизеля на примере КШМ;

- разработка методов ускоренной оценки качества конструкции и технологии изготовления, адекватно отражающие условия эксплуатации.

Содержание диссертации соответствует основным направлениям развития двигателестроения в соответствии с Концепцией развития автомобильной промышленности России.

Решение указанной актуальной проблемы опирается на следующие результаты, полученные в процессе исследовательских работ:

1. Экспериментально доказано, что в цилиндре автомобильного дизеля возникают пульсации давлений газов, которые оказывают значительное влияние на шум и вибрации.

2. Разработана математическая модель КШМ с учетом неравномерности и угловых колебаний коленчатого вала.

3. Разработана математическая модель вторичного движения поршня с учетом трения и проведены экспериментальные исследования. На ее основе предложены:

3.1. Метод профилирования овально-бочкообразного профиля поршня и расчетные профили.

3.2. Алгоритм и программа расчета силы соударения и вибрации гильзы цилиндра.

3.3. Методы повышения качества цилиндро-поршневой группы.

4. Теоретически и экспериментально доказана роль угловых колебаний коленчатого вала на шум, вибрации, перекладку поршня, расход топлива и масла, мощность трения, динамическую нагруженность шестеренчатого привода от коленчатого вала:

- сила соударения зубьев при резонансе угловых колебаний коленчатого вала больше в 50+60 раз, чем без учета угловых колебаний;

- применение демпфера угловых колебания снижает расход масла на резонансе на 34%, а расход топлива на 3,5 г/(кВт-час).

5. Экспериментально показано, что ускорение вдоль оси шатуна значительно отличается от теоретической до 42%. Показаны ударные импульсы вдоль оси шатуна и зафиксированы продольные колебания стержня шатуна. Коэффициент динамичности находится в пределах Кд= 1,15-1,22.

6. Проведенные расчетные и экспериментальные исследования теплового и НДС ЦПГ показали, что:

6.1. На форсированных дизелях КамАЗ температура гильзы цилиндра в зоне остановки верхнего компрессионного кольца достигает и превышает предельные значения по условиям поддержания масляной пленки на зеркале цилиндра. Температура поршня по кромке камеры сгорания выше на 51 "С, а по юбке-на 20-40°С.

6.2. Струйное охлаждение поршня маслом позволяет снизить температуру поршня на 14-28°С, суммарная загрязненность поршней снижается на 2,3-2,8 балла.

6.3. Экспериментально показано, что температура поршня по окружности распределена неравномерно. Перепад температуры по кромке камеры сгорания составляет 8°С, над вставкой до 20°С. В связи с этим расчет теплового и НДС поршня необходимо проводить в объемной постановке.

6.4. При поднятии компрессионных колец возрастает тепловой поток, идущий через компрессионные кольца с 21,5 до 26,3%. Количество тепла, отводимого через юбку, снижается с 28,0 до 24,8%. Максимальная температура на кромке камеры сгорания снижается на 14°С. В зоне головки поршня температура снижается на 5-20°С, по юбке несколько увеличивается на 5-10°С.

6.5. Увеличенный зазор по головке поршня (0,6-0,7 мм) приводит к повышению температуры поршня на 35-43°С. Применение струйного охлаждения поршня маслом при этом снижает температуру поршня на 17-36°С.

6.6. Опорная поверхность кольцевой канавки разворачивается и приводит к перекосу кольца. Данный перекос можно компенсировать при обработке канавки. Величина наклона нижнего торца должна составлять 0,003-0,005 мм/мм.

7. Расчетные и экспериментальные исследования НДС шатуна показали, что КГШ деформируется не только от растягивающей, но и . сжимающей нагрузки. Шатунный болт испытывает изгиб при растяжении и при сжатии шатуна. Расчет шатунных болтов необходимо проводить совместно с КГШ с учетом эпюры гидродинамического давления в шатунном подшипнике.

8. Впервые разработана и применена методология ускоренных испытаний шатуна и шатунного подшипника по знакопеременному циклу с созданием гидродинамики в подшипниках скольжения, которая максимально приближена к реальным условиям работы шатуна. Предел выносливости с коэффициентом асимметрии цикла R = -3 в 2,4 раза ниже, чем при R = 0.

8.1. Внедрение конструкторско-технологических мероприятий по повышению качества шатуна (увеличенный радиус R130, увеличенное усилие затяжки болта до 70 кН, контроль биения посадочного конуса, меднение гайки, шлифовка и фосфатирование болта) полностью устранило дефекты, характерные для шатуна с R108. Уровень рекламационных дефектов шатуна снизился с 0,3 до 0,05%.

8.2. Для дальнейшего повышения предела выносливости на 50% может быть применена дробеструйная обработка шатуна.

9. Впервые разработан метод измерения гидродинамического давления в подшипнике скольжения коленчатого вала без изменения геометрии и жесткости вкладыша. Величина максимального гидродинамического давления составила 140 МПа.

10. Применен метод комплексной оценки качества шатунного подшипника по измерению электросопротивления контакта.

11. Экспериментальными исследованиями условий работы шатунного подшипника определены:

11.1. Зависимости температуры вкладыша от скоростного и нагрузочного режимов работы дизеля, от температуры и давления масла, от зазора в подшипнике, от количества маслоподводящих отверстий.

11.2. Разогрев постели вкладыша, который происходит в процессе деформаций корпуса подшипника.

11.3. Режимы перехода от гидродинамического трения к сухому трению по температурному состоянию вкладыша.

11.4. Наличие корсетности вкладыша, разрыва потока масла под действием центробежных сил.

11.5. Допустимые нагрузки и зазор в подшипнике. Надежная работа подшипника может быть обеспечена при сжимающей нагрузке ■^сж < (7,5-8,0)-104 Н. Допустимая сжимающая нагрузка, как кратковременная, с учетом ограничений по температуре подшипника, равна FC7K < (14-20)-104 Н. Диаметральный зазор ограничен величиной Ah < 0,150-0,160 мм.

13. Выявлены зависимости предела выносливости коленчатого вала от:

- метода розлива и плавки стали коленчатого вала;

- глубины закаленного слоя галтели;

- полировки маслоподводящего отверстия;

- метода термообработки коленчатого вала.

14. Определены причины рекламационных дефектов и дефектов производства коленчатого вала. Внедрены организационно-технологические мероприятия, которые снизили уровень дефектности в 2+7 раз.

15. При непосредбтвенном участие автора на ОАО «КамАЗ-Дизель» разработана, внедрена и сертифицирована СМК в соответствии с МС ИСО 9001: 2000. Сертификаты получены в органах ГОСТ Р и TUV CERT. Проведенный анализ показал пригодность, адекватность и результативность СМК.

1. Оценка динамической нагруженности коленчатого вала рядного шестицилиндрового дизеля 6ЧН 12/14 и изыскание способов её снижения / Антонов Н.С., Исаев Ю.В., Мазиков Ю.С. и др. // Двигателестроение. 1988. - № 6. -С. 55-57.

2. Экспресс-метод оценки параметров демпферов крутильных колебаний жидкостного трения / Антонов Н.С., Мазиков Ю.С., Гоц А.Н., и др. // Тракторы и сельхозмашины. 1986.- № 10.- С. 17-19.

3. Арустамов Л.Х., Мокеров Л.Ф. Анализ теплового состояния высокоскоростных подшипников скольжения при уменьшении их относительной длины // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. М., - 1978. - Выпуск 2. - С. 33-39.

4. Афанасьев А.А. Система управления плюс. // Стандарты и качество.-2002.-№4.-С. 94-95.

5. Балабин И. Актуальные проблемы реализации Концепции развития автомобильной промышленности России // Стандарты и качество. 2003. - № 4. -С. 53-55.

6. Балюк Б.К., Ажиппо Н.А., Анисимов B.C. Новый метод испытания подшипников скольжения на усталостное выкрашивание // Двигателестроение. 1981. -№ 9.-С. 60-61.

7. Пути повышения несущей способности коренных опор тракторного дизеля / Балюк В.К., Рождественский Ю.В., Ветров М.К., и др. // Двигателестроение.- 1989.- № 2. С. 47-48, 54.

8. Барлам Д.М., Гальбац-Кокон Э.М. Расчет не стационарно нагруженных подшипников ДВС с учетом баланса тепла трения // Двигателестроение. 1985.- №1.- С. 13, 28.

9. Басалыгин Г.М. Моделирование динамики кривошипно-шатунного механизма как упруго инерционной системы с одной степенью свободы // Двигателестроение.- 1990.- №9.- С. 16-19.

10. Басовский Л.Е., Протасьев В.Б. Управление качеством: Учебник.- М.: ИНФРА-М, 2003, 212 с. (Серия «Высшее образование»).

11. Блаер И.Л., Сыркин П.Е. Уплотняющие свойства поршневых колец // Автомобильная промышленность. 2001. - № 9. - С. 14-18.

12. Инженерные методы исследования ударных процессов / Батуев Г.С., Голубков Ю.В., Ефремов А.К. и др. М.: Машиностроение, 1977. 240 с.

13. Богданов Б.И. Проблемы прочности форсированных дизелей // Двигателестроение. 1985.- № 10.- С. 3-5.

14. Брозе Д.Д. Сгорание в поршневых двигателях. М.: Машиностроение, 1969.-248 с.

15. Булатов В.П., Кадышевич Е.Х., Пугачев Б.П. Жесткость рабочего процесса дизеля как фактор нарушения условий смазки подшипников коленчатого вала // Двигателестроение. 1984. -№11.- С. 56-57.

16. Бурштейн JI.M. Трение и смазывание пары "поршневое кольцо-цилиндр" ДВС. Проблемы и перспективы // Автомобильная промышленность. 1987.- № 4. С. 26-28.

17. Бурштейн Л.М., Кобяков С.В., Твердохлеб В.И. Определение расхода масла на угар при выборе величины зазоров гильза-поршень // Двигателестроение.- 1984. -№ 10.-С. 48-50.

18. Быков В.Г., Салтыков М.А., Горбунов М.Н. Причины необратимых формоизменений тонкостенных вкладышей и пути повышения надежности подшипников высоконагруженных дизелей // Двигателестроение. 1980. - № 6.- С. 54-57.

19. Быков В.Г., Салтыков М.А., Горбунов М.Н. Новый способ обеспечения стабильности геометрических параметров вкладышей высоконагруженных подшипников дизелей // Двигателестроение. 1985. - № 8. - С. 32-35,48.

20. Быков В.Г., Салтыков М.А. Уточненная методика расчета посадки тонкостенных вкладышей для подшипников коленчатых валов дизелей // Двигателестроение. 1985. -№ 10 - С. 60-62.

21. Развитие конструкции и технологии производства дизелей КамАЗ / Вале-ев Д.Х., Гумеров И.Ф., Светличный Н.И. и др. // ААИ. 2002. - № 4 - С. 36-41.

22. Валеев Д.Х., Гатауллин Н.А. Новые дизели КамАЗа // Автомобильная промышленность 2003. - № 1 - С. 8-11.

23. Вшивцев В.В., Малышенок В.В., Никишин В.Н. Исследование динамической нагруженности шатуна с определением силы трения ЦПГ // Динамика и прочность автомобиля: Тезисы докладов второго Всесоюзного научно-технического совещания. М., - 1986. - С. 70-71.

24. Гиберт А.И., Гуськов И.Н., Потанин В.Г. Резонансные колебания шатунных подшипников двигателей // Двигателестроение. 1989. - № 9. - С. 50-53, 17.

25. Профилирование юбок поршней / Гинцбург Б.Я., Васильченко Г.Я., Су-дойский Н.С. и др. М.: Машиностроение, 1973. - 87 с.

26. Гинцбург Б.Я. Теория поршневого кольца. М.: Машиностроение, 1979. -271 с.

27. Гладков А.К. Исследование динамических взаимодействий в цилиндро-поршневой группе ДВС // Поэлементный виброакустический контроль технического состояния дизелей. Научно-технический бюллетень. Новосибирск: - 1977. -вып. 2.- С. 21-24.

28. Глазков В.А. Влияние параметров кольцевого лабиринта поршня на его эффективность // Двигателестроение. 1981. - № 9. - С. 17-20.

29. Глезер X. Максимальное гидродинамическое давление смазочного слоя в сложнонагруженных подшипниках скольжения // Двигателестроение. 1981.- № 9. С. 13-17.

30. Гличев А.В. Основы управления качеством продукции. 2-е изд., пере-раб. и доп. - М.: РИА «Стандарты и качество», 2001. - 424 с.

31. Гоголицин М.А., Шиловский Н.А. Аналитическое определение влияния некоторых факторов на монтажную деформацию гильз цилиндров // Двигателестроение. -1989. № 3. - С. 8-9.

32. Гольдсмит В. Удар. М.: Стройиздат, 1965. - 446 с.

33. Методика и алгоритм расчета силиконового демпфера крутильных колебаний / Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф., Жарнов Э.М. и др. // Двигателестроение.- 1987.-№3.-С. 12-14.

34. Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф., Доброгаев Р.П. Методика и алгоритм расчета вынужденных крутильных колебаний коленчатого вала ДВС от полного спектра крутящего момента // Двигателестроение. 1987. - № 8. - С. 12-14.

35. Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Обеспечение эксплуатационной надежности жидкостных демпферов крутильных колебаний на стадии проектирования и доводки двигателя // Тракторы и сельхозмашины. 1986. -№ 11. - С. 25-27.

36. Гоц А.Н., Некрасов С.И. Снижение напряжений изгиба в шатунных болтах // Двигателестроение. 1986. - № 2. - С. 52-55.

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

38. Гребенников А.С. Неравномерность частоты вращения коленчатого вала при различных режимах работы ДВС // Двигателестроение. 1987. - № 5. -С. 47-49.

39. Гребенников А.С. Диагностирование автотракторных двигателей динамическим методом. Саратов: Саратовский гос. техн. ун-т, 2002. - 196 с.

40. Григорьев Е.А., Аллабергенов М.Д. Теоретическое исследование колебательной системы поршень-цилиндр // Двигателестроение. 1985. - № 10. -С. 13-16.

41. Григорьев Е.А., Ющенко А.А. Экспериментальное исследование пространственного движения поршня в пределах зазора // Двигателестроение. 1989.- № 1. С. 14-16.

42. Григорьев Е.А. Статистическая динамика поршневых двигателей. -М.: Машиностроение, 1978. 104 с.

43. Григорьев М.А., Левит С.М., Наумов С.С. Механизм угара моторного масла в ДВС при различной вязкости // Двигателестроение. 1989. - № 3.- С. 59-60, 62.

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

45. Обеспечение качества транспортных двигателей: т.1 / Григорьев М.А., Долецкий В.А., Желтяков В.Т. и др. М.: ИПК Издательство стандартов, 1998.- 632 с.

46. Григорьев М.А., Долецкий В.А. Обеспечение надежности двигателей.- М.: Издательство стандартов, 1977. 324 с.

47. Григорьев Н.В. Вибрация энергетических машин. Справочное пособие.- Л.: Машиностроение, 1974. 464 с.

48. Гусаков А.Н., Обозов А.А., Шелков С.М. Развитие качества в судовом ди-зелестроении ОАО «БМЗ» // Двигателестроение. 2001. - № 4. - С. 6-8.

49. Дадашев Р.Б. Размерный анализ кривошипно-шатунного механизма судовых малоразмерных дизелей // Двигателестроение. 1991. - № 2. - С. 9-10.

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

51. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 2. Динамика и конструирование: Учеб. / В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров и др.; Под ред. В.Н. Лу-канина. М.: Высш. шк., 1995 - 319 с.

52. Денисов B.C. Расчет посадки вкладышей подшипников коленчатого вала ДВС // Двигателестроение. 1983. - № 7. - С. 17-19.

53. Денисов B.C. Методика расчетно-экспериментального определения коэффициента трения поверхности контакта вкладышей и постели подшипников коленчатого вала ДВС // Двигателестроение. 1987. - № 9. - С. 14-16.

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

55. Доброгаев Р.П. Проблемы учета колебаний при прочностных расчетах деталей автомобильных двигателей // Динамика и прочность автомобиля: Тезисы докладов Всесоюзного научно-технического совещания М., 1984. - С. 54-55.

56. Довженко И.В., Сенников Ю.И., Тузов Л.В. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма дизелей // Двигателестроение. 1983. - № 9. -С. 18-21.

57. Дрозденко В.Ф., Некрасов С.И. Оптимизация параметров демпферов крутильных колебаний коленчатого вала ДВС // Автомобильная промышленность. -2001.-№ 9.-С. 27-31.

58. Заренбин В.Г., Касумов А.Х. Исследование режимов приработки автомобильных двигателей при капитальном ремонте. М.: Транспорт, 1983. - 78 с.

59. Заренбин В.Г., Орлин А.С. Метод расчета температур кольцевой пары трения ДВС с масляной пленкой // Двигателестроение. 1982. - № 5. - С. 8-10.

60. Звонов В.А., Козлов А.В., Кутенев В.Ф. Экологическая безопасность автомобиля в полном жизненном цикле. М.: НАМИ, 2001. - 248 с.

61. Зинченко В.И. Шум судовых двигателей. Л.: Судпромгиз, 1957. - 305 с.

62. Иванова Г.Н., Полоцкий Ю.И. Использование процессного подхода в системе менеджмента качества // Методы менеджмента качества. 2001. - № 9. -С. 14-17.

63. Иванченко Н.Н., Красовский О.Г., Соколов С.С. Высокий наддув дизелей. -Л.: Машиностроение, 1983. 198 с.

64. Иванченко Н.Н., Скуридин А.А., Никитин М.Д. Кавитационные разрушения дизелей. Л.: Машиностроение, 1970. - 178 с.

65. Иващенко Н.А., Насыров Р.А. Тепловое и напряженное состояние поршней дизелей типа Д-100 // Двигателестроение. 1979. - № 5. - С. 24-26.

66. Иващенко Н.А., Тимохин А.В. Расчет упругого состояния составных поршней дизелей методом конечных элементов // Двигателестроение. 1981. -№ 7.-С. 7-10.

67. Иващенко Н.А. Прогнозирование температурных полей деталей поршневых двигателей: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. - М., 1994. -32 с.

68. Иващенко Н.А., Светлов В.А., Никишин В.Н. Моделирование напряженно-деформированного состояния системы крышка цилиндра-упругое кольцо сты-ка-цилиндр-блок цилиндров // Двигатель-97. Материалы международной НТК МГТУ им. Баумана. М., 1997, - С.76.

69. Ипатов А., Яценко Н. Модель и мониторинг реализации Концепции развития автомобильной промышленности России залог достижения качества // Стандарты и качество. - 2003. - № 4. - С. 48-52.

70. Исерлис Ю.Э, Мирошников В.В. Системное проектирование двигателей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение, 1981. - 255 с.

71. Исикава Каору Японские методы управления качеством Сокращенный перевод с английского. - М.: Экономика, 1988. - 215 с.

72. Истомин П.А., Григорьев Е.А. История и перспективы развития расчетных методов исследований динамики и прочности ДВС // Двигателестроение. 1985.-№ 10.-С. 5-9,24.

73. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в камерах сгорания дизелей: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. - М:, 1991, 32 с.

74. Карпусенко В.В., Кельин А.А., Лесняк С.А. Математическое моделирование детонации в ДВС. Критерий детонации // Двигателестроение. 1986. -№11. -С. 16.

75. Керчер Б.М., Подщеколдин М.И. Исследование зазора между поршнем и гильзой цилиндра двигателя // Тракторы и сельхозмашины. 1970. - №11. С. 13-14.

76. Керчер Б.М., Богданов Ю.С., Клигерман Ю.А. Исследование перекладки поршня быстроходного дизеля // Двигателестроение. -1981.-№10. С. 15-19.

77. Ким Ф.Г., Гребнев В.М., Устинов Н.А. Исследование температурного состояния вкладышей шатунного подшипника дизеля 12 ЧН 21/21 // Двигателестроение. 1988.-№ 4. - С. 14-15,32.

78. Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. Л.: Судостроение, 1971.-243 с.

79. Клячкин Н.Л. Уточненный расчет крышек коренных подшипников коленчатого вала двигателя // Двигателестроение. 1985. - № 10. - С. 56-60.

80. Кожевников А.В. Расчет кривой угловой скорости коленчатого вала дизеля // Двигателестроение. 1991. - № 7. - С. 25-28.

81. Коллинз Дж. Повреждение материалов в конструкциях. Анализ, предсказание, предотвращение / Пер. с анг. М.: Мир, 1984. - 624 с.

82. Копанева И.Н., Тисенко В.Н. О количественной оценке систем общего управления качеством на предприятиях // Вестник машиностроения. 2001. -№ 8.-С. 62-64.

83. Костин А.К., Ларионов В.А., Михайлов Н.И. Теплонапряженность двигателей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение, 1969. - 268 с.

84. Костин И. М., Фасхиев Х.А. Технико-экономическая оценка грузовых автомобилей при разработке. Набережные Челны: Изд-во Камского политехи, инта, 2002.-479 с.

85. Костин И. М. Через качество к стабильности, затем к процветанию // Стандарты и качество. - 2002. - № 4. - С. 92-93.

86. Костров А.В., Смирнов С.В., Макаров А.Р. Математическое моделирование движения поршня в цилиндре в слое смазочного материала с учетом деформаций юбки // Двигателестроение. 1990. - № 1. - С. 7-9.

87. Костров А.В., Макаров А.Р., Смирнов С.В. Исследование влияния конструкции поршня бензинового двигателя на динамику его движения в цилиндре // Двигателестроение. 1991. - № 3. - С. 3-6.

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

89. Косырев С.П., Гребнев В.М. Математическая модель гидродинамических колебаний в масляном слое шатунных подшипников высокофорсированных дизелей в условиях динамического нагружения кривошипно-шатунного механизма

90. Двигателестроение. 1988. -№ 11. - С. 14-16.

91. Косырев С.П., Гребнев В.М. Гидродинамические колебания в масляном слое шатунного подшипника высокофорсированного дизеля // Двигателестроение. 1989.-№ 2.-С. 10-11.

92. Косырев С.П., Петухов В.В. Динамическая напряженность и усталостная прочность рядом стоящего шатуна высокофорсированного дизеля // Двигателестроение. 1986.-№ 11.-С. 56-57.

93. Котляров В.В., Мигай А.К. Особенности динамики шатуна современных двигателей // Двигателестроение. -1980. № 11. - С. 26-28.

94. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов B.C. Основы расчетов на трение и износ. М.; Машиностроение, 1977. -526 с.

95. Разработка методов защиты от фреттинг-коррозии высоконагруженных соединений дизелей / Красный В.А., Гинзбург Б.М., Булатов В.П . и др. // Двигателестроение. 1991.-№ 10/11.-С. 60-62.

96. Кригер В.А. Уточнение запасов по сопротивлению усталости в галтелях коленчатых валов // Труды НАМИ. -М., 1988. С. 42-55.

97. Куликов Н.К., Миронов Г.Н. Экспериментальное исследование радиального движения поршня в цилиндре двигателя // Известия ВУЗов, 1963. - № 8. -С. 185-191.

98. Курнатов В.Д. Снижение вибрации дизелей, вызываемых ударами поршня // Тракторы и сельхозмашины. 1964. - № 11. - С. 1-2.

99. Лазарев Е.А., Иващенко Н.А., Перлов М.Л. Особенности теплового и напряженно деформированного состояния поршней тракторного дизеля // Двигателестроение. 1988.-№ 7.-С. 3-5.

100. Напряженно-деформированное и тепловое состояние охлаждаемого поршня тракторного дизеля при различном расположении поперечного сечения полости охлаждения / Лазарев Е.А., Иващенко Н.А., Перлов М.Л., и др. // Двигателестроение. 1989. -№ 2. - С. 7-10.

101. Лазарев Е.А., Кривошеина Л.В., Перлов М.Л. Анализ прочностных характеристик поршня тракторного дизеля с полуразделенной камерой сгорания с учетом циклических механических нагружений // Двигателестроение. 1991. -№8/9.-С. 18-20.

102. Лощаков П.А. Конструкционные мероприятия по снижению температуры в зоне первого компрессионного кольца дизелей ЯМЗ // Двигателестроение.- 1990.-№ 1.-С. 16-17.

103. Лощаков П.А. Условия теплообмена в зазоре надкольцевая часть боковой поверхности поршня-гильза цилиндра // Двигателестроение. 1990. - № 6. - С. 57.

104. Лощаков П.А. Результаты расчетно-экспериментальных исследований температурного состояния гильзы цилиндра двигателя 84 13/14 // Двигателестроение.- 1991.-№ 1.-С. 49-51.

105. Луканин В.Н., Гаврилин В.В. К анализу ударных явлений в шатунном подшипнике // Известия ВУЗов МВТУ им. Н.Э. Баумана. 1971. - № 7. -С. 41-45.

106. Луканин В.Н. Шум автотракторных двигателей внутреннего сгорания.- М.: Машиностроение, 1971. 272 с.

107. Нестационарный локальный теплообмен в быстроходном дизеле при поршневом сжатии-расширении / Максимов Б.А., Никишин В.Н., Кавтарадзе Р.З., и др. // Двигателестроение. 1991. - № 5. - С. 10-11.

108. Меркявичюс С. Оценка влияния масляных слоев в двигателе внутреннего сгорания на механический импеданс соединений и узлов. // Вибротехника. (Межвузовский сборник научных трудов). Каунас: КГШ. - 1989. 63(2). - С. 163166.

109. Миронов Г.Н. Динамика бочкообразного поршня // Двигателестроение.- 1985.-№10.-С. 13-16.

110. Миронов Г.Н. Определение действительных зазоров между цилиндром и поршнем на работающем двигателе // Двигателестроение. 1985. - № 1. -С. 50-52.

111. Миронов Г.Н., Аллабергенов М.Д. Экспериментальное исследование перекладки поршня двигателя Д-144 с аксиальным расположением поршневого пальца. // Рабочие процессы в поршневых ДВС. Волгоград: ВолгПИ, 1979. - С. 52-57.

112. Миронов Г.Н., Аллабергенов М.Д. Математическая модель движения поршня в течение цикла в пределах теплового зазора // Двигателестроение. 1981. -№ 11.-С. 19-22.

113. Миронов Г.Н. Исследование некоторых вопросов динамики двигателя Д-54А: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. - М., - 1966. - 182 с.

114. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов: Справочник, 2-е изд., перер. и доп. -М.: Машиностроение, 1980.- 151 с.

115. Мищенко А.И., Подщеколдин М.И. О радиальном перемещении поршня в цилиндре двигателя // Автомобильный транспорт. Киев: - 1968. - № 4.

116. Мищенко А.И. Экспериментальное исследование радиального движения поршня // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1969. - № 11. - С. 141-144.

117. Мунро 3., Гриффите В.Д. Конструирование поршней дизелей и расчет их характеристик. // Форсированные дизели. Доклады на XI Международном конгрессе по двигателям (СИМАК). / Пер. с анг. и франц. М.: Машиностроение, 1978.-С. 127-151.

118. Мокеров Л.Ф. К расчету подшипников скольжения малой относительной длины // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. М., 1978.-Выпуск2. - С.26-33.

119. Нашиф А., Джоунс Д., Хендерсон Дж. Демпфирование колебаний: Пер. с англ.-М.: Мир, 1988.-448 с.

120. Непогодьев А.В., Митин И.В., Тиняков А.Н. Допустимый предел повышения температуры поршня в дизелях // Двигателестроение. 1987. - № 8. -С. 9-11.

121. Никишин В.Н. Профилирование бочкообразного профиля юбки поршня // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных тру-дов.-М, 1977. Выпуск 1. - С.106-115.

122. Никишин В.Н. Исследование собственных частот колебаний гильзы // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. М., 1978. - Выпуск 2. - С. 49-57.

123. Никишин В.Н. Исследование динамики пары поршень-гильза // Тезисы докладов XI НТК Ярославского правления НТО и объединения «Автодизель». -Ярославль, 1976.-С. 8-10.

124. Никишин В.Н., Гусева Е.А. Исследование радиального движения поршня двигателей ЯМЗ // Тезисы докладов IX НТК Ярославского правления НТО и объединения «Автодизель». Ярославль, 1974. - С. 23.

125. Никишин В.Н., Виноградов В.П. Кавитационное разрушение блока и гильз цилиндров двигателей ЯМЗ. // Тезисы докладов VIII НТК Ярославского правления НТО и объединения «Автодизель». Ярославль, 1973. - С. 6.

126. Никишин В.Н., Кравчик Н.Э. Температурное расширение гильзы цилиндра // Двигателестроение.-1980.- №5.-С. 19-20.

127. Никишин В.Н., Серпов А.С., Малышенок В.В. Вибронагруженность и расчет соударения в шестеренчатом приводе масляного насоса при угловых колебаниях коленчатого вала автомобильного дизеля // Двигателестроение. 1987.- №3.-С. 18-22.

128. Никишин В.Н. Исследование деформаций юбки поршня дизеля // Исследование прочности и надежности деталей автомобильных двигателей. Элиста,1980.-С. 64-69.

129. Никишин В.Н., Вайнтрауб B.C., Вшивцев В.Н. Исследование нагружен-ности шатуна при работе двигателя с замером сил трения в ЦПГ // Современные проблемы кинематики и динамики ДВС: Тезисы докладов НТК. Волгоград, 1985. -С.90-91.

130. Никишин В.Н., Тарасов А.Н. Иследование вибрации гильз цилиндров автомобильных дизелей // Современные проблемы кинематики и динамики ДВС: Тезисы докладов НТК. Волгоград, 1985. - С. 91.

131. Никишин В.Н., Серпов А.С., Малышенок В.В., Дмитренко В.В. Привод масляного насоса повышенной надежности // Автомобильная промышленность.- 1986.10.-С. 29-30.

132. Никишин В.Н., Пономарев С.Н. Исследование теплового состояния деталей ЦПГ форсированных автомобильных дизелей // Тезисы докладов международной НТК. Набережные Челны, 1996.-С. 181.

133. Никишин В.Н., Сибиряков С.В. Методика измерения гидродинамического давления в подшипниках скольжения коленчатого вала автомобильного дизеля // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей

134. ДВС. Материалы VI Международного научно-практического семинара. Владимир,-1997. -С. 126-128.

135. Никишин В.Н., Пономарев С.Н. Исследование теплового состояния деталей, окружающих камеру сгорания автомобильных форсированных дизелей и газодизеля // Двигатель-97. Материалы международной НТК МГТУ им. Н.Э. Баумана.- Москва, 1997.- С. 48-49.

136. Никишин В.Н., Пономарев С.Н. Исследование крутильных колебаний коленчатого вала форсированных дизелей КамАЗ // Двигатель-97. Материалы международной НТК МГТУ им. Баумана. Москва, 1997. - С. 60-61.

137. Никишин В.Н. Профилирование юбки поршня с учетом перекладки поршня: Учебное пособие. Набережные Челны: Камский политехнический институт, 1996,48 с.

138. Никишин В.Н. Динамика перекладки поршня: Учебное пособие. Набережные Челны: Камский политехнический институт, 1996, 31 с.

139. Никишин В.Н., Сибиряков С.В., Туйбактин Е.Ю. Расчет жидкостной системы охлаждения поршневых автотракторных ДВС: Учебное пособие. Набережные Челны: Издательство Камского политехнического института, 1997, 53 с.

140. Никишин В.Н., Светличный Н.И., Загородских Б.П. Стабилизация геометрических параметров шатунных вкладышей двигателя КАМАЗ-740 в эксплуатации // Восстановление и упрочнение деталей машин Межвуз. науч. сб. Саратов, 2000.-С. 65-71.

141. Новиков В.Г. Повышение долговечности цилиндро-поршневой группы автомобильного дизеля: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. - М., 1987. - 306 с.

142. Носов С.С. Определение динамических напряжений в шатуне // Информационные материалы по отечественному дизелестроению. ЦНИДИ. Вып. 41. -Лениград, 1957.-С. 3-6.

143. Павлов Е.П., Брежнев А.Л., Малинина И.Н. Расчетное исследование перекладки поршня с целью оптимизации конструктивных соотношений цилиндро-поршневой группы дизеля // Двигателестроение. 2001. - № 1. - С. 10-12.

144. Панкратова Н.П., Передельник Г.И., Бронштейн Б.З. Расчетное и экспериментальное исследование поперечного перемещения бочкообразных поршней // Автомобильная промышленность. 1978. -№ 5. - С.

145. Пановко Я.Г. Введение в теорию механического удара. -М.: Наука, 1977. -233 с.

146. Перч В.Д., Петриченко P.M., Шабанов А.Ю. Мгновенная сила трения уп-лотнительного кольца // Двигателестроение. 1984. - № 3. - С. 7-9.

147. Петриченко P.M. Интенсивность теплоотдачи при масляном охлаждении поршней ДВС // Двигателестроение. 1980. - № 12. - С. 16-18.

148. Петриченко P.M., Шабанов А.Ю., Канищев А.Б. Работа кольцевого уплотнения ЦПГ с учетом деформации втулки цилиндра // Двигателестроение.- 1986.-№7.-С. 13-15.

149. Пиранер И.Л., Тиничева Л.А. Анализ алгоритмов совместного расчета многоопорного коленчатого вала и коренных подшипников // Двигателестроение. -1990.-№6.-С. 11-14.

150. Попов В.Н., Вебер В.И. Особенность динамики поршневых колец тракторных двигателей // Исследование и совершенствование конструкций тракторов, автомобилей и их двигателей. Труды ЧИМЭСХ. Выпуск 107. Челябинск, 1975. -С. 42-45.

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

152. Прокофьев В.И. Исследование продольной деформации шатуна поршневого ДВС автомобильного типа // Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск XVI. М., 1999. - С. 160-164.

153. Путинцев С.В. Снижение механических потерь в автотракторных двигателях внутреннего сгорания: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. -М., 1997.-32 с.

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

155. Опыт доводки шатунных подшипников тракторных двигателей типа 8ЧВН 15/16 / Рождественский Ю.В., Ахтямов М.К., Балюк Б.К. и др. // Двигателестроение.- 1988.-№8.-С. 51-53.

156. Розенблит Г.Б. Теплоотдача в дизелях М.: Машиностроение. 1977. -215 с.

157. Румянцев П.Г., Черняк Б.Я. Расчет неравномерности вращения коленчатого вала двигателя с учетом упругости трансмиссии // Двигателестроение.- 1986.-№4.-С. 18-20.

158. Рык Г.М. Особенности бокового движения поршня при различных режимах работы ДВС // Двигателестроение. 1985. - № 10. - С. 17-19.

159. Савельев С.М. Влияние угловых перемещений поршня на работу поршневых колец // Двигателестроение. 1987. - № 3. - С. 46-48.

160. Свиткин М.З., Мацута В.Д., Рахлин К.М. Менеджмент качества и обеспечение качества на основе международных стандартов ИСО. СПб.: Изд-во СПб картфабрики ВСЕГЕИ. 1999.-403 с.

161. Семенов B.C. Режим смазки пары трения поршневое кольцо цилиндровая втулка ДВС //Двигателестроение.- 1991.-№ 10/11.-С. 19-23.

162. Серафимов М., Овчаров Е. Сравнительное исследование деформированного состояния поршня дизеля с корпусными деталями из алюминиевого сплава // Двигателестроение. 1991. - № 3. - С. 6-8.

163. Скуридин А.А., Михеев Е.М. Борьба с шумом и вибрацией судовых ДВС.- Л.: Судостроение, 1970.

164. Сорочкин М.М., Истомин П.А. Определение моментов, действующих на подмоторную раму, при учете динамических свойств шатунов // Двигателестроение. 1985. -№ 6. -С. 18-20.

165. Справочник по судовой акустике. Под ред. Клюкина И.И. Л.: Судостроение, 1978. - 422 с.

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

167. Тарасов А.Я., Тихонов Ю.В., Баганов В.В. Экспериментальное исследование влияния крутильных колебаний коленчатого вала на поломки деталей двигателя // Автомобильная промышленность. 1976. - № 7. - С. 3-5.

168. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: Наука, 1967.444 с.

169. Тимошенко С.П. Прочность и колебания элементов конструкций. -М.: Наука, 1975. 704. с.

170. Ткаченко С.Г. Динамика коленчатого вала судового дизеля с учетом упругости звеньев КШМ: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Автореферат дис. на соискание ученой степени кан. тех. наук. Николаев, 1972. - 19 с.

171. Трифонов О.Н. На стадии проектирования // Стандарты и качество. -2001.-№ 4.-С. 47.

172. Тузов JI.B., Скориков Ю.Т. Динамическая модель кривошипно-шатунного механизма с учетом зазоров // Двигателестроение. 1987. - № 3. -С. 14-15.

173. Тузов JI.B. Исследование виброактивности судовых быстроходных дизелей: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Диссертация на соискание ученой степени д.т.н. - JI.: 1973. - 375 с.

174. Тузов Л.В., Скориков Ю.Т., Чирков И.М. Расчетное определение упругих характеристик подшипников скольжения // Двигателестроение. 1987. - № 9. -С. 16-17.

175. Управление качеством продукции: Учеб. пособие для вузов 2-е изд., испр. и доп. / Н.И. Новицкий, В.Н. Олексюк, А.В. Кривенков и др.; Под ред. Н.И. Новицкого. Мн.: Новое знание, 2002. - 367 с.

176. Фасхиев Х.А. Качество основа выживания автомобильной промышленности // Стандарты и качество. - 2001. - № 4. - С. 66-68.

177. Фасхиев Х.А., Ситникова О.А. Проблемы качества в автомобилестроении // Машиностроитель. 2000. - № 1. - С. 34-39.

178. Фасхиев X., Костин И. Показатели конкурентоспособности и качества грузовых автомобилей // Стандарты и качество. 2003. - № 4. - С. 56-60.

179. Филиппов А.П. Колебания деформируемых систем. М.: Машиностроение, 1970.-736 с.

180. Фокин Ю.И. Ускоренные усталостные испытания коленчатых валов // Двигателестроение. 1980. - № 5. - С. 54-55.

181. Фомин B.C. Универсальная система конструкторских расчетов на ЭВМ основных деталей двигателей: Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели: Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. -М., 1993,39 с.

182. Хафнер К.Е. Влияние возвратно-поступательно движущихся масс кри-вошипно-шатунного механизма на крутильные колебания коленчатых валов

183. Форсированные дизели. Доклады на XI Международном конгрессе по двигателям (СИМАК) / Пер. с анг. и франц. М.: Машиностроение, 1978. - С. 33-53.

184. Хэдед С.Д., Хадвод Д.А. Анализ шума производимого поршнем, и оценка некоторых методов контроля шума в дизелях // Пер. с анг. Г-08525, ВЦПНТЛиД: (SAE № 800517), М., 1981. -28 с.

185. Хафнер К.Е. Влияние подшипников скольжения на затухание крутильных колебаний у поршневых двигателей // Пер. с нем. № А-47262, ВЦПНТЛиД. -М., 1978.- 19 с.

186. Цой И.М., Хасанов Р.Х. Определение эпюры деформации юбки поршня двигателей // Двигателестроение. 1984. - № 6. - С. 51-53.

187. Чайнов Н.Д., Тимохин А.В., Иванченко А.Б. Оценка усталостной долговечности поршня тракторного дизеля при циклическом нагружении // Двигателестроение. 1990.-№ И.-С. 14-15.

188. Чайнов Н.Д. Проблемы и перспективы поршневого двигателестроения в России // Двигателестроение. 2001. - № 4. - С. 46-47.

189. Чапчаев А.А. Усталостная прочность шатунов автомобильных двигателей // Исследование прочности и надежности деталей автомобильных двигателей. Межвузовский сборник. Элиста, 1980. - С. 79-102.

190. Чейз, Ричард, Б., Эквилайн, Николас, Дж., Якобе, Роберт, Ф. Производственный и операционный менеджмент, 8-е издание.: Пер. с англ.: М.: Издательский дом «Вильяме», 2004. - 704 с.

191. Чернышев Г.Д., Хачиян А.С., Пикус В.И. Рабочий процесс и теплона-пряженность автомобильных дизелей. М.: Машиностроение, 1986. - 216 с.

192. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С., Путинцев С.В. Особенности трения и демпфирования колебаний вала в ЦПГ ДВС // Двигателестроение. 1981. - № 11. -С. 7-11.

193. Чихос X. Системный анализ в трибонике. / Пер. с анг. М.: Мир, 1982. -351 с.

194. Шабанов А.Ю. Расчетный анализ путей совершенствования работы кольцевого уплотнения двигателя // Двигателестроение. 1989. - № 1. - С. 12-14.

195. Шалай А.Н. Анализ процесса изнашивания сопряжений кольцо-канавка поршней ДВС и разработка методики ускоренных испытаний их на износ // Двигателестроение. 1986. - № 9. - С. 15-17.

196. Шильдин В.В. Взгляд на отрасль // Стандарты и качество. 2001. - № 4. -С. 45.

197. Шлюшенков А.П. Планирование факторных экспериментов в исследованиях динамики и прочности машин. Тула.: Тульский политехнический институт, 1980.- 125 с.

198. Щурков В.Е., Афинеевский С.А. Теплонапряженность деталей двигателя грузового автомобиля // Двигателестроение. 1991. - № 10/11. - С.11 -15.

199. Ющенко А.А. Кинематические возмущения, обусловливающие радиальное движение поршня в плоскости поршневого пальца // Двигателестроение.- 1987.-№9.-С. 8-10.

200. Яковлев В.В. Кавитационные повреждения втулок и стенок цилиндровых полостей блоков дизелей // Двигателестроение. 1986. - № 7. - С. 55-56.

201. Янчеленко В.А., Скуридин А.А. Снижение вибрации дизелей, вызываемой неравномерностью крутящего момента // Двигателестроение. 1981. - № 7. -С. 19-22.

202. Affenzeller J. und Fackner H. Optimierung von Motordauteilen mit Hilfe von DehnungsmeBstreifen (DMS) und Pulsfersuchen // OIAZ. 1984. - 129. - Jg. /2.- S. 44-49.

203. Affenzeller J., Thien G.E. Evaluating Engine Desing for Low Noise using dynamic structural modeling // AVL Prof. List Ges. m. b. H. Graz, Austria. 1984. - 13 p.

204. Affenzeller J. Festigkeitsuntersuchungen an hochbelasteten Motorbauteilen // Sonderdruck aus MTZ 35. Jahrgang, Heft 7. 1974. - S. 211-216.

205. Affenzeller J., Schreiber E., Janisch H. Some Investigstions About the Cavitation on Cylinder Liners of Diesel Engines //ASME, 80-DGP.- 1983. № 27. - pp. 1-13.

206. Anderton D., Ghazy M.R. Dinamik Response of Duty Diesel Engine Structures //SAE. -1987.-№871669.-pp. 1-9.

207. Aonichi A., Hermann M. Шум дизеля и механизм вибрационного возбуждения // Пер. с анг. ЭИ ПГД. 1991. - № 5. - С. 9-26.

208. Austen A.E.W. and Lyn W.T. Relation Between Fuel Injection and Heat Re-leaze in a Direct Injection Engine and the Nature of the Combustion Process. Proc. Inst. // Mech. Engrs. 1960. - p.47.

209. Banks T.J., Lacy D.J. The application of analysis to piston ring performance // IMechE. 1989. - № C375/003. - pp. 141-146.

210. Betz G, Dipl Ing, Gabele H, Dipl - Ing and Assmus H-O, Dipl - Ing Mahle GmbH, Stuttgart, West Germany Friction power and noise behaviour of the piston assembly //IMechE.- 1989.- №C375/019.- pp. 35-58.

211. Bludszuweit S. Schadigende Einflusse auf das Festigkeitsverhalten der Kolben- Zylinder Baugruppe von Dieselmotoren //Agrartechnik. - 1985. - T.35, № 1. - S. 6-8.

212. Chucholowski Cornelius, Woschni Gerhard, Zeilinger Klaus. Simulations rechnung der Kolben sekunderbewegung // MTZ. 1987. - № 4. - pp. 133-137.

213. Ebel Bern. Untersuchungen an einem Leichtbaukolben fur Pkw Ottomotoren. //MTZ. - 1990. - №1.-S. 28-33.

214. Fantio В., Frene J., Parquet J. Vicosity Effects on the Dynamic Characteristics of an Elastic Engine Bearing // SAE. 1985. - № 852074. - pp. 1-12.

215. Flotho Albert, Spessert Bruno Gerauschminderung an direkteinspritzenden Dieselmotoren l.Teil //Automobil-Industrie.-1988.-№. 3/88.-S. 255-261.

216. Fujimoto Y., Suzuki Т. Ochial Y. Some new results concerning parameters influencing piston slap in reciprocatind machinery // I Mech E. -1979. № С120/79. -pp. 33-38.

217. Furuhama By Shoichi, Hiruma Masaru, Enomoto Yoshiteru Effect of Enlarged Piston Top-land Clearance on Loc // Bulletin of ISME, Vol. 29. 1986. - № 254. - pp. 2576-2584.

218. Goenka Pawan K., Stumbo Richard F. A method for determining optimum crankshaft oil-hole location // SAE. 1986. - № 860357. - pp. 99-104.

219. Hannoschock Nikolaus. Zur tribologie des Kolbenringes // MTZ. 1985. -№ 12. - S. 503-506, 509-511.

220. Huber R., Steyr Festigkeitsuntersuchungen an Pleuelstangen far einen schnel-laufenden Leichtdieselmotoren // IMechE. 1988. - 43, №. 3. - S.70-75.

221. Izumi S., Takemi M. Studies on Combustion, Vibration, and Noise in HighSpeed Diesel Engines Through Newly Developed Measuring Instruments // Transactions of the ASME. Vol. 1988. - № 110. - pp. 377-384.

222. Jakobs Rolf. Zur Reibleistung der Kolbenringe bei Personenwagen Ottomotoren //MTZ. - 1988.-49, № 7. -S. 309-314, 316-317.

223. Kanne Lothar EinfluB des Schmierfilms auf die Kolbensekundar-bewegung // Antriebstechnik. 1989. - № 10. - S. 63-70.

224. Koiser A.I., Schmillen K., Spessett В. Расчетно-экспериментальная акустическая оптимизация перекладки поршня // ЭИ ПГД. 1989. - № 24. - С. 14-19.

225. Kornprobst Heinz, Woschni Gerhard, Zeilinger Klaus. Simulation des Kolben-ring Verhaltens in Motorbetrieb - Teil 1 // MTZ. - 1989. - № 11. - S. 528-533.

226. Kornprobst Heinz, Woschni Gerhard, Zeilinger Klaus. Simulation des Verhaltens von Kolbenringen in Motorbetrieb Teil 2. // MTZ. - 1989. - № 12. - S. 582-585.

227. Kovarik Robert F., Czernik Daniel E. The Combustion Seal: Theory and Performance // SAE. 1987. - 870006. - pp. 39-46.

228. Krause Horst Herbrt. Ein Beitrag zur Optimierung von Reibung, VerSchleiB und Olhaushalt an Kolben - Ring - Zylinder - Systemen // MTZ. 47 - 1986. - № 4. -S. 161-165.

229. Kunimoto E., Tateishi M., et al. Frediction of cavitation erosion on the Cylinder lener walls of Internal Combustion Engines // ISATA.-1988 Vol. 1. - pp. 347-366.

230. Lonne Klaus, Majewski Klaus-Peter, Newman Brian А. Скольжение прокладки газового стыка высоконагруженных двигателей // ЭИ ПГД. 1985. -№25,-С. 6-10.

231. Marshek К.М., Chen Н.Н. Numerical Solution for Contact Pressure Distributions in Misaligned Self-Lubricated Journal Bearings // SAE. 1984. - № 841125. - pp. 1-10.

232. Martin F.A. Friction in internal combustion engine bearings // IMechE.- 1985.-С 67/85.-pp. 1-17; 67-73.

233. Martin F.A. Developments in engine bearings // Tribology of Reciprocating Engines. 9th Leeds Lyon Symposium on Tribology. -1982. -pp 9-28,44-46.

234. McGeehar J.A. A Survey of the Mechanical Design Factors Affecting Engine Oil Consumption // SAE. -1979. № 790864. - pp. 35.

235. Miyachika Masanori, Hirota Tetsuaki, Kashiyama Kenji. Давление в полости между первым и вторым поршневыми кольцами двигателя и расход масла //ЭИПГД. -1985.-№25,-С. 13-19.

236. Mitsuri Hoshi. Effekt of Operating Conditions on Fatigue and Overlay Removal for Two Kinds of Engine Crankshaft Bearings // ASME Transactions. 1985. -№28,4,-pp. 486-492.

237. Monaghan M.L. Putting friction in its place // ImechE. 1989. - № C375/KNl,-pp. 1-5.

238. Moser F.X., Grabner H., Nefischer A. Bore polishing // ASME Transactions.- 1989. -№34, 7,-pp. 91-97.

239. Nagaike By Masaru, Nagamatsu Akio Basic Research on Vibration and Noise of Internal Combustion Engine // Bulletin of ISME. -1984. Vol. 27, No. 224, -pp. 289-294.

240. Niikura Т., Yamamoto A. Seki T.A Consideration in strength evaluation methodology for diagonally split connecting rod // ImechE. 1987. - № C13/87, - pp. 3945.

241. Noda Т., Ymamoto M., Ohmiya Y. Analysis of Consumption Mechanism by Measuring Oil Ring Radial Movement // SAE. 1989. - № 892104. -pp. 1-10.

242. Parker D.A., Adams D.R., Donnison G. The measurement and reduction of piston assembly friction // ImechE. -1989. № C375/017, - pp. 27-34.

243. Peeken Heinz, Salm Thomas Dauerfeste Auslegung instationar belasteter Mehrschichtgleitlager // MTZ. 1988. -№ 11. - S. 465-470.

244. Philipp U., Essers U. Druck und Wegmessungen an hydrodynamischen Lagem von Verbrenungsmotoren // VDIBERICHTE. 1988. - № 681. - S. 101-117.

245. Preide T. In Search of Origins of Engine Noise and Historical Revien //SAE.- 1980.-№800534.-pp. 1-31.

246. Presia E. EinfluB des Kolbens auf Verlustleistungen und Moglichkeiten zu deren Minimierung // Schmierungstechnik. 1985. - № 4. - S. 100-102.

247. Reyraud Yvan La Cavitation et ses Efifets // ENTROPIE. 1988. - № 145. -pp. 47-55.

248. Richmond J.W., Parker D.A. The quantification and reduction of piston slap noise III Mech E. -1987. -Vol. 201, No. D4. pp. 235-244.

249. Rohrle Manfred Термические нагрузки поршней дизелей грузовых автомобилей (Часть 1) // ЭИ ПГД. 1981. -№ 33. - С. 12-15.

250. Rohrle Manfred Термические нагрузки поршней дизелей грузовых автомобилей (Часть 2) // ЭИ ПГД. 1981. - № 41. - С. 2-6.

251. Rohrle Manfred, Ostfildern Beeinflussung der Gerauschbildung bei Dieselmotoren durch Kolben. Teil 1 // MTZ. 1976. - 37, Nr. 7/8. - S. 277-282.

252. Rohrle Manfred, Ostfildern Beeinflussung der Gerauschbildung bei Dieselmotoren durch Kolben. Teil 2 // MTZ. 1976. - 37, Nr. 10. - S. 409-412.

253. Saito K., Igashira Т., Nakada M. Analysis of Cosumption by Observing Oil Behavior Around Piston Ring Using a Glass Cylinder Engine // SAE. 1989. -№ 892107.-pp. 21-32.

254. Saki Kunio, Takahashi Fumiharu Measurement of Journal Center Locus in Diesel Engine Bearings // Mitsubishi Heayy Industries, Ltd. Technical Review. 1987. -Vol. 24 No. 3. - pp. 192-195.

255. Schaberg P.W., Priede Т., Durkiewicz R.K. Effects of Rapid Pressure Rise on Engine Vibration and Noise //SAE. 1990. - 900013.- pp. 1-13.

256. Schieber G., Sandler W. Высоконагруженные алюминиевые поршни для автомобильных двигателей // Пер. с нем. ст. из жур. (MTZ. 1975. - V.36, № 9.- S. 234-241) М.:-1977.-28 С.

257. Schonmetzler J. Ein Rechenmodell zur Beschreibung der reibungsbehafteten Kolbenquerbewegung von Tauchkolbenmotoren // Wiss. Z. Techn. Hochsch. Magdeburg 29. 1985. - Heft 7. - S. 107-112.

258. Shamick William J., Oravetz Peter M. Fatigue Life Testing of Jorrnal Bearings With a New Servo Hydraulic System // SAE. 1986. - № 860353. - pp. 59-63.

259. Timoney David J. Problems with Heat Release Analysis in D.I. Diesels // SAE. 1987. - № 870270. - pp. 1-10.

260. Thring R.H. Piston skirt friction in internal combustion // IMechE. -1989.- № C375/002. pp. 7-11.

261. Tschoke H., Essera U. Einfluss der Reibung an Kolben und Pleul auf Sekunderbewegung des Kolbens // MTZ. -1983. № 3. - S. 89-93.

262. Uras H.M. and Patterson D.J. Measurement of Piston and Ring Assembly Friction Instantaneous IMEP Method // SAE. 1983. - № 830416. - pp. 1-14.

263. Wachtmeister Georg, Woschni Gerhard, Zeilinger Klaus. Einfluft hoher Druckansteigsgeschwin-digkeiten auf die Ferformung der Triebwerksbauteile und die BeanspruchungdesPleuellagers //MTZ.- 1989.-№4.-S. 183-184, 187-189.

264. Wachtmeister Georg, Woschni Gerhard, Zeilinger Klaus. Einfluft hoher Druckansteigsgeschwin-digkeiten auf das Bewegungsverhalten von Kolben und Kolbenringen // MTZ. -1989. № 7-8. - S. 337-342.

265. Whiting T.M., Hewlit R.W., Shea M.H. New deere 7.6 L engine // SAE Techn. Pap. Ses. 1988. -№ 881284. - 17 pp.

266. Wu H.W., Chiu C.P. Finite Element Model for Thermal System in real time operation Diesel Piston // Computers and Structures. 1989. - № 5. - pp. 997-1004,

267. Yamagchi Yoshinori and Takesue Masahiko. Experimental Analysis of Connecting Rod Bearing Seizures in Four-Cycle Gasoline Engines // SAE. 1989. -№ 892114.-pp. 121-128.

268. Yonesawa T. and Kanda H. Analysis of Cavitation Erosion on Cylinder Liner and Cylinder Block //SAE. 1985.-№ 850401.-pp. 1-11.

269. Ztirner Kans Jurgen, Schibals ky Walter, Muller Hans. Kavitation und Korrosion an Zylindern von Dieselmotoren // MTZ. 1988. - № 9. - S. 369-374.I1. АКТ

270. Научно-технической комиссии о реализации научных положений и выводов докторской диссертации Никишина Вячеслава Николаевича

271. Внедрение шатуна и шатунного болта позволило снизить уровень рекламационных дефектов с 0,3 до 0,05%.

272. Внедрение усовершенствованного привода масляного насоса полностью устранило рекламационные дефекты привода.

273. Заместитель генерального Л . I/директора ОАО «КамАЗ-Дизель», к.т.н. //7 J^у/^А.Т.Кулаков

274. Начальник отдела надежности, к.т.н.

275. М.Баринов А.Н. Гафиятуллин