автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Научные основы расчета и ускоренных испытаний деталей кривошипно-шатунного механизма тракторных дизелей на стадии проектирования

На правах рукописи УДК 621.436.001

Гоц АЛЕКСАНДР НИКОЛАЕВИЧ

НАУЧНЫЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА И УСКОРЕННЫХ ИСПЫТАНИЙ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА СТАДИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

05.02.02 - машиноведение, системы приводов и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Владимир 2004

Работа выполнена на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» Владимирского государственного университета

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

П.И. Бажан

доктор технических наук, профессор Н.А. Иващенко

доктор технических наук, профессор В.В. Козырев

Ведущее предприятие: ОАО «Владимирский тракторный завод»

Защита диссертации состоится «_»_200 г. в_часов на

заседании диссертационного совета Д 212.025.05 Владимирского государственного университета по адресу: 600000, г. Владимир, ул. Горького, 87, ауд. 211-1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Владимирского государственного университета.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направлять по адресу: 600000, г. Владимир, ул. Горького, 87, ученому секретарю совета

Автореферат разослан «_»_200 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, /)

профессор

¿У

СИ. Малафеев

Общие но автореферату сокращения:

КВ - коленчатый вал,

КТТТМ - кривошинно-шатунный механизм,

ДЖ - демпфер жидкостный,

ДВ Г - демпфер внутреннего трения, > УИ - ускоренные испытания.

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы. Непрерывный рост удельных мощностей ДВС приводит к существенному возрастанию нагрузок на их детали. В свою очередь, жесткая конкуренция на рынке вызывает необходимость непрерывною совершенствования конструкции поршневых двигагелей и, соответственно, ускорения проектирования и освоения в производстве новых моделей двигателей.

Сказанное исключает возможность использования традиционною подхода к разработке конструкции ДВС, состоящего из последовательных этапов проектирования, изготовления двух-трех серий опытных образцов и их длительных стендовых и эксплуатационных испытаний, в том числе ресурсных в составе машин, для которых они предназначены. Достижение заданных показателей двигателя в короткие сроки сегодня, возможно только при совмещении этапов и сокращении их длительности, а также при обеспечении требуемой долговечности на стадии проектирования. Последняя задача всегда была актуальной, однако ее успешное решение в области ДВС не достигалось и отработка конструкции продолжалась в течение нескольких лет, в том числе, на стадии производства. Это явилось следствием многих причин, в том числе недостаточной изученности физических явлений, вызывающих возникновение эксплуатационных отказов. Соответственно недостаточно эффективно использовалось (и используется) на стадиях выбора и реализации технических решений математическое моделирование, позволяющее совершенствовать критерии и методы расчета на долговечность наиболее нагруженных деталей, осуществлять оптимизацию конструкции по определяющим факторам. Точно также недостаточно применяются ускоренные испытания для оценки долговечности деталей.

Обеспечение требуемой долговечности деталей на стадии проектирования является актуальной проблемой, успешное решение которой в значительной мере определяет возможность сокращения сроков разработки и освоение в производстве новых моделей дизелей.

Цель и задачи исследовании. Цель исследования - теоретическое обоснование новых методов, повышающих достоверность расчетов деталей, составляющих крутильно-колеблющуюся систему быстроходных тракторных дизелей, а также создание нормативной базы их ускоренных испытаний.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие

БИБЛИОТЕКА С-Петервцрг /

, Костры:

• теоретически обосновагь методы оптимизации параметров демпферов крутильных колебаний жидкостных и внутреннего трения;

• разработать методику расчета деталей КШМ при регулярном и нерегулярном нагружениях;

• выполнить необходимый комплекс экспериментальных исследований для подтверждения достоверности предлагаемых методик расчета;

• на основе созданных моделей разрушения ДЖ, ДВТ и KB разработать новые методы ускоренных испытаний и средства для их реализации.

Выполнению работ по данной тематике способствовала финансовая поддержка Министерства образования и науки Российской Федерации в виде четырех грантов по фундаментальным исследованиям в области технических наук (1995-2004 гг.).

Научная новизна. Предложен новый подход к построению схематизированных диаграмм предельных нормальных и касательных напряжений. Обоснована новая детерминированная модель усталостной долговечности при регулярном нагружении. Получены эмпирические формулы для определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений при изгибе и кручении KB при расчете его на усталостную долговечность во всем диапазоне изменения конструктивных параметров. Разработан новый метод расчет коленчатого вала с учетом упругой податливости и несоосности опор, а также влияния крутильных колебаний. Модифицирована детерминированная модель усталостной долговечности деталей при нерегулярном нагружении.

Предложены методы расчета на прочность резинового слоя ДВТ, новый способ определения его жесткостных и демпфирующих характеристик и технические устройства для его реализации. Сформулирована целевая функция для определения максимума рассеивающей энергии и, соответственно, оптимального затухания колебаний в ДЖ и ДВТ. Теоретически обоснованы методы расчета конструктивных параметров демпферов в многомассовой крутильно-колеблющейся системе и на этой основе разработаны новые алгоритмы и программы расчета на ЭВМ демпферов крутильных колебаний и коленчатых валов с использованием гипотезы накопления повреждений и модифицированной детерминированной модели усталостной долговечности при действии знакопеременных нагрузок.

Выявлены закономерности ускорения процесса потери надежности в зависимости от ужесточения режима испытаний, теоретически обоснованы методы ускоренных испытаний ДЖ, ДВТ и КВ.

Достоверность и обоснованность полученных научных результатов обусловливаются:

• использованием общих уравнений механики твердого тела, гидродинамики, теплофизики, термодинамики, а также их соответствием выявленным особенностям реальных процессов;

• применением поверенных и аттестованных измерительных приборов, оборудования, действующих стандартов РФ, типовых методик и опыта проведения экспериментальных исследований в области прочности;

• подтверждением расчетных результатов экспериментальными.

Практическая ценность. Разработанные математические модели, алгоритмы и программы расчета по выбору оптимальных с точки зрения рассеяния энергии размеров ДЖ и ДВТ, КВ, методы и технические средст ва для их ускоренных испытаний позволяют обеспечивать на стадии проектирования ДВС заданные показатели долговечности при одновременном сокращении сроков разработки конструкций новых моделей быстроходных тракторных дизелей.

На защиту выносятся:

• модифицированный метод прогнозирования долговечности деталей КШМ с учетом нерегулярного нагружения;

• общие методы исследования напряженно-деформированного состояния и расчета коэффициентов запаса прочности коленчатого вала ДВС с учетом несоосности и упругой податливости опор для регулярного нагру-жения;

• схематизированные диаграммы для расчета на прочность деталей КШМ при переменных напряжениях и детерминированная модель 'для расчета запасов прочности при сложном напряженном состоянии и регулярном нагружении;

• научные основы конструирования жидкостных и внутреннего трения демпферов крутильных колебаний в приведенной многомассовой крутиль-но-колеблющейся системе;

• эмпирические зависимости для определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений в расчетных сечениях КВ;

• методы ускоренных испытаний на долговечность КВ, жидкостных и внутреннего трения демпферов крутильных колебаний;

• технические решения, защищенные авторскими свидетельствами и патентами на разработанные конструкции, устройства и способы ускоренных испытаний.

Реализация результатов работы. Результаты исследований вошли в состав ГОСТов, ОСТов, отраслевых руководящих документов, разработанных в 1983-90 п. применительно к деталям, узлам и двигателям в целом (ГОС Г 24377-80, ГОСТ 18509-88, ОСТ 23.3.21-87, ОСТ 23.3.23-88, РД 23.3.59-87, РД 23 3.58-88, РД 23.3.74-88, РД 23.3.62-89 и др.), а'также применены при проектировании предназначенных к массовому выпуску дизе-

лей 4Ч 10,5/12 (Д-144), 6Ч 10,5/12 (Д-160), 8ЧП 15/16 (8ДВТ-330), 4Ч11 13/14 (Д-440), 6ЧН 13/14 (Д-460), 64 13/14 (А-О1М), 84Н 16,5/17 (А90ТК), 6ЧН 10,5/12 (ГАЗ), 64Н 12/14 (СМД-31), 64Н 11/12 (Д-260Т), а также бензинового двигателя ЗМЗ 406.10.

Теоретические основы расчета деталей КШМ и оценки их долговечности на стадии проектирования составляют базу лекционных курсов и лабораторных работ по дисциплинам «Динамика ДВС», «Конструирование ДВС», «4исленные методы расчета в энергомашиностроении» с 1993 года. Программы расчета на ЭВМ используются при выполнении курсового и дипломного проектирования.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались:

• на всесоюзных научно-технических конференциях: «Автоматизация исследования, проектирования и испытаний сложных технических систем» (Калуга, филиал МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1989); «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания в АПК СССР» (Саратов, Саратовский институт механизации сельского хозяйства, 1990); «Проблемы прочности двигателей» (Москва, Институт проблем механики АИ СССР, 1990);

• на международных научно-технических конференциях и семинарах: «Мотор-симпо-88» (4ССР, 1988); «Автоматизация, конструирование и проектирование технологических процессов в машиностроении» (НРБ, Пловдив, 1989); «Дизельные двигатели - 89» (НРБ, Варна, 1989); «Мотор-симпо-90» (4ССР, 1990); «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1989, 1991, 1993, 1995, 1997, 1999, 2001); «Пути совершенствования технической эксплуатации и ремонта машин АТК» (Владимир, ВлГУ, 1997, 1999); «Двигатель-97» (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997); «Автотранспортный комплекс. Проблемы и перспективы развития» (Москва, МАДИ (ТУ), 2000); «Актуальные проблемы управлением качеством производства и эксплуатации автотранспортных средств» (Владимир, ВлГУ, 2002, 2004); «Транспорт, екология - устойчиво развитие» (Болгария, Варна, 1998, 1999, 2000, 2001, 2002, 2003); «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей» (Владимир, 2003).

Публикации. Основные положения и содержание диссертации опубликованы в 126 работах, в числе которых одно учебное пособие, 2 государственных, 2 отраслевых стандарта, 5 отраслевых руководящих документов, а также 15 авторских свидетельств и патентов.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы (305 наименований) и приложений. Общий объем - 362 с, основного текста - 330 с, 118 рисунков и 58 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении кратко обоснована актуальность и суть решаемой в диссертационной работе проблемы. Охарактеризованы научная новизна и практическая ценность работы представлены данные об ее апробации.

В первой главе на базе выполненного теоретического анализа определены задачи, которые должны быть решены при разработке моделей долговечности деталей крутильно-колеблющихся систем ДВС и методов их ускоренных испытаний. Показано, что определение действительных нагрузок на детали КШМ, разработка достоверных методов оценки их долговечности, а также формирование режимов ускоренных безмоторных и стендовых моторных испытаний, не представляется возможным без всестороннего исследования эксплуатационных режимов работы тракторных дизелей.

Известно, что при выполнении машинно-тракторным агрегатом сельскохозяйственных, трелевочных или других видов работ тракторные дизели большую часть времени эксплуатируются при неустановившихся режимах. Угловые ускорения О достигают значений 150...200 рад>С , что приводит к существенному отклонению показателей дизеля от их значений при установившихся режимах. В частности, изменяется максимальная скорость нарастания давления в цилиндре по сравнению с установившимися режимами. Это влияет на величину напряжений в деталях КШМ. Для определения нагрузок в любой момент времени переходного процесса необходимо знать изменение во времени (или по углу поворота коленчатого вала) максимального давления в цилиндре, что позволяет систематизировать лагружение на отдельные блоки.

Па основе анализа данных по эксплуатационной надежности деталей КШМ установлено, что наибольшее количество поломок ^ происходит по щекам с очагом зарождения трещины в галтелях в месте перехода от шатунной шейки в щеку (в плоскости кривошипа) из-за высокой'концен-трация напряжений при изгибе. Реже встречаются поломки при кручении, которые, как правило, начинаются с трещин, возникающих в зоне отверстия для смазки шейки вала или в зоне галтелей, а также по сечению шейки от крутильных колебаний.

Отказы ДВТ происходит из-за отслоения от боковых поверхностей шкива и маховика резинового слоя под действием температуры, агрессивной среды и циклического изменения напряжений. Отказы ДЖ чаще всего вызваны износами подшипников скольжения маховика, а также из-за дила-тансии (повышения вязкости) силиконовой жидкости, что приводит к заклиниванию маховика демпфера. Дилатансия происходит из-за высоких величин градиента скорости сдвига вследствие неправильно выбранных торцевых и радиальных зазоров между маховиком и корпусом демпфера.

Несмотря на большое число работ, посвященных расчету демпферов крутильных колебаний, в них не приводится методик расчета их оптимальных параметров, а, кроме того, отсутствуют-методы оценки долговечности и ускоренных испытаний. Кроме того, отсутствуют методы расчета резинового слоя демпфера. На демпфирующие свойства ДЖ и ДВТ оказывает влияние также температура, что должно учитываться при расчетах.

В применяемых методиках расчета КВ кривошип рассматривается как разрезная рамная конструкция, поэтому при расчете в поперечном сечении щек учитываются напряжения растяжения (сжатия), изгиба и кручения, которые могут возникать только когда величина д = (с1кш +</шш)/2-Я, ■«-

зываемая перекрытием - отрицательная - диаметры коренных и

шатунных шеек соответственно, Я - радиус кривошипа). На основании проведенного нами анализа показано, что в конструкции КВ современных тракторных дизелей величина перекрытия положительная, поэтому в щеках деформации растяжения и кручения не возникают. Кроме того, разрезная расчетная схема КВ не учитывает влияния на напряжено-деформированное состояние нагружения каждого кривошипа, несоосности и упругой податливости опор. Между тем при высоком форсировании эти факторы часто являются причиной существенного увеличения напряжений в расчетных сечениях.

, Расчет коэффициентов запаса прочности для регулярного нагружения проводится с использованием таких параметров как эффективные коэффициенты концентрации напряжений, масштабный фактор, коэффициент поверхностного слоя, коэффициент постоянных напряжений и др., которые, как правило, приводятся в виде графиков. Они не всегда могут быть использованы для расчета, например, КВ современных тракторных дизелей во всем диапазоне изменения конструктивных размеров и соотношений ввиду отсутствия данных. Кроме того, графики неудобно использовать при многовариантных расчетах с использованием ЭВМ.

При расчете деталей, особенно с использованием МКЭ, необходимы детерминированные модели усталостной долговечности, среди которых наибольшее распространение получила модель И.А. Биргера с использованием интенсивности амплитуд переменных напряжений цикла и первого главного напряжения. Между тем сам автор указывает, что она не получила в полном объеме экспериментальной проверки и ее можно использовать только для приближенной оценки. Таким образом, вопрос о выборе такой модели особенно при сложном напряженном состоянии остается открытым.

Другая задача, относящаяся к кругу вопросов о долговечности деталей ДВС, заключается в разработке методов (ускоренных испытаний).УИ, в создание которых, особенно для тракторов и тракторных дизелей, большой вклад внесли исследования И.Н. Величкина, Р.В. Кугеля, А.Д. Левитануса,

Б.1С. Балюка и др. Однако для разработки УИ демпферов и КВ высокофорсированных дизелей требуется создание новых методик и средств. Для этого необходимо разработать систему величин, характеризующих надежность ДЖ, ДВТ и КВ и методы их оценки посредством соответствующих испытаний. Потери надежности в эксплуатации и при УИ должны подчиняться одинаковым закономерностям. Только в этом случае можно обоснованно использовать результаты УИ. Это необходимо учитывать при выборе системы нагружения и разработке технических средств УИ.

На основе анализа состояния проблемы и поставленной цели сформулированы задачи исследования, включающие разработку методик прогнозирования нагрузок, которые будут действовать на демпфер и КВ при неустановившихся режимах; зависимостей для расчета коэффициентов концентрации напряжений КВ тракторных дизелей и детерминированных моделей усталостной долговечности при регулярном и нерегулярном нагру-жениях; научных основ для расчета демпферов крутильных колебаний (жидкостных и внутреннего трения) и оптимизации их параметров; методов расчета коленчатого вала на основе разработанных математических моделей с учетом нссоосности и упругой податливости опор; а также ускоренной оценки долговечности ДЖ, ДВТ и КВ и технических средств для УИ.

Вторая глава посвящена разработке методик определения нагрузок, которые будут действовать на детали КШМ при неустановившихся режимах. Разработаны: эмпирические формулы для расчет корректирующих коэффициентов, используемых при определении теоретических коэффициентов концентрации напряжений, новые схематизированные диаграммы и детерминированная модель усталостной долговечности, повышающие достоверность расчетов.

Для определения показателей цикла на стадии проектирования предложена методика моделирования внешней скоростной (ВСХ) или регуля-торной характеристик (РХ) по соответствующим характеристикам двигателей-прототипов,. Сравнение показателей ВСХ двигателей, имеющих различные частоты вращения и, мин"; эффективные крутящие моменты М„ Нм; часовые расходы топлива О,, кг/ч проводится путем перевода в без-' размерные (относительные) по зависимостям:

ось абсцисс - ^1=("ж-ИД/етах)/(Иц-"Л/£тах); оси ординат:

Чем = (С >х~СтМе пшх )/(С! н - вме тах ); Д™ максимального давления сгорания (бензиновые двигатели, дизели без наддува и с регулируемым наддувом) - цр_ = (Р2Х -р1Ме тах )/'(/'гЛ/етах ~ Рги)> Дизети с нерегулируемым наддувом - ЦРг^(ргх-р::метах)/(Ргн-РгМ1Птх). Здесь ин-

дексы <Ш>, «Меи,,«» И «Н» - значение соответствующего параметра текущее, на режимах максимального крутящего момента и номинальной мощности.

На рис. 1 представлены кривые = /lfe«) для эффективных крутящих моментов и T|(j ^ = /(£,„) для часовых расходов топлива двадцати

моделей MD, RD, RF двух- и трехцилиндровых дизелей фирмы Ruggerini и Lombardini. Как видно из рис. 1, поле разброса безразмерных показателей находится в пределах погрешности измерения, что позволяет провести кривые по среднему значению и аппроксимировать кривые = и

1lGT =f&n) в виде:

Пме Л0, (1)

где - постоянные коэффициенты.

Для проектируемого двигателя значения эффективной мощности

Пи и п„ т с шах

приведены в техническом задании. Другие показатели: >8™; тах 5 %еМе тах определяются по результатам расчета цикла на двух режимах: номинальном и максимального крутящего момента. По этим данным определяются текущие значения точные значения

известны только в

- ч 1«, ----

0,75 V

0,50

0,25

-1,0 -0,75 -0.50 •0,25 0 0,25 [] 50 0,75 1,0

- / 4,25 "CS — J»

/у - •0,75 -1,0 -- -

1,25

Рис. 1. Зависимость Т|Л/е =

11 (Jm ~ .flfcn) в безразмерных коор-

динатах дли 20 /дизелей малого литража н их усредненные (обобщенные) кривые

двух точках ВСХ), а также постоянные - для в диапазоне частот вращения КВ от Лтт ДО "тах.

В соответствии с методами теории подобия принимается, что для проектируемого двигателя постоянные коэффициенты в зависимости (1) имеют такие же значения, как у двигателей-прототипов. После подстановки вычисленных значений ^ проектируемого двигателя и проведения преобразований, находятся зависимости Мех = (и) И йс — /¿(л)- Приняв, что постоянные коэффициенты для зависимости Т\Рг = /4(^и)имеют такое же значение, как у , строим график

Для РХ безразмерные координаты принимаются в следующем виде: регуляторная ветвь - по оси абсцисс по оси орди-

нат:

корректорная ветвь: по

оси абсцисс: ^дг

(Nex-Nen)/{NeH-NeMemajt); по оси ордиш!

Н ^rWpmav )

е тах'

зависимостям

'спич

По полученным для двигателей-прототипов

% =/1(5лге);г а также ла/г =/з(^с)строим РХ для про-

ектируемого двигателя. Эго позволяет построить график изменения максимального давления сгорания.

На основе результатов статистического анализа (обьем выборки - 107, из них дизелей - 43, бензиновых двигателей - 64) проведена систематизация и обобщение данных о

Таблица I Резулыамл сташсшчсской обработки основных öl постельных ратеров КВ

дтелей

размерах KB современных тракторных двига]елей, диапазонах конструктивных со-соношений, влияющих на уровень концентрации напряжений в сечениях KB и величине изгибной жесткости по перекрытию шеек. Для этого использовались безразмерные величины dm/D, dmJD, A/D, b/D, li/D, r/D, C„,„ r/h, r/d, b/d, h/d, Ш, b/h (табл. 1)

Здесь dm„ dm„, - диаметры коренных и шатунных шеек; d - относится к обоим шейкам; D- диаметр цилиндра; b и h- ширина и толщина щеки; r- радиус галтели. По результатам статистической обработки приведенных выше безразмерных величин найдены средние значения их и 80 % до верительные интервалы.

Для оценки уровня нагруженности и выбора размеров KB по сечению минимальной жесткости, который можно задаваться при проектировании, предложен безразмерный коэффициент жесткости при изгибе: Си), =(Е1п-10 где Е- модуль упругости материала KB, МПа;

/- осевой момент инерции в зоне перекрытия, м4; R- радиус кривошипа, м; п - частота вращения KB, мин-1. Приведенные результаты статистического анализа позволяют определить в первом приближении основные размеры кривошипа, в том числе и изгибную жесткость.

Среднее зна-

чение и 80 %

Параметр Размах доверитель-

ные ишерва-

лы

<UD 0,56... 0,93 0,740 + 0,014

d»JD 0,47...0,86 0,655 ±0,006

ЫО 0,05...0,43 0,154 ±0,012

b/D 0,77... 1,48 1,098 ±0,031

h/D 0,15...0,32 0,234 ± 0,008

r/D 0,02...0,06 0,041 ±0,001

С»и 5,93...82,98 36,210 ±3,769

Aid 0,05...0,65 0,270 ±0,013

i/h 0,06...0,28 0,143 ±0,006

i/d 0,02...0,08 0,048 i 0,002

b/d 1,20...2,02 1,547 ±0,026

h/d 0,17...0,52 0,338 ±0,007

b/h 2,86...7,50 4.528 ±0,104

^-Ий 5,93...82,98 36,21 ±3,77

Получены эмпирические формулы для расчета корректирующих коэффициентов, необходимых при определении теоретических коэффициентов концентрации напряжений (ККН) при изгибе а„ и кручении ат KB:

а„ =(а,в)д^(Рв)А(Р<г)</м(рв)д(рв)в; а, = (оОо(ШШРЛ- (2)

Формулы для определения сомножителей, входящих в зависимости (2), приведены в табл. 2.

Таблица 2

№ № н/н Название коэффициента и какой конструктивный параметр КВ учитывает Полученная зависимость

1 Концентрации напряжении дли КВ ЬА1= 1,6 и </„,/</= 0 (а'а)д=0 ='>47-1,1 \

2 Влияние ширины щеки Ь (РСТ)А = 0,81 +0,07(Л/^/>2

3 Диаметр облегчающего 01 версгия </„„ (РаЧ„ = '/П ~ 0.65(«/вм Д/)4 ]

4 Корректирующий, харак-тершугощнй влияние перекрытия шеек

5 Влияние отношения ЬМ )ь = 0,49 + 0,14(А/Л) н 0,72 ЦЬ / </)2

6 Отношении АЛ/ и Ш (Р'а )Л = 0,98 + ОЩк 1(1)-0,032(Л 1с!)/(к/(I)2 -- [2,33 - 3,34(Л / (1) + 3,56(Л / с!)21( Д / а)2

7 Эксцентриситет облегчающего отверстия (ра)е= 1-4,6 Щеи1)^ти)2-1Ы + + 45,197(е/с1)2(11т1с1)2'*91

Концентрации напряжений ЫЛ = 2 (а,)0 = [1 /(21,82 + 40,12(</,н/с/)10'24 + + (г/</)/(0,87 + 0,13((/вм /</)3'89)]/(0,01 + гШ)

9 Влияние толщины щеки Л (РТ)Й=0,85/[(Л/«У)°-Ш/'']

10 Влияние ширины щеки Ь (рх)л=2Д4/[(Ш)''7М/'']

11 Влияние перекрытия шеек А=(<Лш,+г/1Иш)/2-/?. (Рт )л = 1 - (0,643(Р, )й (Рт) А - 0,721) х х (Д 1с1) - (0,553 - 0,17б(Рт )Л(Р, )а)(Д/«/)2

Предложены новые схематизированные диаграммы для расчета коэффициентов запаса прочности при регулярном на-гружении асимметричным циклом с амплитудой оа (т„) и средним напряжением а,„ (тга), поскольку отсутствуют опытные данные - предел выносливости при пульсирующем цикле с» для построения диаграммы Серенсена-Кинасошвили.

Па рис. 2. приведена предлагаемая новая схематизированная диаграмма предельных нормальных напряжений о для сталей, ограниченная прямыми Диаграмма строится по трем данным: предел текучерти предел выносливости

и точки с координатами которые определяются после совместного решения уравнения прямой ога + агт = ат, ограничивающей область возможного появления текучести при нагружении, и параболической зависимости Гербера ага =о_|[1 -(ст„„/яв)2]. Если точка, изображающая рабочий цикл, находится в области ОАЕг, то возможное разрушение произойдет от усталостной трещины.

При действии касательных напряжений для сталей схематизированная диаграмма строится аналогично, только координаты точки определяются после совместного решения уравнения прямой 1 (рис.2) и зависимости (стга/а_])^ +(оуш/св)^ = 1 •

Для высокопрочных чугунов координаты точки опре-

деляются после совместного решения прямой 1 и зависимости И.А. Одинга

Численное значение тангенса угла наклона прямой АЕ2 определяет величину коэффициентов учитывающих влияние постоянной со-

ставляющей цикла напряжений. Для сталей они определяются по формулам

Рис. 2. Схематизированиая диаграмма предельных напряжении: 1 - <зга'+ агт = стт; 2 -парабола Гербера; ОАЕ^С -предлагаемая схематизированная диаграмма

4>т =

При расчете валов из высокопрочных чугунов

Ч'а = а_, - )/(о? - ).

Проведен расчет коэффициентов \|/а и \|/т для наиболее применяемых в машиностроении материалов. Кроме того, определено значение предельных отношений га') • Если отношения рабочих напряжении {оа/ат)> (сга/агт), то расчет ведется по усталостному разрушению, в противном случае - по текучести.

Расчеты общих запасов прочности при плоском напряженном состоянии, когда на выделенных площадках действуют при одном нагружении только нормальные, а при другом - только касательные напряжения, распространен на общий случай плоского напряженного состояния. При этом компоненты тензора напряжений, полученные МКЭ в узловых точках расчетной схемы, поворотом осей преобразуются таким образом, чтобы нормальные напряжения СУа на одной из площадок отсутствовали:

Откуда определяются ее положение и взаимно перпендикулярной

При этом, если ст„ = 0, то касательное напряжение равно

на взаимно перпендикулярной

- ор =(ох + Оу)/2 — [(ах-ар/2]со82а-Тд^,8т2а.

Число действительных решений значений а зависит от знака дискри-

площадки, при Б = О - одна, а если Б > 0, то такие площадки вообще отсутствуют.

Расчетом МКЭ при действии максимальных и минимальных нагрузок находятся два тензора в каждой узловой точке конечно-элементной

модели. Пусть Б < 0. Тогда для Т, определим две площадки, где ста = 0 и

I П I и

нормали к которым имеют углы аналогично для

причем в общем случае 0С2 #<*[, С12 Определяются также напряжения Расчет коэффициентов запаса прочности

проводятся сначала для площадок, определяемых углами а затем

2 • .2

оа = ахсое а + 2хг>,81пасо8а + ст,,8т а = 0.

(3)

- определяемых углами а 2 И (если их две и при минимальной «нагрузке) и принимается минимальный запас прочности п.

Аналогично ведутся расчеты для площадок, когда Б = О или Б > 0.

Третья глава посвящена научным основам конструирования демпферов крутильных колебаний (жидкостных и внутреннего трения) в приведенной многомассовой крутилыю-колеблющейся системе коленчатого вала двига!еля от полного спектра крутящего момента В ней описаны также прикладные алгоритмы, а также программы расчетов параметров ДЖ и ДВТ с целью определения нагрузок на О

Для расчета приближенных значений приведенных коэффициента жесткости одного кривошипа Сф, момента инерции одной моторной массы

и момента инерции маховика введены безразмерные величины:

где Б, в- диаметр и ход поршня, соответственно, м; ре - среднее эффективное давление, Г1а; М - угловая скорость вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности, раД'С1; Л^- номинальная мощность, Вт.

Используя резулыагы статистической обработки крутильных систем современных двигателей найдены средние значения и 80 % доверительные интервалы введенных безразмерных величин: 100170;

/„.=1,73510,673; 7МГ=122+47. На этапе проектирования двигателя по уравнениям (4) ориентировочно могут быть определены инерционно-жесткостные характеристики кривошипа и момента инерции маховика Сф

для расчета на крутильные колебания.

Методом регрессионного анализа получена также зависимоеть между безразмерными величинами

Сфг = (о,5901 - 1,0326/,г + 0,6627¡1 - 0,1316/^)-104. (5)

Па рис. 3 представлена расче1-пая ^массовая эквивалентная крутильная система КВ. Здесь введено обозначения: /и - момент инерции маховика демпфера, -

коэффициенты крутильной жестко-С1И и демпфирования уиругодеми-фирующего слоя, соответственно. Рис. 3. Приведенная п - массовая экви- Н'М-рад ' И Н-М-С (ДЛЯ ДЖ- Сц^ =0, а га.ки'пшя крутильная система колен- демпфирование в жидкости); 7| -чатого вала ДИС

приведенный момент инерции переднего конца КВ, кг-м2; С|д - коэффициент вдтильной жесткости участка КВ до середины первой коренной шейки, - приведенные моменты инерции моторных масс (кривоши-пов),кг-м2; С,^| -коэффициенты крутильной жесткости КВ на участках между соответствующими кривошипами - воз-

мущающие моменты, действующие на моторные массы, - коэф-

фициенты демпфирования моторных масс, учитывающие все виды сопротивления в двигателе, Мм'с; /„ - приведенный момент инерции заднего конца КВ, КГ-М2; С„.|,„ - коэффициент крутильной жесткости КВ на участке между последним кривошипом и маховиком, Н-М-рад"1.

При составлении расчетной модели приведенной крутильной системы (рис. 3) не учитывались переменные силы внутреннего трения в материале КВ, так как они невелики по сравнению с силами демпфирования.

Крутильные колебания п-массовой системы (рис. 3) описываются системой дифференциальных уравнений:

А)Фо+£,о(Фо -Ф0+со.1(<Ро - фО=о;

~$о(Ф| -Фо) ~Сфо -ф|) + С|,2(ф1 -Фг) =

..... (6)

АФ, + - сы,,(Фм - Ф,) + Су+|(ф< - Ф,+|) = М,;

(/'= 1,2,...,«),

где (ро, ф0, фо -угловые перемещение, скорость и ускорение маховика демпфера, рад, с"', с"2 соответственно; ф|, ф|,ф| - угловые перемещение, скорость и ускорение переднего конца коленчатого вала; ф|,ф/9фу - угловые перемещение, скорость и ускорение /-ой моторной массы (/=2...«-1); ф„, фл, ф„ - угловые перемещение, скорость и ускорение хвостовика (маховика) коленчатого вала. Для ДЖ в уравнениях (6) Сщ -0.

Примем, что массы / при вынужденных колебаниях совершают гармонические колебания одной и той же частоты:

Ф,= Ац sin(Aco/ + a¡ д) = sink<al \ B¡¿ costo/;

где Afk — к-й гармоническая амплитуда массы (, рад; <Хц - фазовый угол

амплитуды к-ой гармоники массы /, град; со - угловая частота вынуждающего момента, рад-'с'1; к- порядок гармоники вынуждающего момента. Возмущающий момент на каждую моторную массу представим в виде:

где N— число гармоник (0,5; 1,0; 1,5; ..М, для двухтактных двигателей - 1,

2,0, М^- амплитуда ^ой гармоники вынуждающего момента Л/„

действующего на массу 1 от газовых и инерционных сил, 11м; Р, * - ее фазовый угол, град; 8, - угол поворот коленчатого вала между вспышками в первом и /-ом цилиндрами двигателя, град.

Подставив (7), (9) в (6), получим систему 2/ линейных уравнений относительно А/ к и В1 к,, которая в матричной форме имеет вид:

£>„1 = Л7а, (10)

где УЗ,, - матрица, учитывающая свойства приведенной крутильной системы ¡^¡¡—/(/^ со, С, 1+1, У; А— веиор-столбец амплитуд крутильных колебаний масс; М" - вектор-столбец амплитуд гармонических составляющих возмущающих моментов, действующих в крутильной системе.

При этом матрица-столбец А содержит по два компонента амплитуд крутильных колебаний масс /, (см. зависимости (7), (8)), а матрица-сюлбсц содержит нулевые компоненты - по два для масс так как на

них не действуют никакие возмущающие моменты.

Компоненты вектора-столбца Ма амплитуд гармонических составляющих момешов, действующих па массы ^ рассчитываются после тармо-нического анализа суммарного момента (от газовых и инерционных сил), определяемых по ВСХ или РХ дизеля на стадии проектирования.

Матрица Д, - квадратная, имеющая порядок 2п. По своей структура она является ленточной, поскольку только на главной диагонали, а также на двух верхних и двух нижних кодиагоналях располагаются отличные oт нуля элементы. Для подробного анализа разобьем мафицу Д, на блоки которые сами являются квадратными матрицами второго порядка:

(12)

Блоки = Д2 | описывают связь между массами /о и /| (учитывае1ся коэффициент жесткости Сщ, а также сопротивление Ь^кы крутильным колебаниям, вызванное демпфером). Для ДЖ 0, т. е. на главной диаю-

пали должны располагаться нулевые компоненты. Для масс приведенной системы, в которых отсутствует демпфирование (носок, маховик и т.д.), компоненты, стоящие на побочной диагонали, равны нулю (^/=0).

Умножая матричное уравнение (10) на матрицу слева, определим амплитуды А,: А= з'ш(/сы/ + а/ £) • Момент инерции маховика

демпфера 10, коэффициент жесткости Со,| (для демпфера внутреннего трения) и коэффициент демпфирования ^о, определяются из условия, что амплитуды колебаний носка ^ и касательные напряжения в узловом сечении его будут допустимыми.

Оптимальное затухание (для максимума рассеивающей энергии ДВТ определяется формулами

где Aj - максимальная амплитуда угловых колебаний корпуса демпфера.

Величина W является целевой функцией для оптимизации параметров демпфера. Если Сщ =0, то приходим к известному решению Дж. П. Ден-Гартога для ДЖ.

При расчете ДЖ необходимо определить значения и Ço, а для ДВТ еще и Со_| при условии, что рассеяние энергии будет максимальным. Как показали расчетные и экспериментальные исследования, увеличение 10 (при постоянном значении > а для ДВТ и С01) эффективно снижает амплитуду крутильных колебаний только до определенного значения. Методом последовательного приближения при фиксированном изменяя определяем амплитуду крутильных колебаний носка KB при изменении частоты возмущающего момента. Это позволяет найти оптимальное значение коэффициента демпфирования Çq. На рис. 4 приведены графики зависимости амплитуды крутильных колебаний носка KB дизеля 6ЧН 13/14 от частоты вынуждающего момента / при постоянном значении момента инерции маховика демпфера и изменении коэффициента

демпфирования (первая цифра - номер кривой; вторая - значение 16

Нмс): 1-0; 2- 2; 3- 4; 4- 6; 5- 9; 6- 13; 7- 17; 8- 20; 9- 25; 10- 35; 11- 50; 1279; 13- 100; 14- 150; 15- 200; 16- 250; 17- 350; 18- 450; 19- 600; 20- 900; 211500; 22- 2300; 23- 5200; 24 - со. При частоте собственных колебаний крутильной системы /с =0)с/2я = 131 Гц , с маховиком демпфера моментом инерции 1()- 0,097 КГ-М2, оптимальный коэффициент демпфирования (максимальное рассеяние энергии) =79,4 Н-М-С (кривая 12).

Па рис. 5 приведена зависимость резонансных амплитуд крутильных колебаний А|, Ац носка КВ и маховика демпфера соответственно, а также касательных напряжений Т в узловом сечении КВ дизеля 6ЧЫ 13/14 ог величины момента инерции /р. Полагаем, что коэффициент демпфирования на предыдущем этапе выбран таким образом, что вязкое сопротивление буде) максимальным. Заметим, что после значения /д = 0,097 кгм2 касательные напряжения в узловой точке изменяются незначительно (кривая асимптотически приближаются к горизонтальной оси).

рий И

л- /

я- 11

22 1 и

2! 20 -й \и-'3

чнг*

1/ , №

/е 4*0 V' ЛДЛ^«

а V £

»,111 рад

к

\

\

1

\

1

N

А,

к

1 с

И' Г, Гц

амплитуды кру- Рис, 5. Завясимо»ет> резонансных ам-М®яых колебанийД носка КВ дизеля плитуд Д А] крутильных келебаний, ШШ Ш/Ы ОА тжш вдврвдшщаъ тттшж штрттши е ршм

МШЙЙМ/ЙР =уае<р*й с) КВ точр йй дизеля |Ц \Щ а ^ ДЖ

Радиальный Нр и торцевые Лт зазоры между корпусом и маховиком ДЖ находятся из равенства момента сопротивления МТ (при относительном перемещении этих масс) моменту трения Мт в слоях полиметилси-локсановой жидкости, Момент Мг равен

(15)

-1

где - собственная угловая частота колебаний,

Момент трения в демпфирующей жидкости складывается из мо-

ментов, возникающих в зазорах /7р между цилиндрической Мт и торцевыми Млл поверхностями Аг маховика демпфера:

м"т=М,и + 2Мтт. (16)

Если выполнить торцевые поверхности маховика демпфера коническими, то градиент скорости сдвига в этом случае будет постоянным. То-

гда:

м 271 у^О __ 2кy\,DRH Rl-Rl 711 a + bDc ' " a + bDc 3

(17)

где Я„ И Яв - внешний и внутренний радиусы маховика демпфера; I - ширина его; D = (tí¡cR}lA\)/hp- градиент скорости сдвига при радиальных зазорах йр по цилиндрической поверхности маховика.

Вязкость силиконовой жидкости, а также зазоры hpH hT между маховиком и корпусом демпфера при принятом значении /и, соответствующего оптимальному коэффициенту демпфирования í;0 > выбираются из условия

Разработаны также модели для определения вязкости силиконовой жидкости в зависимости от температуры t °С и градиента скорости сдвига £)"', с'.При работе дизеля демпфер нагревается примерно на 60 °С, а динамическая вязкость большинства нолиметилсилоксановых жидкостей (ПМС) снижается примерно в 2 раза. Аналогично уменьшается % при увеличении градиента скорости сдвига D: D = vjh. Здесь v - относительная скорость маховика и корпуса демпфера; h -зазор между ними. От величины Т|<) зависит амплитуда крутильных колебаний носка KB (рис. 6) Поэтому выбор оптимального значения динамической вязкости г|() Рис. 6. Расчетные зависимости амплитуды жидкости ПМС следует прово-крутильных колебаний носка KB дизеля дить с учетом t °С и D. 6ЧН 10,5/12 ог вязкости силиконовой жид- Основными конструктив-

кости приразличных значениях hp ными параметрами ДВТ являются и габаритные размеры, зависящие от условий компоновки демпфера на КВ. Поиск оптимума величии Iq И ^проводится также, как и для ДЖ. Значение Cq ] принимается из условия достижения минимальных амплитуд крутильных колебаний носка KB (рис. 7). 18

Для определения зависимости характеристик резинового слоя Со | и 4о от 1емпературы, демпфер нагревался потоком подогретого воздуха до температуры 80 °С и охлаждался до температуры 0 °С. На рис. 8 приведены результаты испытаний демпферов (условно обозначенные 1, 2, X 4), имеющих динамические коэффициенты жесткости при температуре 20 °С СЛ=6,33-104;9,8Ы04; 12,75-Ю4; и ц.45-104 Нм.

Рис.- 7. Амплитуда крурриймых йие.-8 Зшшмое&дняшжеёкш ко-колебаний носка К! при иммвне- эсффАиниенгажес^койш яешневею слои ЯйЯ1же»к«$т1ир«зиншйю елея С б'Г Тешршы № шивые Ш и 4

- ^^йО^ РООюОо; 3- для дмйдов Ш^Зз^гаавш-10000; 4-30000;!--40000 венне)

Полученные результаты исследований позволили предложить эмпирическую зависимость для определения действительных значений динамического коэффициента жесткости резинового слоя в зависимости от температуры:

СфД = -6(2 + (151 ■- 0,0024С0 у + 1,06С0 -1574.

На рис. 9 приведена ам- ^ плитудно-часютная характеристика крутильных колебаний носка КВ дизеля 64 10,5/12 с резиновым демпфером (цифрами отмечены номера резонирующих гармоник, точками - эксперимен- ( тальные данные).

Показано, что оптимиза- Рисю9 Амплитудно-частнная характери-ция параметров демпфера по- стика угловых колебании носка КВ дизе-зволяет снизить амплитуды ля 6ЧН 10,5/12: 1-бсз демпфера; 2-с ре-крутильных колебаний в 3..5 зиновым демпфером раз.

Различие в величинах амплитуд крутильных колебаний А\ носка КВ, полученные расчетом и экспериментально, для дизелей 6ЧП 11/12,5 (Д-

260Т), 8ЧН 15/16 (8ДВТ-330), 4ЧН 13/14 (А-1 1ТА), 6ЧН 13/14 (СМД-31) не превышают 8 %, что следует считагь хорошим результатом.

Ччетвертая глава посвящена исследованию НДС и расчету на выносливость КВ при МНОТоцикловом нагружении на стадии проектирования.

При определении опорных реакций КВ, знание которых необходимо для расчета его на прочность, используем неразрезную расчетную схему (НС), учитывающую влияния нагрузок, действующих в каждом кривошипе. Реальный кривошип заменявтся последовательно фиктивной балкой переменною сечения (рис. 10), изгибные жесткости Е1I,, отдельных участков которой равны реальной жесткости элементов кривошипа, а затем - балкой постоянного сечения. В отличие от известных предлагаемая методика расчета позволяет использовать известные методы строительной механики для определения реакций многоопорной балки.

Наименыпая изгибная жесткость щеки равна

толщина щеки в расчетном сечении; Ъ- ширина щеки по перекрытию. На рис. 9,а при-пяты обозначения: //,//> — половина длины коренных шеек слева и справа; - длина шатунной ш е й /?,, А,, - толщина щек слева и справа соответственно.

Различие в жесткостях различных участков балки переменного сечения заменяется в балке постоянного сечения приложением фиктивных поперечных сил ¡2, и изгибающих моментов М„(рис.10, в) в сечениях, разделяющих учаа-ки разной жесткости. Эти силовые факторы вычисляются по формулам: 02=0,5Щг -/,); е3=0,5Я(о -;2 );04=-0,5/>(/4 -/3 ); е5=-0,5/>(/5 );

М2 =0,5/>/л(/2-/,), М3 = 0,5/4//, +^)('3-'2>>^4=0,5/,(//-+/'/>Х'4-/'з); Л/5 = 0,5/,//,(/5-/4).

(18)

£/„ . Е1, . £7, . /:/„ . ¿7 . где £/,=£/„; =^ === ~ = г5--огношение из-

гибных жеегкостей участков; - произвольно выбираемая постоянная

«)

р.и си си №

о (

а и. яр! и

м.

е3| р е..

А!

КН

м/му

с;

ч,/

Рис. 10. Расчетные схемы:

а) кривошипа; б) балки

переменною сечения; в)

балки постоянною сече-пня с приложенными

фнктивными силами и моменьами

жесткость всей балки, к которой приводился заданная балка; Е - модуль упругости материала КВ.

Используя такую замену, исходим из известного положения, что определяя линейные перемещения у в сечениях балки приведенной постоянной жесткости £/о, например, графоаналитически, эпюра у является интегральной по отношению к эпюре кривизны к балки. Перемещения у балки приведенной жесткости будут такими же, как и переменной жесткости, если в обоих случаях эпюры к получаются одинаковыми. Поэтому в сечениях балки постоянной жесткости прикладываются поперечные силы и изгибающие моменты, по величине и направлению определяемые формулами (18).

Используя известные методы графоаналитический или начальных параметров, определяем линейное перемещение в середине пролета фиктивной балки (рис. 10в) постоянного сечения, а затем - приведенную изгиб-ную жесткость кривошипа. Реакции и опорные моменты с учетом упругой податливости и несоосности опор О находятся с помощью уравнения пяти моментов для фиктивной балки постоянного сечения.

Применительно к ^ тракторных и комбайновых дизелей, полагая, что число цилиндров ^ < 12 (шестипролетный вал), предложена следующая модификация уравнения пяти моментов в матричном виде:

где - матрица жесткости для шестипролетного вала (матрица размером 5x5); Л/={Л/(} (/ = ], 2,...5) - вектор-столбец неизвестных опорных моментов, а М0) и М, определяются из условия нагружения на концах О (привод агрегатов, съем мощности с переднего и заднего конца внешние противовесы для уравновешивания сил или моментов инерции первого порядка и т. д.); А„р = {"',,} (я = 1...5) - вектор-столбец свободных членов от

нагрузки в пределах пролета:

т„ = -(ш, ,ап)/(Е1„ 1п)-(щ ,+Л+/)/(£/и+//„+/)-(с„./й,?./)//„ +

первый компонент равен последний -

т5 -[/б/(3£/6) + С5//б +С6//62]Л/6; су- - коэффициенты податливости опор, которые определяются экспериментально - пять

рядом расположенных опор); /,-длины пролетов; Е1]~ изгибная жесткость пролетов - момент инерции сечения вала); - площади грузовых эпюр на пролетах эквивалентного вала слева и справа от п-й опоры (от пролетной нагрузки отдельно выделенного пролета); Оу И ^ - расстояния от центра тяжести грузовой эпюры до л-й опоры слева и справа; - реакция

опор, вызываемая в основной системе (отдельно выделенного пролета) внешней нагрузкой (суммарные силы, действующие в КШМ); Э„ и 6„.ц -углы перелома на п-й опоре, возникающие в основной системе при смещении опор у:

К={уп-упл)11п\ %+1=Ь>п+\-Уп)Л«+1; Л|] Л|2 Л|3 Л|4 о

¿22 А21 ^24 Л25

0 А32 А32 А34 Л44 .

О О Д) з Л44 Л45

О 0 0 Л54 Л55

где компоненты, стоящие на главной диагонали равны

5, 6); на первой верхней кодиагонали

1п1{зшп)+1п+]/{тп+1)+спЛ/$+сп{\/1„ + )//„+,)2+сй+1//2+1 (и=2,3,4,5); на второй верхней кодиагонали (^13,^24,^44)-

/я+1 /(б£/„+1) - (с„/1„+1 )(!//„ + 1//и+1)- (с„+1 //„+]) (1//й+1 +1//„+2)

(я=2, 3,4); для компонентов ^14,^5 " ся+1 /('«+1^+2) ( "=2>3)-

Отметим, что составляя матричное уравнение (19) для пятипролетного КВ (неизвестных четыре опорных момента), необходимо в матрице вычеркнуть последние строку и столбец, а в векторах {М,} И {тп} - последние строки; четырехпролетного -по две последние строки и столбца в а также - по две строки в трехпролетного - по четыре

строки и столбца.

При отсутствии данных о податливости опор блок-картера уравнение (19) легко трансформируется в уравнение трех моментов, для чего необходимо принять

. Опорные моменты на опорах многопролетного КВ с учетом упругой податливости су и несоосности опор у определяются после решения уравнение (19). Реакция Я„„ в многоопорной балке равна:

С„-1/(/„-!>«) М, 4, (А]2,А23,А34,А45)-

а изгибающий момент в произвольном сечении кривошипа

После определения опорных моментов выбирается наиболее нагруженный кривошип, для которого проводится исследование НДС в сечениях а также выбирается такая податливость опор, при которых напряжения будут наименьшими.

Рассмотрим расчетную схему кривошипа ^ ДВС с выбранными координатными осями (рис. 11) и введем обозначения: опорные моменты в левом и правом опорных сечениях выделенного кривошипа соответственно; МКр£ Мцр1'~ крутящие моменты в тех же сечениях; Я у!, Иур - реакции, действующие в плоскости кривошипа, на левой и правой опорах; - то же в перпендикулярной плоскости;

составляющие суммарной силы от каждого шатуна, действующие в плоскости кривошипа и перпендикулярно ей; й/_,А/> - толщина левой и правой щек; /, - размерная цепь кривошипа (для рядного двигателя /3 = 1ц = 0); точками обозначены приложенные центробежные силы инерции от масс противовесов, щек, части шатунов, отнесенных к оси шатунной шейки, а также масс шатунной шейки (они могут действовать как в плоскости кривошипа, так и перпендикулярнр ей).

Ил_(Л

а б в

Рис. 11. Схема кривошипа ^ ДВС:

а - сечение в плоскости кривошипа; б - площадка; в - объёмный элемент

Предложена следующая методика расчёта запасов прочности щеки имеющего положительное перекрытие, на выносливость. Так как при действии переменных напряжений разрушение, как правило, начинается в точке А или А (рис. 11) - в месте сопряжения шатунной шейки со щекой -с дальнейшим развитием трещины по сечению 2-2, изгибающий момент в котором равен Мн)г к = (/) + + Л/оп . Напряжение в точке Л:

Од ~ + /И^ищ , где М^щ = бЛ^/б - момент сопротивления расчётно-

го сечения; Ь - ширина сечения щеки в месте перекрытия; Л^ = + Д2 — высота расчётного сечения. В расчетном сечении определяется частный запас прочности при изгибе.

Поскольку точка Л располагается на сопряжении шатунной шейки и щеки, то на развитие трещин при кручении влияет также переменный крутящий момент, действующий в сечении 1-1 шатунной шейки, в котором возникают максимальные и минимальные касательные напряжения. Касательные напряжения от крутильных колебаний = добавляются к амплитудному напряжению \а. Амплитуда момента М" определяется для резонансного режима, а - полярный момент сопротивления

шатунной шейки. По результатам расчета определяем запасы прочности па И «т, а затем - общий запас прочности п.

Расчет коренных шеек ведется на изгиб под действием опорных моментов, действующих в плоскости кривошипа Мопц и перпендикулярно ей . Нормальное напряжение в произвольном сечении:

°тах/тт = КР] М опХУк + Рг^опТ** )„тх/тт 1/ 7 и.кш > (21)

где /ИкШ- осевой момент сопротивления коренной шейки; коорди-

наты точки, в которой определяется напряжение; -

коэффициенты неравномерности распределения напряжений; (Х| и И2 -коэффициенты формы.

Для расчета получены следующие эмпирические зависимости:

Т]| =-\,\25а] +4,1<х£ -3,019; 1Ц =1,5^-5,2«] +5,045.

По величине набегающих крутящих моментов опреде-

ляют в том же сечении максимальное и минимальное касательные напряжения:

- (22)

где -момент сопротивления при кручении; - коэффициент общей

неравномерности распределения касательных напряжений.

После вычисления частных запасов прочности с учетом коэф-

фициентов, приведенных в главе 2, находится общий запас прочности коренной шейки.

Аналогично зависимостям (21) и (22) определяются максимальные и минимальные напряжения у масляного отверстия в шатунной шейке и общий запас прочности.

Адекватность предложенного метода выбранной расчетной модели кривошипа проверялась по результатам численного расчета МКЭ путем сравнения интенсивности напряжений и общих запасов прочности п при сложном напряженном состоянии. В качестве базового конечного элемента применялся восьмиузловой гексаэдр. Нормальные напряжения вычисляются по сечению 2-2, а касательные - по 1-1. Напряжения Ъу И Х2у (рис.

11, б, в) находятся из условия равновесия элементарного объёма:

а^а^сов Р;тгу=—^-Бшр,

где ау] - нормальное напряжение в сечении 2-2 (в точке А); р = агс^(Д/11).

В табл. 3 представ-

Габлица 3

Резулматы расчетов коэффициентов запасов прочпости КВ ДЖЖ Д120

МКЭ (НС) МКЭ (НС) Методика

2-я коренная шейка 2,23 2,8 2,96

2-я шатунная шейка 4,27 5,45 5,65

3-я коренная шейка 2,39 3,27 3,37

3-я щека 1,74 2,85 2,91

4-я щека 2,09 2,75 2,87

лены результаты расче-ТОБ коэффициентов за-

„,с, прочностиМ К Э ПО

разрезной ^^ и неразрезной (НС) схемам, а также по предлагаемой методике в элементах О дизеля Д120. Можно заметить, что даже для трехопорного вала

влияние опорных моментов на коэффициенты запасов прочности значительное. Действительно, для второй и третьей коренных шеек, а также для шатунной шейки второго кривошипа различие в коэффициентах запаса прочности при расчетах по различным схемам составляет соответственно 20, 27 и 22 %; для третьей и четвертой щек - 39 и 24 %. В то же время максимальное отличие в коэффициентах запаса прочности, полученных МКЭ по НС и предлагаемой методике, составляет не более 5 %. Использование последней снижает трудоемкость вычислений в 5...7 раз. Расчетное значение МКЭ прогиба в центре шатунной шейки второго кривошипа О дизеля Д120 отличается от экспериментального в пределах 2 %, что подтверждает корректность выбора ГУ конечно-элементной модели.

В пятой главе приведены разработанные методы прогнозирования долговечности демпферов крутильных колебаний и О, а также методики ускоренных испытаний.

Под долговечностью ДЖ и ДВТ подразумеваем их свойство сохранять работоспособность до наступления предельного состояния. Под предельным состоянием ДЖ понимается дилатансия жидкости ПМС, а для ДВТ -разрушение резинового слоя или его отслоение от маховика и корпуса демпфера. Примем следующую гипотезу: потеря эффективности ДЖ и ДВТ происходит тогда, когда полная энергия Wp, рассеиваемая при демп-

фировании, становится равной или превышает некоторому значению И^,. Здесь Йр - среднее значение рассеиваемой энергии в момент потери эффективности образца демпфера из такого же материала в условиях циклического нагружения при крутильных колебаниях. В соответствии с результатами выполненных исследований величина 1¥р подчиняется нормальному распределению, так как коэффициент вариации не превышает 0,15. Как известно, квантиль уровня доверительной вероятности Р случайной величины может быть определен по формуле: -

квантиль нормированного нормальною распределения; ,5 - среднее квадратичное отклонение.

На стадии проектирования расчетное значение энергии, рассеиваемой за цикл }¥ц, определяется из уравнения (14):

(26)

где к ■-

= / W J + (WV>C)2 / (l - Со,! //о® if + (WVc )

и

к - ^0//0(Ос)/[1 + (^0//0Юс)2] для ДЖ и ДВТ, соответственно, (aj(2n) -собственная частота колебаний системы, Гц.

Проведенные нами расчетные и экспериментальные исследования показывают, что при правильно спроектированном демпфере в всем диапазоне рабочих частот вращения KB амплитуда крутильных колебаний изменяется незначительно. Поэтому, за один час работы дизеля расчетное значение рассеиваемой в демпфере энергии Нравно:

W4 = 3600Гц • fL = 3b№nJ(plfcAfk = 1 4400tc3/0/c342ä (27)

Долговечность демифера Tv будет равна TJ, <Jfp/(l44007I3/o^3/li~A;).

Для определения /^предложен метод безмоторных ускоренных испытаний ДЖ и ДВТ на стенде, который имитирует крутильно-колеблющиеся системы тракторных дизелей различных конструктивных схем.

Количество энергии Wu, рассеиваемой в демпфере за один час рабош при УИ на крутильно-вибрационном стенде, равен:

Ктм = 14400тс3/0/с3т^стА (28)

где - амплитуда колебаний корпуса демпфера при УИ, рад.;

fem = /с'- частота собственных колебаний стенда, равная частоте свободных колебаний испытуемою двига1еля.

Тогда продолжительность испытаний Та в стендовых условиях (ч):

Коэффициент ускорения при УИ составляет

К.

^ск=ут,сг = ^сг/у,12 (30)

Чтобы не произошло преждевременного разрушения резинового слоя ДВТ от максимальных крутильных колебаний, при его испытании предварительно из условия прочности упругого элемента выбирается допускаемый угол закручивания.

Для оценки долговечности КВ по усталостному разрушению предложена модификация гипотеза Кортена-Долана, в расчетной зависимости которой вместо напряжений а, подставляются значения изгибающих моментов М1 действительная величина которых в сечении КВ в соответвии с результатами выполненных исследований может быть определена с требуемой точностью для любого режима работы двигателя. Общее число циклов до разрушения от действия переменных изгибающих моментов равно:

= /[а, + а2(Л^2 / Л/, / +... + аДЛ^( / Л/, (31)

где d- постоянная материала (для стали = 6,2...6,9; = 6,57); - число циклов до разрушения при действии изгибающего момента с наибольшей амплитудой М1 (определяется экспериментально); <Х|, а.2, ..., СС; - относительные доли числа циклов моментов с амплитудами М\, Л^, ..., М, соответственно (в общем случае

Для определения долговечности КВ в часах предположим, что за время 1;, работы двигателя в эксплуатации на одном из режимов из всего срока службы Т, на КВ будет произведено п, циклов нагружения, которое для четырехтактных двигателей равно

п, = (30со,/2л)б0 = (900(1),/, г)/я, (32)

где - плотность вероятности работы двигателя на данном режиме; Т -долговечность КВ (срок службы до усталостного разрушения), ч.

Поскольку (^д)/ , где суммирование ведется по всем к режи-

мам, на которых работает двигатель, то среднее значение долговечности КВ по усталостному разрушению равно

" / \ 1 к

900 1=1

-1

I Ч.

(33)

Долговечность КВ можно также определить но параметру вероятности разрушения при нерегулярном нагружении, исходя из вероятносьных представлений, по формуле

аР ^(Мтахо/Мтах,-У" ; (34)

где,Мтах I - амплитуда максимального изгибающего момента; Мтах ¡) предельный изгибающий момент, соответствующий точке перелома усталостной кривой при числе циклов ^0=106...107; т - показатель наклона кривой усталости; ар =(с,Мтлх,-0,5М|11ахо)/(Л/тах(-0,5Л/тах0);<; - коэффициент, учитывающий нагружение, при котором не происходит развитие трещин выносливости.

При усталостных ускоренных испытаниях каждый кривошип КВ подвергается чистому изгибу в его плоскости с из1и-бающим моменюм в 2...3 раза превышающим момент, действующий на вал двигателя в условиях эксплуатационных нагрузок. На рис. 12 приведена принципиальная схема испытательной машины для У И на усталость КВ, на крайних шейках которого устанавливаются маяг-лики с двумя вибраторами. Неуравновешенные силы инерции действуют в горизонтальной плоскости. Так как боковые составляющие этих сил уравновешиваются, то на КВ действует только момент, изгибающий его в вертикальной плоскости.

Разрушение, как правило, происходило по сечению наименьшей жесткости - от галтели сопряжения шатунной шейки со щекой с выходом на галтель сопряжения коренной шейки и щеки. Момент появления усталостной трещины и начала разрушения вала определялся по снижению частоты ею соба венных колебаний и увеличения амплитуды колебаний. Погрешность измерения числа циклов до появления усталостной трещины составляет 0,01 %.

При УИ КВ чистым изгибом, например, на двух уровнях амплтууды изгибающих моментов по детерминированной модели уаалосгной долговечности определяется число циклов в точке перелома усталостной кривой ЛЬ, а кроме ТОГО параметры материала КВ - т и С в условиях регулярно) о нагружен ия.

Определив число циклов Л'о до разрушения КВ при налружении моментом а также, исходя из эксплуатционных режимов рабош двигателя, условия нагружения, прогнозируем усталостную долювечноегь вала в часах с учеюм вероятностого характера отказов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Предложены новые адекватные математические модели крутилыю-колеблющихся систем поршневых двигателей, расчетные схемы, методы исследований напряженно-деформированного состояния и прогнозирования долговечности коленчатого вала и демпферов крутильных колебаний, а также методы и средства их ускоренных испытаний.

2. Разработаны детерминированная модель и схематизированные диаграммы расчета на выносливость в условиях многоциклового регулярного нагружения. На их основе предложен метод расчета коэффициентов, учитывающих влияние средних напряжений на предельные амплитудные значения в зависимости от механических характеристик применяемого материала. Получены эмпирические зависимости для определения коэффициентов обработки поверхности, концентрации напряжений в расчетных сечениях коленчатого вала, а также масштабного фактора, использование которых снижает трудоемкость проведения многовариантных расчетов в 5...7 раз.

3. Теоретически обоснованы новые методы расчета демпферов жидкостного и внутреннего трения в приведенной многомассовой крутильно-колеблющейся системе. Сформулирована целевая функция для оптимизации их конструктивных параметров по критерию максимального затухания колебаний. Различие в величинах амплитуд крутильных колебаний носка коленчатого вала, полученных расчетом и экспериментально, не превышает 8 %.

4. Па основе предложенных моделей потери надежности разработан принципиально новый жидкостной демпфер с постоянным градиентом скорости сдвига силиконовой жидкости в зазорах между корпусом и маховиком. Эффективность ею повышается за счет исключения дила-тансии силиконовой жидкости.

5. Получены аналитические зависимости, позволяющие повысить достоверность расчета на прочность резинового слоя демпфера, а также определить динамический коэффициент его жесткости. На этой основе разработан способ и техническое устройство для определения на стадии проектирования жесткостных и демпфирующих характеристик упру го демпфирующего материала демпфера.

6. Разработана методика прогнозирования на стадии проектирования долговечности демпферов крутильных колебаний путем оценки энергии, рассеиваемой при демпфировании за весь срок службы дизеля.

7. Установлены закономерности потерь эффективности демпферов крутильных колебаний жидкостного и внутреннего трения и на этой основе предложены методы их ускоренных испытаний. Разработаны техни-

ческие устройства, позволяющие реализовать предложенные методы. Коэффициент ускорения по наработке составляет 8... 10.

8. На базе эквивалентной неразрезной расчетной схемы предложен новый метод расчета щеки, а также коренных и шатунных шеек коленчатого вала с положительным перекрытием, позволяющей учитывать влияние нагрузки в соседних пролетах, несоосность и упругую податливость опор вала. Для трехопорного коленчатого вала, в частности, учет влияния соседнего пролета увеличивает расчетные значения запасов прочности коренных и шатунных шеек вала соответственно на 20 % и 27 %, щек - на 39 %.

9., Предложен расчетно-экспериментальный метод прогнозирования усталостной долговечности коленчатого вала с учетом нерегулярного на-гружения за весь срок службы дизеля. Так, среднее расчетное значение усталостной долговечности вала дизеля Д120 составляет около 22900±3600 часов, что соответствует значениям, полученным по результатам анализа отказов указанного дизеля в массовой эксплуатации.

10. На основе анализа статистических данных о причинах разрушения коленчатых валов при действии знакопеременных эксплуатационных нагрузок предложены методы ускоренных испытаний. Разработаны технические устройства для их реализации. Коэффициент ускорения по наработке составляет 4... 6.

11. Результаты расчетно-экспериментальных исследований и рекомендации по проектированию демпферов крутильных колебаний жидкостных и внутреннего трения, а также коленчатых валов использованы ОАО «Владимирский тракторный завод» и ОАО «Волгоградский моторный завод». На их основе разработана нормативная база ускоренных испытаний.

12.. Материалы диссертации включены в курсы учебных дисциплин «Численные методы расчета в энергомашиностроении», «Динамика ДВС», «Конструирование ДВС», а также положены в основу программ расчета на ПЭВМ для выполнения дипломных и курсовых проектов по специальности 101200.

Основные публикации по теме диссертации:

1. Гоц А.Н. Определение коэффициентов влияния асимметрии цикла на предельную нагрузку // Известия вузов. Машиностроение. - 2004. - № 7.-С. 20-28.

2. Гоц А.Н. Определение коэффициентов, учитывающих влияние постоянной составляющей цикла напряжений// Изв. ТулГУ: Серия «Автомобильный транспорт». - Тула: Тульский гос. Ун-т, 2003. Вып. 7. - С. 143 -151.

3. Гоц А.Н. Методика и алгоритм расчёта коленчатого вала ДВС // Двига-телестроение. - 1987. - №5. - С. 12-17.

4. Гоц Л.Н. Ускоренный метод оценки долговечности жидкостных демпферов крутильных колебаний // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1988-№ 6-С. 11-12.

5. Гоц А.Н. Способ испытания коленчатого вала ДВОУПроблемы повышения технического уровня тракторных и комбайновых двигателей.: Сб. научных трудов, НПО «ЦНИТА». - Л.- 1988 - С. 85-89.

6. Гоц А.Н. Способ испытания коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания// Сб. докл. V национал, науч.-техн. конф. с междунар. участием «Дизельные двигатели' 89».-Варна-Болгария, 1989.-Т. 2.-С. 580-584.

7. Гоц А.Н. Определение запаса прочности деталей ДВС при действии переменных напряжений// Транспорт, экология - устойчиво развитие: Сб. докл. Пета науч.-техн. конф. с междунар. участие.- Варна, 1999.— Т.6.-С.40-43.

8. Гоц А.Н. Детерминированные модели усталостной долговечности деталей ДВС// Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1997.- № 12.- 19-2

9. Гоц А.Н., Красулин А.Н. Повышение надежности коленчатых валов двигателей Д-240 // Тракторы и сельскохозяйственные машины. -1983.-№ 9.-С. 24-25.

10. Гоц А.Н., Валиков К.В., Красулин А.Н. Методика и алгоритм расчета набегающего крутящего момента ДВС // Двигателестроение.- 1983-№1.-С. 29-31.

11. Гоц А.Н., Красулин А.Н. Определения жесткостных характеристик резинового слоя демпферов//Двигателестроение.-1984. - № 10. - С. 42-46.

12. А. с. 1762041 СССР, F 16 F 15/10. Демпфер крутильных колебаний /А.Н. Гоц, А.Н. Красулин, А.А. Калашников. Опубл. 23.06.1989. Бюл. №23,-с. 3:ил.2.

13. А.с. 1437711 СССР, МКИ G 01 М 13/00. Способ испытания коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания/ А.Н. Гоц, А.Н. Красулин, В.А. Таранта. Опубл. 15.11.88. Бюл. № 42.- 4 с.:ил. 3.

14. А. с. 1561010, G 01 М 19/00. Способ ускоренных испытаний резинового демпфера крутильных колебаний коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания/ А.Н.Гоц, А.Н. Красулин. Опубл. 15.12.1992. Бюл. № 46.-е. 4.: ил. 3.

15. Пат. 2034184, РФ, МКИ F 16 F 15/12 / Демпфер крутильных колебаний// А.Н.Гоц, В.И.Токарев .Бюл. № 12 от 30.04.95, - 3 с: ил.2.

16. А. с. 1364946 СССР, G 01 М 19/00. Способ ускоренных испытаний жидкостного демпфера крутильных колебаний и коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания/А.Н.Гоц, В.Ф. Дрозденко, А.Н. Красулин. Опубл. 15.07.1988. Бюл. № 42.-4 с: ил. 3.

17. Доброгаев Р.П., Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Регрессионный анализ сили--коновых жидкостей типа ПМС // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1986.-№ 6.-С. 22-25.

18. Антонов Н.С., Мазиков Ю.С., Гоц А.Н. Экспресс-метод оценки параметров демпферов крутильных колебаний жидкостного трения // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1986.-№ 10.-С. 17-20.

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

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

21. Доброгаев Р.П., Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Методика и алгоритм расчета параметров крутильных систем на стадии проектирования тракторных и комбайновых двигателей// Двигателестроение.- 1987.- № 6. - С. 14-16.

22. 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.

23. Антонов Н.С., Гоц А.Н., Исаев Е.В. Методика безмоторных ускоренных испытаний демпферов крутильных колебаний жидкостного трения // Тракторы и сельскохозяйственные машины. -1988.- № 6.-С. 7-11.

24. Гоц А.Н., Горнушкин Ю.Г. Погрешности измерений при экспериментальных исследованиях двигателей внутреннего сгорания: учебное пособие. - Владим. гос. ун-т.- Владимир.- 2001.- 60 с.

25. Вольфович А.С., Гоц А.Н. Корпусные детали ДВС: оптимизация по запасу прочности/ЛГракторы и сельскохозяйственные машины. - 1995. -№3.-С. 30-32.

26. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Определение запаса прочности щеки коленчатого вала с положительным перекрытием // Двигателестроение.- 1999.-№4.-С. 15-18.

27. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Расчет щеки коленчатого вала ДВС // Тракторы и сельскохозяйственные машины- 1998-№ 9. - С. 26-31.

28. Гоц А.Н., Иванченко А.Б., Куделя И.Н. Выбор критерия разрушения коленчатого вала // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2000. -№ 2.-С. 20-24.

29. Гоц А.Н., Куделя И.Н., Некрасов СИ., Лактионов Ю.В. Прогнозирование долговечности коленчатых валов ДВС // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2000. - № 3. - С. 23 - 25.

30. Гоц А.Н. Полярная диаграмма нагрузок на коренную шейку коленчатого вала ДВС// Тракторы и сельскохозяйственные машины.— 2000.- № 6. -С. 25-27.

31. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Математические модели для определения запасов прочности щеки коленчатого вала с положительным перекрытием // Изв. ТулГУ: Серия «Автомобильный транспорт». - Тула: Тульский гос. Ун-т, 2000- Вып. 4. - С. 20-27.

32. Гоц А.Н. Обеспечение надежности жидкостных демпферов крутильных колебаний// Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч,-практ. конф. Владим. гос.ун-т.-Владимир-2001.-С. 104-108.

33.Гоц А.Н. Определение вязкости силиконовой жидкости при изменении скорости сдвига и температуры// Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч.-практ. конф. Владим. гос. ун-т- Владимир- 2001 -С. 108-111.

34. Гоц А.Н. Динамическая жесткость и рассеяние энергии в упругодемп-фирующих материалах// Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч.-практ. конф. Владим. гос. ун-т.- Владимир.- 2001.- С 111-116.

35. Гоц А.Н. Выбор оптимального коэффициента демпфирования и коэффициента жесткости упругого слоя демпферов внутреннего трения // Транспорт, экология - устойчиво развитие: Сб. докл. Осма науч.-техн. конф. с междунар. участие- Варна, 2002- Т.9. - С. 48-52.

36. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Прогнозирование долговечности коленчатых валов// Транспорт, экология - устойчиво развитие: Сб. докл. Седма на-уч.-техн. конф. с междунар. участие.-Варна, 2001.-Т. 8.-С. 68-71.

37. Гоц А.Н. Расчет демпфера крутильных колебаний с упругим поглощающим элементом// Транспорт, экология - устойчиво развитие: Сб. докл. Седма науч.-техн. конф. с междунар. участие.- Варна, 2001.- Т. 8.-С. 72-79.

38. Гоц А.Н., Гаврилов А.А. Моделирование максимального давления цикла по внешней скоростной характеристике двигателя// Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2003. - № 2. - С. 27-30.

39. Гоц А.Н., Иванченко А.Б. Определение приведенной изгибной жесткости кривошипа коленчатого вала ДВС графоаналитическим мето-дом//Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы IX Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т-Владимир-2003.-С. 304-307.

40. Гоц А.Н., Эфрос В.В. Моделирование эксплуатационных режимов тракторных двигателей// Актуальные проблемы управления качеством автотранспорт, средств: Материалы X Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т.- Владимир.- 2004.- С. 220-223.

ЛР № 020275 Подписано в печать 22.11.04. Формат 60x84/16. Бумага для множит, техники. Гарнитура Тайме. Печать на ризографе. Усл. иеч. л. 1,86. Уч.-изд. л. 2,09. Тираж 100 экз. Заказ 3(9-2004.

Редакционно-издательский комплекс Владимирского государственного университета.

600000, Владимир, ул. Горького, 87.

РОС. НАЦИОНАЛЬНАЯ БИБЛИОТЕКА

оа »оо т

•--2 13

ВВЕДЕНИЕ.

1. Повышение точности и достоверности расчетов деталей ДВС на стадии проектирования.

1.1. Обеспечение достоверности расчетов деталей на стадии проектирования.

1.2. Характеристика эксплуатационных режимов работы тракторных дизелей.

1.3. Влияние на долговечность деталей ДВС неустановившихся режимов работы.

1.4. Эксплуатационная надежность и анализ причин отказов деталей КШМ.

1.4.1. Причины и виды разрушения коленчатых валов.

1.4.2. Обеспечение надежности демпферов крутильных коле

Ф^ баний.

1.5. Обзор работ по расчету основных деталей ДВС.

1.5.1. Исследование напряженно-деформированного состояния коленчатых валов поршневых двигателей.

1.5.2. Обзор работ по исследованиям концентрации напряжений в коленчатых валах.

1.5.3. Обзор работ по методам расчета демпферов крутильных колебаний.

1.5.4. Обзор работ по прогнозированию усталостной долговечности коленчатых валов. ф 1.5.5. Краткий обзор работ по использованию конечноэлементных моделей.

1.5.6. Анализ существующих методов ускоренных испытаний деталей ДВС на долговечность.

1.6. Основные задачи исследования.

2 Разработка моделей силового нагружения и усталостного разрушения при расчете деталей ДВС.

2.1 Моделирование внешних скоростных характеристик двигателей на стадии проектирования.

2.2. Моделирование регуляторных характеристик дизелей на стадии проектирования.

2.3. Моделирование показателей цикла двигателя на стадии проектирования по внешней скоростной или регуляторной характеристике.

2.4. Аналитическое определение нагрузок на детали КТТТМ на неустановившихся режимах.

2.5. Модели усталостного разрушения при многоосном (многокомпонентном) напряженном состоянии.

2.6. Анализ конструктивных параметров коленчатых валов

2.7. Математические модели коэффициентов, необходимых при расчетах усталостной долговечности коленчатых валов ДВС.

2.7.1. Эмпирические зависимости для определения коэффициентов концентрации напряжений в галтели при переходе от щеки в шейку.

2.7.2. Математические модели коэффициентов, учитывающих концентрацию и неравномерность распределения напряжений в шейках коленчатых валов.

2.7.3. Определение коэффициентов, учитывающих влияние ф абсолютных размеров детали.

2.7.4. Определение коэффициентов, учитывающих состояние поверхности.

2.7.5. Определение коэффициентов, учитывающих влияние постоянной составляющей цикла напряжений.

2.7.6. Оценка достоверности коэффициентов связи в приведенных математических моделях.

2.8. Выводы по главе.

3 Демпфирование крутильных колебаний коленчатых валов ДВС.

3.1. Исследование крутильных систем автомобильных и тракторных двигателей.

3.2. Методика расчета вынужденных колебаний в многомассовой крутильной системе коленчатого вала ДВС от полного спектра крутящего момента.

3.2.1. Разработка математических моделей для расчета крутильных колебаний.

3.2.2. Методика и алгоритм расчета набегающего крутящего момента ДВС.

3.2.3. Выбор оптимального коэффициента демпфирования и коэффициента жесткости упругого слоя демпферов внутреннего трения.

3.3. Методика расчета вынужденных колебаний в многомассовой крутильной системе коленчатого вала ДВС с демпфером.

3.4. Методика расчета приведенной двухмассовой системы коленчатого вала ДВС. 3.5. Расчет конструктивных параметров демпферов крутильных колебаний.

3.5.1. Определение демпфирующих свойств и коэффициента жесткости резинового слоя.

3.5.2. Определение вязкости силиконовой жидкости при изфг менении градиента скорости сдвига и температуры.

3.5.3. Расчет параметров демпферов крутильных колебаний внутреннего трения.

3.5.4. Расчет оптимального момента трения жидкостного демпфера.

3.5.5. Расчет параметров жидкостных демпферов крутильных колебаний.

3.6. Определение демпфирующих и жесткостных характеристик резинового слоя демпфера внутреннего трения.

3.7. Экспресс-метод оценки параметров жидкостных демпферов крутильных колебаний.

3.8. Выводы по главе.

4. Методики расчета на усталостную прочность коленчатых валов

ДВС на стадии проектирования.

4.1. Определение приведенной изгибной жесткости кривошипа коленчатого вала ДВС.

4.2. Определение моментов, действующих в опорных сечениях коленчатых валов.

4.3. Определение нагрузок, действующих на КТТТМ.

4.4. Определения запасов прочности в элементах коленчатого вала при циклическом нагружении.

4.4.1. Расчет щек.

4.4.2. Проверка адекватности предлагаемого метода расчета

4.4.3. Расчет шеек коленчатого вала.

4.4.3.1. Расчет коренных шеек.

4.4.3.2. Расчет шатунных шеек.

4.5. Сравнение предложенного метода расчета коленчатого вала ДВС с расчетами МКЭ по разрезной и неразрезной схемам.

4.6. Результаты экспериментальных исследований и их анализ.

4.7. Выводы по главе.

5. Методика расчетов долговечности деталей кривошипношатуиного механизма и их ускоренные испытания.

5.1. Определение долговечности демпферов крутильных колебаний.

5.2. Прогнозирования долговечности демпферов на стадии проектирования.

5.3. Ускоренный метод оценки долговечности демпферов крутильных колебаний.

5.4. Оценка усталостной долговечности коленчатых валов на стадии проектирования.

5.4.1. Оценка усталостной долговечности на основе модифицированной гипотезы Кортена- Долана.

5.4.2. Вероятностный метод расчета долговечности коленчатого вала.

5.5. Экспериментальные исследования долговечности коленчатого вала.

5.5.1. Прогнозирования долговечности коленчатого вала по результатам усталостных испытаний.

5.5.2. Результаты усталостных испытаний коленчатого вала дизеля Д-144 и их анализ.

5.6. Выводы по главе.

Актуальность проблемы. Непрерывный рост удельных мощностей ДВС приводит к существенному возрастанию нагрузок на их детали. В свою очередь, жесткая конкуренция на рынке вызывает необходимость непрерывного совершенствования конструкции поршневых двигателей и, соответственно, ускорения проектирования и освоения в производстве новых моделей двигателей.

Сказанное исключает возможность использования традиционного подхода к разработке конструкции ДВС состоящего из последовательных этапов проектирования, изготовления двух-трех серий опытных образцов и их длительных стендовых и эксплуатационных испытаний, в том числе ресурсных в составе машин, для которых они предназначены. Достижение требуемых показателей в короткие сроки сегодня возможно только при совмещении этапов и сокращении их длительности, а также при обеспечении требуемой долговечности на стадии проектирования. Последняя задача всегда была актуальной, однако ее успешное решение в области ДВС не достигалось и отработка конструкции длилась в течение нескольких лет, в том числе, на стадии производства. Это явилось следствием многих причин, в том числе недостаточной изученности физических явлений, вызывающих возникновение эксплуатационных отказов. Соответственно недостаточно эффективно использовалось (и используется) на стадиях выбора и реализации технических решений математическое моделирование, позволяющее совершенствовать критерии и методы расчета на долговечность наиболее нагруженных деталей, осуществлять оптимизацию конструкции по определяющим факторам, а после изготовления опытных образцов использовать для оценки долговечности ускоренные испытания.

Обеспечения требуемой долговечности деталей на стадии проектирования является актуальной проблемой, успешное решение которой в значительной мере определяет возможность сокращения сроков разработки и освоение в производстве новых моделей дизелей.

Цель и задачи исследования. Цель исследования - теоретическое обоснование новых методов, повышающих достоверность расчетов на долговечность деталей, составляющих крутильно-колеблющуюся систему быстроходных тракторных дизелей, а также создание нормативной базы их ускоренных испытаний.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие основные задачи:

• теоретически обосновать методы оптимизации параметров демпферов крутильных колебаний жидкостных и внутреннего трения;

• разработать методику расчета деталей ДВС при регулярном и нерегулярном нагружениях;

• выполнить необходимый комплекс экспериментальных исследований для подтверждения достоверности предлагаемых методик расчета;

• разработать новые методы ускоренных испытаний и средства для их реализации ДЖ, ДВТ и КВ на основе созданных моделей разрушения.

Выполнению работ по данной тематике способствовала финансовая поддержка Министерства образования и науки Российской Федерации в виде трех грантов по фундаментальным исследованиям в области технических наук (1997-2002 гг.).

Научная новизна. Предложен новый подход к построению схематизированных диаграмм предельных нормальных и касательных напряжений. Обоснована новая детерминированная модель усталостной долговечности при регулярном нагружении. Получены эмпирические формулы корректирующих коэффициентов для определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений при изгибе и кручении КВ при расчете его на усталостную долговечность во всем диапазоне изменения конструктивных параметров. Разработан новый метод расчета коленчатого вала с учетом упругой податливости и несоосности опор, а также влияния крутильных колебаний. Модифицирована детерминированная модель усталостной долговечности деталей при нерегулярном нагружении.

Предложены методы расчета на прочность резинового слоя ДВТ, новый способ определения его жесткостных и демпфирующих характеристик и технические устройства для его реализации. Сформулирована целевая функция для определения максимума рассеивающей энергии и, соответственно, оптимального затухания колебаний в демпферах жидкостных и внутреннего трения. Теоретически обоснованы методы расчета конструктивных параметров демпферов в многомассовой крутильно-колеблющейся системе и на этой основе разработаны новые алгоритмы и программы расчета на ЭВМ демпферов крутильных колебаний и коленчатых валов с использованием гипотезы накопления повреждений и модифицированной детерминированной модели усталостной долговечности при действии знакопеременных нагрузок.

Выявлены закономерности ускорения процесса потери надежности в зависимости от ужесточения режима испытаний, теоретически обоснованы методы ускоренных испытаний ДЖ, ДВТ и КВ.

Достоверность и обоснованность полученных научных результатов обусловливаются:

• использованием общих уравнений механики твердого тела, гидродинамики, теплофизики, термодинамики, а также их соответствием выявленным особенностям реальных процессов;

• применением поверенных и аттестованных измерительных приборов, оборудования, действующих стандартов РФ, типовых методик и опыта проведения экспериментальных исследований в области прочности;

• подтверждением расчетных результатов экспериментальными.

Практическая ценность. Разработанные математические модели, алгоритмы и программы расчета по выбору оптимальных с точки зрения рассеяния энергии размеров ДЖ и ДВТ, КВ, методы и технические средства для их ускоренных испытаний позволяют обеспечивать на стадии проектирования ДВС заданные показатели долговечности при одновременном сокращении сроков разработки конструкций новых моделей быстроходных тракторных дизелей.

На защиту выносятся:

• эмпирические зависимости для определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений в расчетных сечениях КВ;

• схематизированные диаграммы для расчета на прочность деталей КШМ при переменных напряжениях и детерминированная модель усталостной долговечности при сложном напряженном состоянии и регулярном нагружении;

• научные основы конструирования жидкостных и внутреннего трения демпферов крутильных колебаний в приведенной многомассовой крутильно-колеблющейся системе;

• общие методы исследования напряженно-деформированного состояния и расчета коэффициентов запаса прочности коленчатого вала ДВС с учетом несоосности и упругой податливости опор для регулярного нагружения;

• модифицированный метод прогнозирования долговечности деталей КШМ с учетом нерегулярного нагружения;

• методы ускоренных испытаний на долговечность КВ, жидкостных и внутреннего трения демпферов крутильных колебаний;

• технические решения, защищенные авторскими свидетельствами и патентами на разработанные конструкции, устройства и способы ускоренных испытаний.

Реализация результатов работы. Результаты исследований вошли в состав ГОСТов, ОСТов, отраслевых руководящих документов, разработанных в 1983-90 гг. применительно к деталям, узлам и двигателям в целом (ГОСТ 24377-80, ГОСТ 18509-88, ОСТ 23.1.128-84, ОСТ 23.1.129-84, ОСТ 23.3.60-89 и др.), а также применены при проектировании, предназначенных к массовому выпуску дизелей 44 10,5/12 (Д-144), 64 10,5/12 (Д-160), 8ЧН 15/16 (8ДВТ-330), 4ЧН 13/14 (Д-440), 6ЧН 13/14 (Д-460), 64 13/14 (А-01М), 8ЧН 16,5/17 (А90ТК),

6ЧН 10,5/12 (ГАЗ), 6ЧН 12/14 (СМД-31), 6ЧН 11/12 (Д-260Т), а также бензиновых двигателей ЗМЗ 406.10.

Теоретические основы расчета деталей КШМ и оценки их долговечности на стадии проектирования составляют базу лекционных курсов и лабораторных работ по дисциплинам «Динамика ДВС», «Конструирование ДВС», «Численные методы расчета в энергомашиностроении» с 1993 года. Программы расчета на ЭВМ используются при выполнении курсового и дипломного проектирования.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались:

• на всесоюзных научно-технических конференциях: «Автоматизация исследования, проектирования и испытаний сложных технических систем» (Калуга, филиал МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1989); «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания в АПК СССР» (Саратов, Саратовский институт механизации сельского хозяйства, 1990); «Проблемы прочности двигателей» (Москва, Институт проблем механики АН СССР, 1990);

• на международных научно-технических конференциях и семинарах: «Мо-тор-симпо-88» (ЧССР, 1988); «Автоматизация, конструирование и проектирование технологических процессов в машиностроении» (НРБ, Пловдив, 1989); «Дизельные двигатели - 89» (НРБ, Варна, 1989); «Мотор-симпо-90» (ЧССР, 1990); «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1989, 1991, 1993, 1995, 1997, 1999, 2001); «Пути совершенствования технической эксплуатации и ремонта машин АТК» (Владимир, ВлГУ, 1997, 1999); «Двигатель-97» (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997); «Автотранспортный комплекс. Проблемы и перспективы развития» (Москва, МАДИ (ТУ), 2000); «Актуальные проблемы управлением качеством производства и эксплуатации автотранспортных средств» (Владимир, ВлГУ, 2002, 2004); «Транспорт, екология - устойчиво развитие» (Болгария, Варна, 1998,

1999, 2000, 2001, 2002, 2003); «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей» (Владимир, 2003).

Публикации. Основные положения и содержание диссертации опубликованы в 126 работах, в числе которых 2 государственных, 2 отраслевых стандарта, 5 отраслевых руководящих документов, а также 15 авторских свидетельств и патентов.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы (305 наименований) и приложений. Общий объем -359 е., основного текста - 327 е., 118 рисунков и 58 таблиц.

5.6. Выводы по главе

Расчетно-экспериментальные исследования по определению долговечности демпферов крутильных колебаний (жидкостных и внутреннего трения) позволили установить следующее: основным фактором, влияющим на эффективность работы жидкостных демпферов крутильных колебаний при оптимально выбранных основных конструктивных размерах его, является сохранение постоянной вязкости жидкости

ПМС после многократного деформирования, а демпферов внутреннего трения (резиновых) — отсутствие трещин и отслоений резинового слоя;

- долговечность демпферов крутильных колебаний можно определить рас-четно-экспериментально после определения работы сил трения (демпфирования) в резиновом слое или жидкости ПМС, которые определяются ускоренными методами на специально разработанных установках;

- долговечность коленчатого вала можно прогнозировать на основании модифицированной гипотезы Кортена-Долана, если взять вместо напряжений изгибающие моменты в сечении перекрытия, которые определяются с высокой точностью, а кроме того, на основании вероятностных методов, где напряжения предела усталости заменяется предельным изгибающим моментом;

- предложена методика ускоренных испытаний коленчатого вала на долговечность.

328

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Предложены новые адекватные математические модели крутильно-колеблющихся систем поршневых двигателей, расчетные схемы, методы исследований напряженно-деформированного состояния и прогнозирования долговечности коленчатого вала и демпферов крутильных колебаний, а также методы и средства их ускоренных испытаний.

Разработаны детерминированная модель и схематизированные диаграммы расчета на выносливость в условиях многоциклового регулярного нагружения. На их основе предложен метод расчета коэффициентов, учитывающих влияние средних напряжений на предельные амплитудные значения в зависимости от механических характеристик применяемого материала. Получены эмпирические зависимости для определения коэффициентов обработки поверхности, концентрации напряжений в расчетных сечениях коленчатого вала, а также масштабного фактора, использование которых снижает трудоемкость проведения многовариантных расчетов в 5.7 раз. Теоретически обоснованы новые методы расчета демпферов жидкостного и внутреннего трения в приведенной многомассовой крутильно-колеблющейся системе. Сформулирована целевая функция для оптимизации их конструктивных параметров по критерию максимального затухания колебаний. Различие в величинах амплитуд крутильных колебаний носка коленчатого вала, полученных расчетом и экспериментально, не превышает 8%.

На основе предложенных моделей потери надежности разработан принципиально новый жидкостной демпфер с постоянным градиентом скорости сдвига силиконовой жидкости в зазорах между корпусом и маховиком. Эффективность его повышается за счет исключения дилатансии силиконовой жидкости.

Получены аналитические зависимости, позволяющие повысить достоверность расчета на прочность резинового слоя демпфера, а также определить динамический коэффициент его жесткости. На этой основе разработан способ и техническое устройство для определения на стадии проектирования жесткостных и демпфирующих характеристик упругодемпфирующего материала демпфера.

6. Разработана методика прогнозирования на стадии проектирования долговечности демпферов крутильных колебаний путем оценки энергии, рассеиваемой при демпфировании за весь срок службы дизеля.

7. Установлены закономерности потерь эффективности демпферов крутильных колебаний жидкостного и внутреннего трения и на этой основе предложены методы их ускоренных испытаний. Разработаны технические устройства, позволяющие реализовать предложенные методы. Коэффициент ускорения по наработке составляет 8.10.

8. На базе эквивалентной неразрезной расчетной схемы предложен новый метод расчета щеки, а также коренных и шатунных шеек коленчатого вала с положительным перекрытием, позволяющей учитывать влияние нагрузки в соседних пролетах, несоосность и упругую податливость опор вала. Для трехопорного коленчатого вала, в частности, учет влияния соседнего пролета увеличивает расчетные значения запасов прочности коренных и шатунных шеек вала соответственно на 20 % и 27 %, щек — на 39 %.

9. Предложен расчетно-экспериментальный метод прогнозирования усталостной долговечности коленчатого вала с учетом нерегулярного нагружения за весь срок службы дизеля. Так, среднее расчетное значение усталостной долговечности вала дизеля Д120 составляет около 22900±3600 часов, что соответствует значениям, полученным по результатам анализа отказов указанного дизеля в массовой эксплуатации.

10. На основе анализа статистических данных о причинах разрушения коленчатых валов при действии знакопеременных эксплуатационных нагрузок предложены методы ускоренных испытаний. Разработаны технические устройства для их реализации. Коэффициент ускорения по наработке составляет 4.6.

11. Результаты расчетно-экспериментальных исследований и рекомендации по проектированию демпферов крутильных колебаний жидкостных и внутреннего трения, а также коленчатых валов использованы ОАО «Владимирский тракторный завод» и ОАО «Волгоградский моторный завод». На их основе разработана нормативная база ускоренных испытаний.

12. Материалы диссертации включены в курсы учебных дисциплин «Численные методы расчета в энергомашиностроении», «Динамика ДВС», «Конструирование ДВС», а также положены в основу программ расчета на ПЭВМ для выполнения дипломных и курсовых проектов по специальности 101200.

1. А. с. 1270448 СССР, F 16 F 15/16. Демпфер крутильных колебаний / # Н.С. Антонов, А.Н.Гоц, Е.В. Исаев и др. . Опубл. 15.11.1986. Бюл. №42 2 е.: ил. 2.

2. A.Н. Красулин. Опубл. 15.12.1992. Бюл. № 46. -3 е.: ил.З.

3. А. с. 1561010, G 01 М 19/00. Способ ускоренных испытаний резинового демпфера крутильных колебаний коленчатого вала двигателявнутреннего сгорания/ А.Н.Гоц, А.Н. Красулин. Опубл. 15.12.1992.1. Бюл. № 46 с. 4.: ил. 3.

4. A.c. 1272030 СССР, МКИ F 16 F 15/12. Жидкостный демпфер крутильных колебаний/ А.Н. Гоц, В.Ф. Дрозденко, Г.Г. Меныпенин и др. Опубл. 23.11.86. Бюл. № 43.-4 е.: ил. 3.

5. A.c. 1437711 СССР, МКИ G 01 М 13/00. Способ испытания коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания/ А.Н. Гоц, А.Н. Красулин,

6. B.А. Таранта. Опубл. 15.11.88. Бюл. № 42.- 4 с.:ил. 3.

7. A.C. 1437718 СССР, МКИ3 F 16 F 15/30. Демпфер крутильных колебаний/ А.Н. Гоц, А.Н. Красулин, В.Б. Пичугин. Опубл. 23.07.92. Бюл. №27.-3 е.: 2 ил.

8. A.C. 1317266 СССР, МКИ3 G 01 В 5/00. Приспособление для тарировки электрического торсиографа/ А.Н. Гоц, В.Ф. Дрозденко. Опубл. 15.06.86. Бюл. № 22. 2 е.: 2 ил.

9. A.C. 1193329 СССР, МКИ3 F 16 F 15/10.Устройство для демпфирования крутильных колебаний коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания / А.Т. Болгов, А.Н. Гоц, В.А. Танашкин. Опубл. 23.11.85. Бюл. №43.-2 е.: 2 ил.

10. A.C. 1749577Al СССР, МКИ3 F 16 F 15/00. Демпфер крутильных колебаний/ А.Н. Гоц, А.Н. Красулин, В.И. Токарев. Опубл. 23.07.92. Бюл. № 27. 3 е.: 3 ил.

11. Автоматизированная система ускоренных испытаний автомобильных конструкций/ М.С. Высоцкий, A.A. Ракицкий, М.И. Горбацевич и др.

12. Минск: Наука и техника, 1989. —168 с.

13. Ажиппо H.A., Балюк Б.К. Прогнозирование долговечности подшипников скольжения тракторных двигателей на стадии проектирова-ния//Двигателестроение. — 1985. № 8. — С. 17-20.

14. Алексеев В.В., Болотин Ф.Ф., Кортын Г.Д. Демпфирование крутильных колебаний в судовых валопроводах. — Л.: Судостроение. 1973.- 255 с.

15. Анисимов Г.М. Исследование нагруженности трансмиссии трелевочного трактора при работе на лесозаготовках: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Ленинград, 1967. 24 с.

16. Антипин В.П. Исследование двигателя трелевочного трактора в неустановившемся режиме: Автореф. дис. . канд. техн. наук. JL, 1967 — 24 с.

17. Антонов Н.С., Гоц А.Н., Исаев Е.В. и др. Методика безмоторных ускоренных испытаний демпферов крутильных колебаний жидкостного трения// Тракторы и сельхозмашины. 1988. - № 6. — С. 7-11.

18. Антонов Н.С., Мазиков Ю.С. Оценка уровня крутильных колебаний коленчатых валов тракторных и комбайновых двигателей и разработка способов их снижения//Экспресс- информация «Тракторы и двигатели». М.: ЦНИИТЭИтрактроросельхозмаш, 1982, №10.- С. 27-39.

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

20. Антонов Н.С., Мазиков Ю.С., Решес JI.JI. Исследование крутильных колебаний рядного шестицилиндрового дизеля// Тракторы и сельхозмашины, 1977, № 12.-С. 13-15

21. Аргирис Дж. Современные достижения в методах расчета конструкций с применением матриц. М.: Стройиздат - 1968. - 241 с.

22. Ароматические полиамиды. Каталог. Составитель Н.И. Ионова, Черкассы. Черкас. НИИТЭИ, -1991. 12 с.

23. Аронович В.В. Раскрытие статической неопределимости коленчатого вала на упругих опорах// Тр. Горьк. ин-та инж. водн. трансп., т. VII— Горький: Речиздат, 1940. С. 30-35.

24. Балюк Б.К. Вибрационная прочность двигателей внутреннего сгорания. Киев: Наукова думка, 1983. - 104 с.

25. Барзилович Е.Ю., Гнеденко Б.В. О некоторых актуальных проблемах надежности/ЯТроблемы надежности летательных аппаратов: Сб. статей/Под ред. И.Ф. Образцова, A.C. Вольмира.-М.: Машиностроение, 1985.-С.4-9.

26. Барлам Д.М., Нахмейн Е.Л. Расчет коленчатого вала как пространственной стержневой конечно-элементной системы// Двигателестрое-ние, 1984, №8. -С. 10-20.

27. Безухов Н.И. Основы теории упругости, пластичности и ползучести. — М.: Высшая школа. — 1968. 350 с.

28. Бидерман В.Л. Прикладная теория механических колебаний. М.: Высшая школа. - 1972. — 416 с.

29. Биргер И.А. Детерминированные и статистические модели долговеч-ности//Проблемы прочности летательных аппаратов: Сб. статей/Под ред. И.Ф. Образцова, A.C. Вольмира.-М.: Машиностроение. — 1985. — 280 с.Ш

30. Биргер И.А. Детерминированные и статистические модели устало-сти//Проблемы прочности, 1982, № 4. С. 24-28.

31. Биргер И.А. и др. Конструкционная прочность материалов и деталей газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение. - 1981. - 221 с.

32. Биргер И.А. Применение теории случайных процессов для описания разрушения// Прочность материалов и конструкций: Сб. работ. — Киев: Наукова думка. 1975. - С. 297-314.

33. Биргер И.А. Расчет резьбовых соединений. М.: Оборонгиз - 1959252 с.ф 37. Биргер И.А. Термопрочность деталей машин. — М.: Машиностроение. 1975.-455 с.

34. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые соединения. — М.: Машиностроение. 1973. - 256 с.

35. Бойцов Б.В. Прогнозирование долговечности напряженных конструкций: Комплексное исследование шасси самолета. -М.: Машиностроение, 1985.-232 с.

36. Болгов А.Т., Танашкин В.А., Лунин Н.П., Ройфберг З.М. Методика расчета жидкостного демпфера крутильных колебаний коленчатого вала двигателя// Исследование деталей автомобильных двигателей. Элиста: 1982.-С. 49-66.

37. Болотин A.A. О характере нагрузки на двигатель и силовую передачу трактора// Тракторы и сельхозмашины, 1959, № 11. С. 15-19

38. Болотин В.В. Статистические методы в строительной механике. — М.: Стройиздат. — 1965. 279 с.

39. Болтинский В.Н. Разгон машино-тракторных агрегатов на повышенных скоростях//Механизация и электрификация сельского хозяйства, 1961, №3.-С. 1-9.

40. Булатов В.П., Кадышевич Е.Д. Жесткость рабочего процесса дизеля как фактор нарушения условий смазки подшипников коленчатого ва-ла//Двигателестроение, 1984, № 11. С. 56-64.

41. Булыгин Ю.С., Ройфберг Е.М., Таранта В.А. Состояние и перспективы повышения усталостной прочности коленчатых валов двигателей тракторов и сельхозмашин. ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш. М., 1974.-60 с.

42. Бурман З.И., Лукашенко В.И., Тимофеев М.Т. Расчет тонкостенных подкрепленных оболочек методом конечных элементов с применением ЭЦВМ. Казань: Из-во Казанского ун-та. - 1973. - 325 с.

43. Величкин И.Н. Оценка показателей надежности тракторов// Тракторы и сельхозмашины. 1999. - № 5. - С. 38-40.

44. Величкин И.Н. Разработка комплекса методик ускоренных испытаний// Тракторы и сельхозмашины. 1999. - № 11. - С. 34-36.

45. Величкин И.Н. Разработка методик испытаний с учетом накопленного опыта// Тракторы и сельхозмашины. — 1999. № 9. — С. 31-34.

46. Величкин И.Н. Способы оценки результатов ускоренных испытаний // Тракторы и сельхозмашины. 1999. — № 7. - С. 21-23.

47. Величкин И.Н. Ускоренные испытания — залог конкурентоспособности техники// Тракторы и сельхозмашины. — 1999. —№ 3. — С. 41-43.

48. Величкин И.Н., Зубиетова М.П., Штыка А.Г. и др. Режимы нагруже-ния дизелей промышленных тракторов с механической трансмисси-ей//Тракторы и сельхозмашины. — 1985, № 9. — С. 3-5.

49. Власов В.З. Общая теория оболочек. М.; Л.: Гостехиздат, 1949. — 784 с.

50. Вольфович А.С., Гоц А.Н. Корпусные детали ДВС: оптимизация по запасу прочности//Тракторы и сельскохозяйственные машины. -1995. -№3. -С. 30-32.

51. Глушков Г.С. Инженерные методы расчетов на прочность и жесткость. М.: Машгиз. 1962, 355 с.

52. Гопп Ю.А. Демпферы крутильных колебаний коленчатых валов быстроходных двигателей. Харьков: ГОНТИ, 1938. - 271 с.

53. Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Снижение уровня крутильных колебаний ^ двигателя СМД-31//Проблемы совершенствования тракторных икомбайновых двигателей: Тр. НПО «ЦНИТА».-Л., 1986. С. 114-121.

54. Гоц А. Н., Дрозденко В. Ф., Антонов Н. С. Отработка конструкций силиконового демпфера крутильных колебаний// Тракторы и сельхозмашины. 1987. - №7. - С. 52-52.

55. Гоц А.Н. Детерминированные модели усталостной долговечности деталей ДВС// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 1997. - № 12.-С. 29-32.

56. Гоц А.Н. Методика и алгоритм расчёта коленчатого вала ДВС // Дви-гателестроение, 1987, №5. С. 12-17.

57. Гоц А.Н. Методика расчета демпфера крутильных колебаний внутреннего трения/ Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч.-практ. семинара. Владим. гос. ун-т — Владимир — 2001.— С. 98-101.

58. Гоц А.Н. Модели усталостной прочности и долговечности деталей ДВС//Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VI Междунар. науч.-практ. семинара. Владим. гос. ун-т Владимир - 1997 - С. 84-96.

59. Гоц А.Н. Модель усталостной долговечности деталей ДВС// Двига-тель-97: Матер, межд. науч.-техн. конф. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана.-1997.-С. 82.л*

60. Гоц А.Н. О современном техническом уровне тракторных и комбайновых двигателей и мерах по его повышению с целью обеспечения установленных на 12-ю пятилетку показателей//Доклад.- НИКТИД, Владимир, 1988 32 с.

61. Гоц А.Н. Обеспечение надежности жидкостных демпферов крутильных колебаний// Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. научн.-практ. семинара. Владим. Гос. Ун-т. Владимир, 2001. - С. 104-108.

62. Гоц А.Н. Определение запаса прочности деталей ДВС при действии переменных напряжений// Транспорт, экология — устойчиво развитие: Доклады 5 научно-техн. конф. Варна, Болгария. - 1999. - 40-43.

63. Гоц А.Н. Определение коэффициентов влияния асимметрии цикла на предельную нагрузку // Известия вузов. Машиностроение. — 2004. — №7.-С. 20-28.Ж1"'

64. Гоц А.Н. Ускоренный метод оценки долговечности жидкостных демпферов крутильных колебаний// Тракторы и сельскохозяйственные машины.- 1988, № 6. С. 11-12.

65. Гоц А.Н. Оценка долговечности силовых резьбовых соединений ДВС// Актуальные проблемы управления качеством автотранспорт, средств: Материалы IX Междунар. научно-практич. конферен. Вла-дим. гос. ун-т.- Владимир 2002 - С. 302-305.

66. Гоц А.Н. Полярная диаграмма нагрузки на коренную шейку коленчатого вала ДВС//Тракторы и сельскохозяйственные машины — 2000, № 6.-С. 25-27.

67. Гоц А.Н. Расчет демпфера крутильных колебаний с упругим поглощающим элементом// Транспорт, экология устойчиво развитие: Сб. докл. Седма науч.-техн. конф. с междунар. участие — Варна, 2001 - Т. 8. - С. 72-79.

68. Гоц А.Н. Расчет демпфера крутильных колебаний с упругим поглощающим элементом//Транспорт, екология устойчиво развитие: Сб. докл. VII научн.-техн. конфер. с междунар. участием. - Болгария, Варна, Техн. ун-т, 2001 - С.93-101.

69. Гоц А.Н. Расчет резинового слоя демпферов внутреннего трения //Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч.-практ. конференции. Владим. гос. ун-т.- Владимир 2000 - С. 116-119.

70. Гоц А.Н. Способ испытания коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания//Проблемы повышения технического уровня тракторных и комбайновых двигателей: Сб. научн. трудов. ЦНИТА. — JL- 1988. С. 85-88.

71. Гоц А.Н. Способ испытания коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания//Сб. докладов V национальной научн.-техн. конф. «Дизельные двигатели». Т. 2. ФНТО Болгарии. Варна. - 1989 - С. 580-585.

72. Гоц А.Н. Схематизированная диаграмма предельных циклов для касательных напряжений// Актуальные проблемы управления качеством автотранспорт, средств: Материалы X Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т.- Владимир 2004.- С. 226-228.

73. Гоц А.Н. Уточнение расчёта коленчатого вала ДВС//Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Тез. докл. V науч.-практ. семинара. — ВлГТУ, Владимир. 1995. - С. 172-173.

74. Гоц А.Н., Брындин В.Н., Валиков К.В. Гармонический анализ крутящего момента двигателя с помощью ЭВМ / Повышение эксплуатационной надежности и качества ремонта автомобилей. ИЭИ. — Иваново-Владимир, 1974 С. 24-28.

75. Гоц А.Н., Брындин В.Н., Валиков К.В. Расчет крутильных колебаний коленчатого вала на ЭВМ//Новые методы проектирования и испытания приборных устройств: Сб. трудов ИЭИ. Ивановский энерг. ин-т. Иваново-Владимир - 1974 - С. 74-76.

76. Гоц А.Н., Брындин В.Н., Эфрос В.В. Демпфирование крутильных колебаний коленчатого вала Д-160//Тракторы и сельскохозяйственные машины. 1970.-№ 10-С. 6-7.

77. Гоц А.Н., Гаврилов A.A. Моделирование внешних скоростных характеристик двигателя на стадии проектирования// Тракторы и сельхозмашины. 2003. - № 8. - С. 31-36.

78. Гоц А.Н., Гаврилов A.A. Моделирование максимального давления цикла по внешней скоростной характеристике двигателя// Тракторы и сельхозмашины. 2003. - № 2. - С. 27-30.

79. Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Обеспечение эксплуатационной надежности жидкостных демпферов крутильных колебаний// Тракторы и сельхозмашины-1986- № 11. С. 25-27.

80. 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.

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

82. Гоц А.Н., Иванченко А.Б. Выбор детерминированной модели усталостной долговечности // Актуальные проблемы управл. качеством автотранспорт. средств: Материалы IX Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т Владимир - 2002.- С. 311-314.

83. Гоц А.Н., Иванченко А.Б., Куделя И.Н. Выбор критерия разрушения коленчатого вала// Тракторы и сельскохозяйственные машины. — 2000.-№2.-С. 20-24.л

84. Гоц А.Н., Красулин А.Н. Определения жесткостных характеристик резинового слоя демпферов//Двигателестроение.-1984. № 10. — С. 42.46.

85. Гоц А.Н., Красулин А.Н., Валиков К.В. Методика и алгоритм расчета набегающего крутящего момента ДВС// Двигателестроение— 1983.-№ 1. С. 29-30.

86. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Определение запасов прочности щеки коленчатого вала ДВС// Транспорт, екология устойчиво развитие: Сб. докл. IV научн.-техн. конфер. с междунар. участием. — Болгария, Варна, Техн. ун-т, 1998 - С.85-92.

87. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Исследование напряженного состояния в сопряжении щеки и шейки коленчатого вала ДВС// Транспорт, екология — устойчиво развитие: Сб. докл. V научн.-техн. конфер. с междунар. участием. — Болгария, Варна, Техн. ун-т, 1999.- С.51-53.

88. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Математические модели для определения запасов прочности щеки коленчатого вала с положительным перекры-тием//Изв. Тульского гос. ун-та: Серия «Автомобильный транспорт», выпуск 4. Тульский гос. ун-т. - Тула. - 2000. - С. 20-27.

89. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Моделирование внешних скоростных характеристик дизеля с регуляторной ветвью//Тракторы и сельскохозяйственные машины.- 1998. -№ 9. С. 21-22.

90. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Определение запаса прочности щеки коленчатого вала с положительным перекрытием// Двигателестроение. — 1999.-№4.-С. 15-18.

91. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Определение эквивалентных напряжений при расчете щеки коленчатого вала ДВС// Транспорт, екология — устойfrчиво развитие: Сб. докл. VI научн.-техн. конфер. с междунар. участием. — Болгария, Варна, Техн. ун-т, 2000 С.44-50

92. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Оценка долговечности разрушения коленчатых валов// Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Материалы VIII Междунар. науч.-практ. семинара. Владим. гос. ун-т.- Владимир — 2001.- С. 352-355.

93. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Расчет шеек коленчатого вала с учетом неравномерности распределения напряжений// Пути совершенств, техн. эксплуатации и ремонта машин АТК: Материалы Междунар. науч.-практ. семинара. Владим. гос. ун-т-Владимир - 1999.- С. 174-177.

94. Гоц А.Н., Куделя И.Н. Расчет щеки коленчатого вала ДВС//Тракторыи сельскохозяйственные машины. — 1998. — № 9. — С. 26-31.

95. Гоц А.Н., Куделя И.Н., Некрасов С.И., Лактионов Ю.В. Прогнозирование долговечности коленчатых валов ДВС// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2000. — № 3. — С. 23-25.

96. Гоц А.Н., Мацеренко И.П., Мокеева В.Н. Тенденции развития автомобильных и тракторных двигателей за рубежом// Двигателестроение. -№ 8-9. 1991.- С. 49-51.

97. Гоц А.Н., Фомин В.К., Левин Н.П. Исследование причин проворота вкладышей подшипников//Тракторы и сельскохозяйственные машины.- 1989.- № 7. С. 17-20.

98. Гоц А.Н., Шарапов A.M. Динамический расчет двигателя и расчет удельных нагрузок на шейки коленчатого вала Владимир: ВлГУ — 20001.-20 с.

99. Гоц А.Н., Эфрос В.В. Моделирование внешней скоростной характеристики дизеля малого литража// Автомобильный транспорт в XXI веке: Сб. науч. статей Междунар. науч-практ. конференции. Нижего-род. гос. техн. ун-т. — Н. Новгород 2003 - 265-268.

100. Гоц А.Н., Эфрос В.В. Моделирование эксплуатационных режимов тракторных двигателей// Актуальные проблемы управления качеством автотранспорт, средств: Материалы X Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т Владимир — 2004 — С. 220-223.

101. Гоц А.Н., Эфрос В.В. Оценка долговечности деталей ДВС на стадии проектирования// Актуальные проблемы управления качеством автотранспорт. средств: Материалы X Междунар. научно-практич. конферен. Владим. гос. ун-т Владимир - 2004 - С. 210-214.

102. Гутер P.C., Овчинский Б.В. Элементы численного анализа и математическая обработка результатов опыта. — М.: Физматгиз. 1962. - 356 с.

103. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 2. Динамика и конструирование ; // В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров и др.; Под ред. В.Н. Луканина.-М.: Высшая школа, 1995. 320 с.

104. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей // Д.Н. Вырубов, С.И. Ефимов, И.А. Иващенко, М.Г. Круглов и др.; Под ред. A.C. Ор-лина, М.Г. Круглова. -М.: Машиностроение, 1984. — 384 с.

105. ДВС: Теория поршневых и комбинированных двигателей/ Д.Н. Вырубов, H.A. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под ред. A.C. Орлина, М.Г. Круглова. — М.: Машиностроение, 1983. 372 с.

106. Деклу Ж. Метод конечных элементов. М.: Мир. - 1976. - 94 с.

107. Ден-Гартог Дж.П. Механические колебания. М.: Физматгиз, — 1960.580 с.

108. Денисов A.C., Басков В.Н. Оценка степени влияния эксплуатационных факторов на режимы работы автомобильного дизеля// Двигате-лестроение. 1985. -№ 11. - С. 39-41.

109. Дихтярь Л.И., Игнатьков Д.А., Андрейчук В.А., Лялякин В.П. Долговечность коленчатых валов двигателя Д-50 тракторов Т-54В // Повышение прочности деталей сельскохозяйственной техники: Труды КСХИ. Кишинев, 1974.-Т. 112.-С. 71-74.

110. Доброгаев Р.П., Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Методика и алгоритм расчета параметров крутильных систем на стадии проектирования тракторных и комбайновых двигателей// Двигателестроение — 1987.—№ 6. -С. 14-16.

111. Доброгаев Р.П., Гоц А.Н., Дрозденко В.Ф. Регрессионный анализ силиконовых жидкостей типа ПМС // Тракторы и сельхозяйственные машины. 1986. - № 6. - С. 22-25.

112. Дрозденко В.Ф., Гоц А.Н. Методика и алгоритм расчета приведенной крутильной системы коленчатого вала ДВС// Двигателестроение — 1986.-№ 10.-С. 15-17.

113. Дрозденко В.Ф., Жарнов Э.М., Гоц А.Н. Исследование эффективности жидкостного демпфера крутильных колебаний для ДВС//Повышение эффективности автомобильных и тракторных двигателей: Межвуз. сб. научных тр. МАМИ.- М 1985 - С. 24-30.

114. Дульнев P.A. Суммирование повреждений и условие прочности при термоциклическом повреждении//Проблемы прочности, 1971,№ 10-С. 100-101.

115. Дьяченко Н.Х., Дашков С.Н., Мусатов B.C. и др. Быстроходные поршневые двигатели внутреннего сгорания М.: Машгиз- 1962. — 359 с.

116. Жарнов Э.М. Исследование вибраций дизельного двигателя трактора МТЗ-50. Автореф. дисс. на соиск. ученой степени канд. техн. наук — Минск: БИМСХ, 1967. 18 с.•г*

117. Ждановский Н.С., Николаенко A.B. Надежность и долговечность автотракторных двигателей. JL: Колос, 1981. 295 с.

118. Ждановский Н.С., Николаенко A.B. Режимы работы двигателей энергонасыщенных тракторов. Л.: Машиностроение, 1982. 221 с.

119. Житомирский В.К. Крутильные колебания валов авиационных поршневых двигателей. М.: Оборонгиз, 1952. - 336 с.

120. Житомирский В.К. Механические колебания и практика их устранения. М.: Машиностроение, 1966. - 175 с.

121. Захаров С.М., Тарсис Ю.Л., Шорох Е.А. Совместный расчет многоопорного коленчатого вала и подшипников скольжения//Вестник машиностроения—1985, № 1,—С. 14-16.

122. Звягин A.A., Кислюк Р.Д., Егоров А.Б. Автомобили ВАЗ: надежность и обслуживание. Л.: Машиностроение, 1980.-238 с.

123. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. — М.: Мир. — 1975. -541с.

124. Зубиетова М.П., Маковеев Ю.П. и др. Влияние эксплуатационных режимов тракторных двигателей на динамическую и тепловую напряженность деталей//Тр. НАТИ, М., 1975, вып.241.-С. 58-62.

125. Игнатьков Д.А. Усталостная прочность коленчатых валов автотракторных двигателей. В кн.: Повышение прочности деталей сельскохозяйственной техники: Труды КСХИ. - Кишинев, 1974. - Т. 112. -С. 53-62.

126. Ионас Я.Б. К вопросу о влиянии скорости нарастания давления в камере сгорания на силовую нагрузку деталей поршневого двигателя/Яр. НАТИ, 1970, вып.204. С. 46-58.

127. Исследование прочности и крутильных колебаний шестицилиндрового двигателя Д-160/Ютчет о НИР-Владимир, ВПИ 1969 - 181 с.

128. Истомин П.А. Крутильные колебания в судовых ДВС. JL: Судостроение,-1968.-304 с.

129. Каипов А.Н. Влияние неравномерности тягового сопротивления плугов на показатели работы гусеничного трактора// Тракторы и сельхозмашины, 1971, № 7.-С. 15-17.

130. Карась В.З. Применение малых и двойных силиконовых демпферов крутильных колебаний валов двигателей внутреннего сгорания// Вестник машиностроения, 1974, № 7. С. 34-38.

131. Карась В.З., Рывкинд A.A. Опыт применения силиконового демпфера крутильных колебаний// Вестник машиностроения, 1956, № 8. — С. 18-21.

132. Кенсман JI.T. О методе расчета крутильных колебаний на двигателе внутреннего сгорания//Исследование деталей автомобильных двигателей: Сб. докладов. Элиста: 1982. С. 33-40.

133. Кин Н. Тонг. Теория механических колебаний. М.: Машгиз. - 1963. -352 с.

134. Кинасошвили P.C., Кушуль М.Я. Расчет на прочность коленчатых валов авиационных двигателей. В сб. «Динамика и прочность коленчатых валов». М.- JI: изд. АН СССР. - 1948. - 276 с.

135. Когаев В.П. Расчеты на прочность при напряжениях, переменных во времени. М.: Машиностроение, 1977. - 232 с.

136. Коллинз Дж. Повреждение материалов в конструкциях. Анализ, предсказание, предотвращение: Пер. с англ. М.: Мир. - 1984. - 624

137. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей -М.: Высшая школа, 1980. 400 с.

138. Конструкция и расчёт автотракторных двигателей // М.М. Вихерт, Р.П. Доброгаев, М.И. Ляхов, A.B. Павлов, М.П. Соловьёв, Ю.А. Степанов, В.Г. Суворов. -М.: Машиностроение, 1964. 552 с.

139. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике.— М.: Наука. 1968.- 720 с.

140. Корнеев В.Г. Схемы метода конечных элементов высоких порядков точности. Л.: ЛГУ.- 1977. - 206 с.

141. Костогрыз С.Г., Ковтун И.П. О влиянии параметров гусеничного движителя на режим работы двигателя трелевочного трактора// Тракторы и сельхозмашины, 1969, № 12. С. 9- 11.

142. Котельников Д.Д., Салтыков М.А., Метод статического расчёта коленчатого вала с учётом несоосности и упругой податливости опор// Изв. вузов. Машиностроение, 1969, №4. С. 24-26.

143. Котельников Л.Д. Расчет многоопорных коленчатых валов тракторных двигателей//Проблемы прочности. 1959, № 5. - С. 12-14.

144. Крутов В.И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение. - 1979.-615 с.

145. Кугель Р.В. Испытание на надежность машин и их элементов.- М.: Машиностроение, 1982. 181 с.

146. Кугель Р.В. Надежность машин массового производства М.: машиностроение. - 1981. - 244 с.

147. Кудряш А.П. Надежность и рабочий процесс транспортного дизеля. — Киев: Наукова думка, 1981. 136 с.

148. Кудряш А.П. Разработка методов улучшения технического состояния дизелей путем совершенствования рабочего процесса: Автореф. дис. . докт. техн. наук. Харьков, 1983. — 42 с.

149. Курицын А.Б. Машины для ускоренных испытаний вкладышей коленчатого вала//Автомобильная промышленность, 1967, № 7. -С. 912.

150. Левитанус А.Д. Ускоренные испытания тракторов, их узлов и агрега-тов.-М.: Машиностроение, 1973.-181 с.

151. Лейкин A.C. Напряженность и выносливость деталей сложной конфигурации.-М.: Машиностроение 1968.-256 с.

152. Лейкин A.C. Концентрация напряжений в галтелях коленчатых валов // Вестник машиностроения, 1960, № 5. С. 20 - 25.

153. Лейкин A.C. Упрощенный способ определения оптимальных профилей галтелей деталей машин // Вестник машиностроения, 1978, № 12. С. 28-30.

154. Ленин И.М. Теория автомобильных и тракторных двигателей — М.: Машиностроение, 1969.-367 с.

155. Леонов О.Б., Шкарупило А.Я. Нагрузки подшипников коленчатого вала на неустановившихся режимах работы дизеля//Изв. вузов. Машиностроение, 1977, № 8. С. 90-93.

156. Лодж А. Эластичные жидкости. М.: Наука, 1969. - 287 с.

157. Лурье И.А. Крутильные колебания в дизельных установках. М.:-Л.: Военмориздат, 1940. - 220 с.

158. Майоров A.B. Ускоренные испытания как средство обеспечения надежности авиационной техники// Проблемы надежности летательных аппаратов: Сб. статей/Под ред. И.Ф. Образцова, A.C. Вольмира.-М.: Машиностроение, 1985.-С. 17-24.

159. Марчук Г.И. Методы вычислительной математики. — Новосибирск: Наука.- 1973.-312 с.

160. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов. Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 151 с.

161. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов. Справочное пособие. М.: Машиностроение, 1968. 272 с.

162. Махутов H.A. Деформационные критерии разрушения и расчет элементов конструкций на прочность. М.: Машиностроение. - 1981. — 272 с.

163. Метод конечных элементов в механике твердых тел/ Под ред. A.C. Сахарова и И. Альтенбаха. Киев: Высшая школа, ФЕБ Фахбухфер-лаг.- 1982.-479 с.

164. Микулин A.A., Орлин A.C. Выбор размерности щеки коленчатого вала авиационного двигателя // Техника воздушного флота, №6, 1929. — С. 22-23.

165. Мичурин А.И. Ускоренные испытания на надежность техническихчсистем и изделий.-М.: Знание, 1966 71 с.

166. Миядзява Т., Мацуси X., Кисида М. Анализ напряжений в коленчатом вале // Нисан дидзэру гихо 1981, № 44. - С. 1-9.

167. Наумов П.И., Первышин В.Г. Рабочая характеристика силиконового демпфера// Вестник машиностроения, 1969, № 2. С. 36-39.

168. Нейман И.Ш. Динамика авиационных двигателей. М.: Оборонгиз, — 1940.-276 с.

169. Нейченко В.Г. К вопросу имитации эксплуатационных нагрузок на крюке трактора при ускоренных ресурсных испытаниях/ЛГракторы и сельхозмашины, 1970, № 12.-С. 11-12.

170. Несущая способность и расчёты деталей машин на прочность // C.B. Серенсен, В.П. Когаев, P.M. Шнейдерович; Под ред. C.B. Серенсена. -М.: Машгиз, 1963. 450 с.

171. О влиянии зазора и вязкости на демпфирующее свойство жидкостного демпфера// Бурденко А.Ф. Машиностроение, 1963, № 6, С. 67-70.

172. Одинг H.A. Допускаемые напряжения в машиностроении и циклическая прочность металлов. М.: Машгиз, 1962. - 260 с.

173. Пат. 2034184, РФ, МКИ F 16 F 15/12 / Демпфер крутильных колебаний// А.Н.Гоц, В.И.Токарев .Бюл. № 12 от 30.04.95, 3 е.: ил.2.

174. Патрахальцев H.H., Арапов В.В., Соколов Ю.А. Стенды для испытания дизелей//ДВС. М.: НИИинформтяжмаш, 1974, вып 4. — 44с.

175. Патрахальцев H.H., Соколов Ю.А. Неустановившиеся режимы работы дизелей//ДВС. М: НИИинформтяжмаш, 1976, вып. 34. — 44 с.

176. Первышин В.Г. К вопросу теории силиконового демпфера крутильных колебаний для нелинейной системы// Сб. трудов ЦНИДИ, вып. 51. Л.: Машгиз, 1966. -С.34-37.

177. Первышин В.Г., Наумов П.И. Демпфирование силиконового демпфера// Вестник машиностроения, 1969, № 9. С. 30-33.

178. Первышин В.Г., Ширяев М.П. Силиконовый демпфер для быстроходного дизеля// Энергомашиностроение, 1972, № 2. -С. 44-45.

179. Перроте А.И., Карташов Г.Д., Цветаев К.Н. Основы ускоренных испытаний радиоэлементов на надежность—М.: Советское радио, 1968.- 224 с.

180. Пешее Л.Я, Степанова М.Д. Основы теории ускоренных испытаний на надежность-Минск: Наука и техника, 1972.-176 с.

181. Пиранер И.JI., Тиничева Л.А. Анализ алгоритмов совместного расчета многоопорного коленчатого вала и коренных подшипни-ков//Двигателестроение.-1990, № 6 С. 13-14.

182. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Вибропоглощающие свойства конструкционных материалов. Справочник. — Киев: Наукова думка, 1971.-375 с.

183. Плюксне Н.И., Гончаров В.П. Исследование напряженного состояния шатунных болтов//Тракторы и сельхозмашины. 1968, № 6 - С. 1213.

184. Покорный Б.М. Расчет коленчатого вала на крутильные колебания. М.: Машгиз, 1947.-212 с.

185. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высшая школа, 1970. - 327 с.

186. Постнов В.А., Хархурим И.Я. Метод конечных элементов в расчетах судовых конструкций. Л.: Судостроение. - 1974. - 342 с.

187. Постнов В.А. Численные методы расчета судовых конструкций — Л.: Судостроение 1977. - 280 с.

188. Почтенный Е.К. Прогнозирование долговечности и диагностика усталости деталей машин — Минск: Наука и техника, 1983 — 246 с.

189. Прасолов Ю.В. О методике исследования подшипников тракторного двигателя с измерением толщины смазочного слоя//Тр. ПермСХИ, Пермь, 1969, вып. 59. С. 32-40.

190. Прогнозирование надежности тракторов/ В.Я Анилович, A.C. Грин-ченко, B.C. Литвиненко, И.Ш. Чернявский: Под общ. Ред. В.Я. Ани-ловича.-М.: Машиностроение, 1986.-224 с.

191. Пузыня К.Ф., Запаснюк A.C. Экономическая эффективность научно-исследовательских и опытно-конструкторских разработок в машиностроении. Л.: Машиностроение, 1978. - 304 с.

192. Рабинович И.М. Курс строительной механики. М.: Гостстройиздат, — 1954.-544 с.

193. Разработать и внедрить прогрессивную технологию приработочной обкатки двигателей внутреннего сгорания в условиях массового про-изводства/Ютчет ИПМаш АН УССР, № ГР. 0182.3002758, Харьков, 1982.-197 с.

194. Расчёт на прочность деталей машин: Справочник // И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.В. Иосилевич. -4-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1993. 640 с.

195. Расчет щеки коленчатого вала ДВС. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию//Сост. А.Н. Гоц. — ВлГУ, Владимир, 1999.-20 с.

196. Расчёты на прочность в машиностроении. Т. 3. // С.Д. Пономарёв, B.JI. Бидерман и др.; Под ред. С.Д. Пономарёва. -М.: Машгиз, 1959. -1118с.

197. Расчеты на прочность в машиностроении/ Под ред. С.Д. Пономарева. Т. 2. М.: Машгиз - 1958 - 974 с.

198. Рейтман М.И., Шапиро Г.С. Методы оптимального проектирования деформируемых тел. — М.: Наука. - 1976. - 286 с.

199. Розин JI.A. Метод конечных элементов в применении к упругим системам. -М.: Стройиздат. — 1977. 129 с.

200. Рудницкий Н.М. Материалы автотракторных подшипников скольжения. М.: Машиностроение, 1985. 163 с.

201. Севере Э.Т. Реология полимеров. М.: Химия, - 1966, - 169 с.

202. Серенсен C.B. Прочность материалов и элементов конструкций при статическом нагружении. Т. 1. Киев: Наукова думка, 1985. 264 с.

203. Серенсен C.B. Усталость материалов и элементов конструкций. Т. 2. -Киев. 1985.-226 с.

204. Симаков Ф.Ф. Исследование крутильных систем. Ч. 1. М.: МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1971.- 134 е.; Ч. 2. М.: МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1976.146 с.

205. Симаков Ф.Ф. Исследование крутильных систем: Дис. . д. техн. наук: 05.04.02.-М., 1958.-360 с.

206. Сиренко В.А. Исследование динамически нагруженных подшипников скольжения: Дис. . канд. техн. наук: 05.04.02. — Харьков, 1976. — 125 с.

207. Смирнов Н.В., Дунин-Барковский И.В. Курс теории вероятностей и математической статистики для технических приложений. М.: — Наука.-1965. 515 с.

208. Солодовников В.В., Плотников В.Н., Яковлев A.B. Основы теории и элементы систем автоматического регулирования. — М.: Машиностроение- 1985. — 536 с.

209. Справочник машиностроителя. Т. 3. Под ред. C.B. Серенсена. -М.: Машгиз, 1963.- 651 с.

210. Справочное пособие по сопротивлению материалов // М.Н. Рудицын, П.Я. Артёмов, М.И. Любошиц.; Под ред. М.Н. Рудицына. —Минск: Вышейшая школа, 1970. 630 с.

211. Степнов М.Н. Статистические обработка результатов механических испытаний. — М.: Машиностроение. 1972. — 231 с.

212. Степнов М.Н. Статистические методы обработки результатов механических испытаний: Справочник. М.: Машиностроение. — 1985. — 232 с.

213. Стренг Г., Фикс Дж. Теория метода конечных элементов. — М.: Мир. -1976.-349 с.

214. Тарсис Ю.Л., Шорох Е.А. Алгоритм квазистатического расчета коленчатого вала с учетом изгибной жесткости опор// Динамика и прочность машин-1990, №5. С. 111-118.

215. Терских В.П. Крутильные колебания валопровода силовых установок. Исследования и методы расчета, т. 1-4. — Ленинград: Судостроение. 1969- 1970. т. 1, 1969. 206 е., т. 2, 1970.- 205 е., т. 3,1970.- 272 е., т.4, 1970-С. 7-9.

216. Тимошенко С.П., Лессельс Дж. Прикладная теория упругости. Киев: ОНТИ, 1932.- 120 с.

217. Тракторные дизели: Справочник // Б.А. Взоров, A.B. Адамович и др.; Под ред. Б.А. Взорова. -М.: Машиностроение, 1981. 535 с.

218. Трапезин И.И. Расчет неразрезного многоколенного вала. Киев: ОНТИ, 1937.-49 с.

219. Фалькевич Б.С. Теория автомобиля М.: Машгиз — 1963. — 239 с.

220. Федоринов М.В., Дудченко К.Г. Анализ износа коренных шеек и подшипников коленчатых валов тракторных двигателей//Тр. ЧИ-МЭСХ, Челябинск, 1972, вып. 54. С. 32-38.

221. Чайнов Н.Д., Батанова O.A., Чернева Г.Е. Особенности расчета напряжений и деформаций в поршнях ДВС, выполненных их полухрупких материалов // Известия ВУЗОВ. Машиностроение. 1989 - № 6 — С. 61-65.

222. Чайнов Н.Д., Иващенко H.A., Василенко В.Г. Расчетная модель трехмерного анализа теплового состояния деталей ЦПГ на базе ЗМ20К // Известия ВУЗОВ. Машиностроение. 1984-№2.- С. 103-108.

223. Чайнов Н.Д., Заренбин В.Г., Иващенко H.A. Тепломеханическая напряженность деталей машин. М.: Машиностроение, 1977. — 147 с.

224. Чайнов H.Д., Салтыков M.А., Раенко М.И. Разработка моделей разных уровней для расчета рабочих напряжений в крышках цилиндров транспортных дизелей // Двигателестроение. 1987.- № 4.— С. 10-14.

225. Физико-химические и эксплуатационные свойства полиметилсилок-сановых жидкостей//Сб. статей/Под ред. И.И. Скороходова. М.: ГНИИХТЭОС, 1973.- 184 с.

226. Филин А.П. Современные проблемы использования ЭЦВМ в механике твердого деформируемого тела. — JL: Стройиздат. — 1971. — 87 с.

227. Форрест П. Усталость металлов. Перевод с англ. Под ред. C.B. Се-ренсена. М.: Машиностроение, 1968. — 352 с.

228. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы машиноведения. М.: Машиностроение, 1984.-224 с.

229. Химмельблау Д. Анализ процессов статистическими данными: Пер. с англ. М.: Мир. - 1973. - 960 с.

230. Хирума, Фурухама. Измерение траектории цапфы в подшипнике нижней головки шатуна карбюраторного автомобильного двигате-ля//Тр. амер. общ. инж.-мех. М.: Мир, 1973, серия Ф, вып.2.- С. 29-32.

231. Храмов Ю.В., Климов Ю.И. Расчет переходных процессов дизеля ЯМЭ-238 на ЭЦВМ//Тр. НАМИ, вып. 7, 1965.- С. 34-47.

232. Хрушков П.П. Влияние эксплуатационных режимов тракторного двигателя на износостойкость основных деталей.//3аписки ЛСХИ.- Л., 1971, Т. 174, вып. 3. С. 70-74.

233. Чайнов Н.Д., Иващенко H.A. Расчет теплового и напряженно-деформированного состояния деталей ДВС на ЭВМ. — М.: МВТУ им. Н.Э. Баумана. 1982. - 70 с.

234. Чайнов Н.Д., Салтыков М.А., Раенко М.И. Разработка моделей разных уровней для расчета рабочих напряжений в крышках цилиндров транспортных дизелей // Двигателестроение.-1987.-№ 4.- С. 10-14.

235. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С. Определение суммарного демпфирования колебаний в автомобильном двигателе// Изв. вузов. Машиностроение, 1985, № 2. С. 73-77.

236. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С. Экспериментальное определение потерь на трение между поршнем и зеркалом цилиндра ДВС//Двигателестроение, 1979,№ 10-С. 23-25.

237. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С., Путинцев C.B. Особенности трения и демпфирования колебаний вала в ЦПГ ДВС// Двигателестроение, 1981, №4.-С. 7-11.

238. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С., Семенов В.Н. Расчет параметров вынужденных крутильных колебаний коленчатого вала с учетом демпфирования// Повышение эффективности автомобильных двигателей. М.: МАМИ, 1985. С. 47-54.

239. Шенли Ф.Р. Анализ веса и прочности самолетных конструкций. М.: - Оборонгиз. - 1957. - 354 с.

240. Ширяев М.П. Методика расчета крутильных колебаний силовой установки с низкочастотным силиконовым демпфером // Энергомашиностроение, 1978, № 1.-С. 13-14.

241. Arai J. The Bending Stress Concentration Facktor of a Solid Crankshaft // Bulletin of JSME, 1965, vol. 8, № 31. C. 322 - 329. - Англ.

242. Arlotti A. The new Lombardini CHD watercooled diesel engine series/Motor Sympo '88. CSSR-High Tatras-Strbske Pleso 1988 - 20 p.

243. Auslegung von Viskose-Drehschwingungs dampfern fur Hubkolbenmotoren// Federn К.- MTZ, 1982, № 11. -p. 515-518.

244. Campbell G. The development and testing of engine bearing//JAAE J., 1964, vol. 24, № 11-12.

245. Diller. Näherungsweise Bestimmung der Auflagerkräfte an statisch unbestimmten Wellen. Dissertation, Aachen, 1926.

246. Eberhard A. Einfluss der Formgebung die Spannungaverteilung von Kur-belkopfungen mit Langsbohrunder // Motortechnische Zeitchrift, 1977, № 7. -C. 205-210.-Нем.

247. Eberhard A. Neue Erkeuntnisse der Kurbelwellenforsehung // Industrie Auzeiger, 1977, vol. 99, № 69. -C. 1318 1320. - Нем.

248. Fukushima T. Mishima Y. Исследование эффективности демпфера крутильных колебаний. Перевод № JI-43303, М.: ВЦП, 1985 30 с.

249. Iwamoto S., Wakabashi К., Nukawa Y. Исследование характеристик демпфирования крутильных колебаний дизельного двигателя. Ч. 1. Коэффициент демпфирования. Перевод № JI-18916, М.: ВЦП, 198513 с.

250. Iwamoto S., Wakabashi К., Nukawa Y. Исследование характеристик демпфирования крутильных колебаний дизельного двигателя. Ч. 2. Результаты измерений. Перевод № JI-18911, М.: ВЦП, 1985 14 с.

251. Heath A. R., McNamara P.M. Crankhaft stress analysis combination of finite element and classical analysis techniques // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power, 1990, № 3 . - C. 268 - 275. - Англ.

252. Kumar K.K., Jha B.N. Doshmukh S.K. Fatique failure of crankshafts. Kurbeiwellen mit Dauerbruchen. Prakt. Metallogr., 1984. - T. 21, № 11. -C. 586 - 590. - Нем.

253. Lang C. Formzahlen von Kurbelwellen // Motortechnische Zeitschrift, 1968, Bd. 3, № 29. С. 91 - 95. - Нем.

254. Liu Peng-hong, Wang Ming wu. Математическая модель напряженного состояния коленчатого вала // Journal of Shanghai Jiaotong Univ, 1999, № 7. P. 877 - 879. - Англ.