ENSURING THE OPERATIONALITY OF CONNECTING ROD BEARINGS OF KAMAZ–740 AUTOMOBILE DIESEL ENGINES

Full Text

Обоснование

Основным направлением повышения технико–эксплуатационных и экологических показателей современных автомобильных дизелей является их форсирование путем наддува, что приводит к увеличению среднего давления цикла в целом и, как следствие, средних и максимальных суммарных сил на все детали кривошипно–шатунного механизма. Известно, что сопряжение «шатунная шейка коленчатого вала – рабочая поверхность вкладыша» подвержено высоким удельным нагрузкам. Форсирование двигателя приводит к возрастанию таких нагрузок, поскольку геометрия подшипника и площадь поверхности трения не изменяются. Для обеспечения требуемой эксплуатационной надёжности дизелей в ужесточающихся условиях работы подшипников (нарушение гидродинамической смазки, увеличение интенсивности изнашивания, а также возможный перегрев и схватывание поверхностей) применяются различные конструктивные и технологические решения, направленные, например, на увеличение производительности масляного насоса, улучшение охлаждения масла в подшипниках и системе смазки в целом, упрочнение поверхностей трения и т.п.

Вместе с тем, опыт эксплуатации выявил интересную особенность, заключающуюся в том, что износ шатунных вкладышей, как правило, не лимитирует ресурс двигателя, а отказы, зачастую, происходят на малоизношенных подшипниках или, даже, на стадии приработки. Выявлено, что значительная доля отказов подшипников обусловлена проворотом вкладышей. Анализ геометрии провернутых вкладышей показал, что они имели формоизменение, которое приводило к их чрезмерному прогибу и недопустимому уменьшению радиального зазора в подшипнике [1, 2]. Для предупреждения этого явления сложилась практика по принудительной замене шатунных вкладышей двигателей КАМАЗ–740 экологических классов Евро–0, Евро–1, Евро–2 на пробегах 125–150 тыс.км в процессе текущих ремонтов. Такая наработка в несколько раз меньше, чем пробег до капитального ремонта, что увеличивает удельные затраты на ремонт и эксплуатацию в целом.

Процесс развития формоизменения с образованием искажения цилиндричности рабочей поверхности вкладыша до его разрушения довольно полно описан [3, 4, 5]. Механизм формоизменений вкладышей в процессе технологии изготовления изучали специалисты Коломенского тепловозостроительного завода [3], где определены основные силы и физические процессы на основе напряженного состояния стальной основы вкладыша во взаимодействии с заливкой антифрикционного слоя. Аналогичные исследования проведены в работах [4, 5], однако, предлагаемых конструктивных и технологических решений для стабилизации геометрической формы и состояния вкладышей оказывается недостаточно. Вероятно, это является следствием того, что при исследовании формоизменений вкладышей по образующей не учитывается ряд существенных факторов.

Авторами в работе [6] приводится на основе более ранних работ иное видение развития формоизменения вкладыша. На первой стадии этого процесса в наиболее нагруженной зоне (совпадающей с осью цилиндра двигателя) посередине образующей вкладыша появляются натиры. При дальнейшей работе двигателя в зоне натиров образуются прижоги с прогибом в сторону шейки вала, снижением проектного зазора в сопряжении «вал – вкладыш», нарушением гидродинамической смазки. На завершающем этапе процесса происходит увеличение стрелы прогиба вкладыша до величины зазора с последующим задиром, заеданием рабочей поверхности и проворотом вкладыша в расточке шатуна, часто с местным перегревом шейки вала и его деформацией. Прогиб нарастает от начального нулевого значения до предельного состояния, равному величине радиального зазора (рисунок 1).

Рис.1. Схема развития формоизменения шатунных вкладышей с нарастанием прогиба: 1 – шатун, 2 – вкладыш, 3 – коленчатый вал; а – начальное состояние шатунного вкладыша без прогиба; b – начальная фаза развития прогиба; c – фаза предельно допустимого прогиба вкладыша; d – фаза предельного прогиба вкладыша; S₁, S₂, S_п.д, S_п – величины прогиба, соответствующие фазам развития формообразования

Fig.1. Scheme of development of form changes in connecting rod bearings with increasing deflection: 1 – connecting rod, 2 – bearing, 3 – crankshaft; a – initial state of the connecting rod bearing without deflection; b – initial phase of deflection development; c – phase of the maximum permissible deflection of the liner; d – phase of maximum deflection of the liner; S₁, S₂, S_п.д, S_п – deflection measurements corresponding to the phases of development of shape formation

 

Основной причиной формоизменения считается напряженное состояние вкладыша в окружном (тангенциальном) направлении от основных видов действующих нагрузок и физических процессов, и которые надо учитывать одновременно:

– остаточных технологических напряжений;

– монтажных напряжений;

– тепловых напряжений;

– напряжений в бронзовом слое от разницы коэффициентов линейного расширения при нагреве вкладыша в процессе работы двигателя;

– процессов релаксации напряжений;

– остаточных напряжений в окружном направлении, возникающих в бронзе при монтаже вкладыша в расточку шатуна;

– процессов теплообмена вкладыша с постелью.

Описанный процесс развития деформации вкладышей можно считать достоверным, что подтверждается рядом экспериментальных и теоретических исследований, а также опытом эксплуатации дизельных двигателей, однако комплексное действие внешних и внутренних сил, а также физических процессов во вкладыше при работе двигателя изучено не в полной мере. Проблема недопустимых величин прогибов вкладышей остается не решенной, что ограничивает возможность форсирования двигателей. Таким образом, исследования, направленные на уточнение и развитие представлений о физических процессах, приводящих к критическим деформациям шатунных вкладышей двигателей внутреннего сгорания с целью их исключения в эксплуатации, изыскание резервов обеспечения работоспособности подшипников, являются актуальными.

Цель

Цель исследования – повышение надежности автомобильных дизелей за счет обеспечения работоспособности шатунных подшипников коленчатого вала путем исключения в эксплуатации формоизменения вкладышей.

Методы И МАТЕРИАЛЫ.

В статье приведены результаты комплексных исследований факторов, способствующих возникновению и развитию деформаций шатунных вкладышей автомобильных дизелей КАМАЗ–740.10 под воздействием напряженного состояния в стальной основе с учетом различных нагрузочно–скоростных и температурных режимов работы двигателя и параметров подвода масла к шатунным подшипникам [6, 7]. Результаты обобщены по проводимым поисковым научно–исследовательским работам с применением оригинальных авторских методик на лабораторном оборудовании завода–изготовителя и объектов испытаний, доработанных и препарированных для получения данных при штатных и предельных условиях.

 

а) методика и результаты исследований температурного состояния шатунного подшипника при работе дизеля КАМАЗ–740.10

Температурное состояние шатунного подшипника оценивали по температуре в его различных характерных местах, в которых установлены хромель–алюмелевые термопары [7]. Схема установки термопар на поверхностях вкладыша и в шатуне изображена на рисунке 2.

Рис. 2. Установка термопар во вкладыше и шатуне: т. 1…18 – точки установки термопар

Fig. 2. Installation of thermocouples in the liner and connecting rod: points 1…18 – thermocouple installation points

 

На рабочей поверхности верхнего вкладыша установлены три термопары по центру по направлению вращения (т.3, 2, 1). На тыльной стороне вкладыша со стороны шатуна установлены также три термопары в центральной зоне по направлению вращения (т.6, 5, 4). По такой же схеме установлены термопары на нижнем вкладыше. В теле шатуна установлены по три термопары со стороны верхнего и нижнего вкладышей на расстоянии 5, 10, 15 мм от поверхности расточки постели шатуна.

На рисунке 3 показано распределение температур в исследуемых точках верхнего и нижнего шатунного вкладыша на частотах вращения коленчатого вала 2930 мин^–1 (холостой ход) и 2600 мин^–1 (номинальный режим).

Рис. 3. Схемы распределения температур в местах установки термопар на рабочей и наружной поверхностях верхнего и нижнего шатунных вкладышей

Fig. 3. Temperature distribution diagrams in places where thermocouples are installed on the working and outer surfaces of the upper and lower connecting rod tabs

 

Анализ распределения температур показывает следующее:

– у верхнего вкладыша температура на рабочей и наружной поверхностях составляет от 120 ºС до 130 ºС;

– у нижнего вкладыша по сравнению с верхним температура ниже на 4–5 ºС;

– на исследуемых скоростных режимах работы двигателя температуры по рабочим и наружным поверхностям отличаются незначительно – от 1 ºС до 3 ºС;

– изменение температуры подшипников от нагрузки двигателя незначительное. Так, при росте нагрузки в диапазоне от 0 до 100 % средняя температура рабочей поверхности вкладышей изменяется в пределах до 5 ºС, а максимальные температуры по рабочим поверхностям вкладышей достигают от 122 ºС до 126 ºС.

Однако, высокочувствительными датчиками фиксируется колебания давления масла в системе смазки и зависимость температуры по рабочим поверхностям вкладышей от условий подвода масла. При штатной настройке и работе системы смазки среднее давление р_м масла возрастает до 3,7–3,9 бар при частоте n=1800 мин^–1 (при измерении манометром), при этом расход масла Q_м на первый кривошип растет и стабилизируется на уровне 10 л/мин (рисунок 4). 

Рис.4. Изменения температур рабочих поверхностей вкладышей и параметров масла по внешней скоростной характеристике: t_шн; t_шв; t_кн – средняя температура шатунного нижнего и верхнего, и коренного нижнего вкладышей; t_м; p_м; Q_м – средние температура, давление и расход масла

Fig.4. Changes in the temperatures of the working surfaces of the liners and oil parameters according to the external speed characteristic: t_шн; t_шв; t_кн – average temperature of the connecting rod lower, upper and lower main bearings; t_м; p_м; Q_м – average temperature, pressure and oil consumption

 

Во всем диапазоне частот фиксируются минимальное давление масла p_м.min от 0,5 бар до 1,8 бар, максимальное p_м.max от 1,4 бар до 7,4 бар. Размах давления (p_м.max–p_м.min) находится в пределах от 0,9 бар при 600 мин^–1 до 6,9 бар и 2000 мин^–1. Резкий рост размаха наблюдается на частоте вращения коленчатого вала n=2000 мин^–1, когда срабатывает дифференциальный клапан масляного насоса. Таким образом, колебания давления масла в системе провоцируют значительно более низкие величины давления, чем средние, измеренные манометром и показывающие на панели приборов.

Установлена прямая пропорциональная зависимость между температурами вкладышей и масла на входе в коренной подшипник (рисунок 5) – на номинальном режиме на каждые 10 ºС приращения температуры масла температура вкладышей растет на величину от 8,5 ºС до 9,0 ºС.

Рис. 5. Изменение температуры рабочих поверхностей вкладышей от температуры масла на входе в коренной подшипник при работе двигателя номинальном режиме; t_шв; t_шн; t_кн – температура шатунного верхнего и нижнего, и коренного нижнего вкладышей

Fig. 5. Change in the temperature of the working surfaces of the liners from the oil temperature at the inlet to the main bearing when the engine is operating in nominal mode; t_шв; t_шн; t_кн – temperature of the connecting rod upper and lower, and main lower bearings

 

Так, при температуре масла 120 ºС температура вкладышей равна: шатунного верхнего – 140 ºС; шатунного нижнего – 136 ºС; коренного нижнего – 139 ºС.

В целом, приращение температуры рабочей поверхности вкладышей к температуре масла на входе в коренной подшипник составляет: от 7 ºС до 30 ºС – шатунного верхнего вкладыша; от 6 ºС до 26 ºС – шатунного нижнего вкладыша; от 4 ºС до 28 ºС – коренного нижнего вкладыша.

На рисунке 6 показано изменение температуры шатунных и коренных вкладышей от давления масла на входе в коренной подшипник при температурах масла 70 ºС и 110 ºС.

Рис.6. Изменение температуры рабочей поверхности вкладышей от давления масла на входе в коренной подшипник при температурах масла 70 ºС и 110 ºС при работе двигателя номинальном режиме; t_шв; t_шн; t_кн –температура шатунного верхнего и нижнего, и коренного нижнего вкладышей

Fig.6. Change in the temperature of the working surface of the liners from the oil pressure at the entrance to the main bearing at oil temperatures of 70 ºС and 110 ºС when the engine is operating in nominal mode; t_шв; t_шн; t_кн – respectively, the temperature of the connecting rod upper and lower, and main lower bearings

 

Установлено, что в диапазоне давлений масла от 1,5 бар до 4,5 бар изменение температуры вкладышей незначительно. А вот снижение давления ниже 1,5 бар вызывает заметный рост температуры вкладышей. При этом, температура коренного вкладыша не растёт столь значительно, поскольку при этих условиях в коренном подшипнике сохраняется режим гидродинамического трения.

При увеличении частоты вращения коленчатого вала имеется прирост температуры вкладышей в зоне штатных значений давлений, и он явно выражен при критическом давлении 1,5 бар и ниже.

С ростом температуры масла от 70 ºС до 110 ºС расход масла через первый кривошип возрастает от 7 л/мин до 10 л/мин; при этом одновременно уменьшаются среднее давление масла на входе в коренной подшипник от 4 бар до 3 бар и размах колебаний давления масла от 6,8 бар до 4,5 бар.

Таким образом, на температурное состояние шатунных вкладышей влияет скоростной режим двигателя, а также параметры подачи масла в подшипник – температура и давление.

Полученные результаты подтверждают, что чрезмерное снижение давления и колебания в системе смазки приводит к ухудшению температурного состояния и нарушению гидродинамического режима трения в шатунных подшипниках [8–13].

 

б) методика и результаты исследований подвода масла к шатунным подшипникам

В классических расчетах гидродинамических подшипников скольжения принимаются допущения, что параметры подвода масла (давление, температура, расход) стабильны на заданном уровне. Однако, как показывают исследования [14], в каналах подвода масла к шатунным подшипникам при вращении коленчатого вала возможен разрыв потока масла. Основное значение при этом имеют возникающие потери давления на участке от входа в коренной подшипник до оси коленчатого вала и разрыв потока масла, вследствие действия центробежных сил в каналах подвода. Давлению потока масла в радиальном канале оказывает противодействие выталкивающая сила от действия центробежных сил на столб масла в канале коленчатого вала, а также потеря напора, обусловленная необходимостью разгона масла в канале коренного подшипника до окружной скорости поверхности коренной шейки.

Общее противодействие потоку масла в канале при движении к центру вращения выражается суммой потерь [7]:

                                                              (1)

где р_р – суммарные потери напора;

           – потеря от действия выталкивающих сил на столб масла, находящегося в канале, имеющих центробежную природу;

р_у – потеря от перехода не вращающейся массы масла во вращающуюся со скоростью поверхности коренной шейки, обусловленная необходимостью разгона масла до окружной скорости поверхности коренной шейки;

р_тр – потеря на трение вследствие гидравлического сопротивления канала;

ρ – плотность масла;

ω – угловая скорость вращения коленчатого вала;

R – радиус коренной шейки;

r – минимальное расстояние от оси коленчатого вала до канала, подводящего масло от коренной к шатунной шейке.

Проводилась оценка величины этих потерь для двигателя КАМАЗ 740.10 в условиях стендовых испытаний [2]. Принятые значения: R=0,0475 м; r=0 и r=0,0165 м; ρ_90ºС=846 кг/м³.

Методика включала наблюдение за истечением и его характером из зондирующих трубок, выводящих масло из различных точек каналов подвода к шатунным подшипникам при различных установочных давлениях, температурах, частоте вращения коленчатого вала (рисунок 7). 

Рис.7. Схема определения потерь давления в каналах коленчатого вала от действия центробежных сил и режимов истечения из шатунной полости: 1 – трубка от канала по оси коленчатого вала; 2 и 3 – трубки из шатунной полости

Fig.7. Scheme for determining pressure losses in the crankshaft channels due to the action of centrifugal forces and outflow modes from the connecting rod cavity: 1 – tube from the channel along the axis of the crankshaft; 2 and 3 – tubes from the connecting rod cavity

 

В разработанных авторами методиках производилось принудительное снижение давления в системе смазки при работе двигателя на различных режимах. Осуществлялся перепуск масла из области высокого давления на слив в поддон, при этом поочередно добивались прекращения истечения масла наружу визуально из каждой зондирующей трубке. Фиксировалось отсутствие масла и давления при известных параметрах работающего двигателя и давления на входе в каналы вращающегося коленчатого вала. Измерялось среднее давление в главном масляном канале по стендовому манометру и в кольцевом канале коренного вкладыша на входе в кривошип. Давление в кольцевом канале, измеренное в момент отсутствия истечения, равно величине потерь напора, потраченное на преодоление центробежных сил на участке от поверхности шейки до оси вращения, где давление равно нулю.

В таблице 1 представлены результаты измерений давления масла в характерных участках системы смазки при различных частотах вращения коленчатого вала по внешней скоростной характеристике.

 

Таблица 1. Потери и давление масла на участках системы смазки при различных частотах вращения коленчатого вала

Table 1. Oil losses and pressure in areas of the lubrication system at different crankshaft speeds

Потери и давление масла на участках, МПа	Частота вращения коленчатого вала, мин–1
	1610	1830	2010	2210	2405	2620	2930
Потери от кольцевого канала до оси коленчатого вала	0,06	0,07	0,11	0,13	0,16	0,17	0,28
Давление в системе, при котором масло совсем не поступает к шатунным подшипникам	0,05	0,08	0,09	0,13	0,14	0,15	0,23
Давление в системе, при которой масло поступает к шатунным подшипникам с разрывами и пульсацией	0,09	0,12	0,13	0,18	0,21	0,22	0,28
Давление в системе, при котором масло в шатунный подшипник образует сплошной равномерный поток	0,12	0,15	0,21	0,22	0,25	0,31	0,36

 

Таким образом, центробежные силы во вращающихся каналах коленчатого вала действуют на поток масла, тормозя или разгоняя его, вследствие чего образуется разрыв потока, что не всегда очевидно и не учитывается в расчетных моделях, а, между тем, от этого зависят режимы смазки шатунных подшипников.

Рассмотрим наиболее характерные критические состояния потока масла на пути к шатунным подшипникам. Первое критическое состояние (жесткое) – подвод масла отсутствует длительное время. Из таблицы 1 видно, что для двигателя КАМАЗ 740.10, например, на номинальном режиме (при n=2620 мин^–1) такое состояние наступает при р'_кр=0,17 МПа.

Второе критическое состояние (прерывистое) – подвод масла с определенной цикличностью. Такое состояние наступает при несколько больших значениях давления относительно первого состояния, например, на номинальном режиме двигателя КАМАЗ 740.10 – при давлении р''_кр=0,22 МПа. Общая длительность цикла составляет около 110 сек, из которой в течении 50 сек масло поступает потоком, а в последующие 60 сек – поток отсутствует. При этом существует такой режим работы двигателя, при котором прерывистость наблюдается на протяжении неограниченного числа циклов. При изменении режима работы двигателя поток становится разорванным или сплошным.

 

в) методика и результаты экспериментального исследования по стабилизации геометрических параметров шатунных вкладышей

Для получения закономерностей процесса деформаций вкладышей под воздействием нагрузок от монтажа, температурных градиентов, условий смазки и отвода тепла проведены стендовые моторные испытания дизелей КАМАЗ 740.10 на режиме безотказности [6]. При промежуточных переборках для оценки деформаций и формоизменений производился контроль геометрических размеров вкладышей. Профиль образующей вкладышей в шатуне, снимался на профилометре. До испытаний отклонений от прямолинейности не было. Форма круглограмм по рабочей поверхности вкладышей в шатуне отображает круглограммы посадочного диаметра шатуна. Через 150 часов работы измерялись геометрия вкладышей и шатунов.

Профилограммы вкладыша и шатуна от наработки двигателя показаны на рисунке 8, где видно образование корсетности (прогиба), и прослежено ее развитие – через 600 мото–часов прогиб достиг 20–24 мкм.

Рис. 8. Профилограммы рабочей и наружной поверхностей вкладышей и шатуна по образующей от наработки двигателя при испытаниях на безотказность

Fig. 8. Profilograms of the working and outer surfaces of the liners and connecting rod along the generatrix of engine operating hours during reliability tests

 

Изменение выступания h и распрямления D_св, а также диаметр кривошипной головки шатуна D_п по ходу испытаний представлены на рисунке 9.

Рис. 9. Усадка геометрических параметров шатунных подшипников по ходу испытаний: ∆─∆ – верхний вкладыш; ○─ ─ ○ – нижний вкладыш; 1 – выступание h; 2 – распрямление D_св

Fig. 9. Shrinkage of geometric parameters of connecting rod bearings during testing: ∆─∆ – upper liner; ○─ ─ ○ – lower liner; 1 – protrusion h; 2 – straightening D_св

 

До 200 часов происходит изменение геометрии вкладышей в свободном состоянии. Начиная с 200…300 часов процесс изменения геометрии прекращается и параметры стабилизируется.

Предотвратить развитие формоизменения с образованием корсетности возможно, исключив пластические деформации стальной основы вкладыша. Общее напряженное состояние стальной основы вкладыша (суммарные напряжения) складываются из напряжений двух типов: монтажных – от сжатия (выступания) и изгиба (распрямления) (рисунок 10), и рабочих (тепловых) – от перепада температур (рисунок 11).

Рис. 10. Эпюры монтажных напряжений в поперечном сечении вкладыша: а – напряжения от сжатия σ_с (от натяга вкладыша); b – напряжения от изгиба σ_и (от снижения распрямления); c – суммарные σ

Fig. 10. Diagrams of mounting stresses in the cross section of the liner: a – compression stress σ_с (from the tension of the liner); b – stresses from bending σ_и (from a decrease in straightening); c – total σ

Рис. 11. Эпюры напряжений во вкладыше от перепадов температур (а, b) и суммарные монтажные и тепловые (c); σ_t1, σ_t2 – напряжения соответственно от градиента температуры по толщине вкладыша и между вкладышем и постелью

Fig. 11. Diagrams of stresses in the liner due to temperature changes (a, b) and total installation and thermal stresses (c); σ_t1, σ_t2 – stresses, respectively, from the temperature gradient along the thickness of the liner and between the liner and the bed

 

Исходные монтажные параметры h и D_св необходимо задавать таким образом, чтобы суммарные напряжения стальной основы не превышали предела текучести стальной основы из Ст08–кп σ_т=500 Мпа (определено экспериментально на сжатие) [2].

Напряжения сжатия в сечении:

 МПа,                                            (2)

где Т_S – сила, потребная для осадки величины выступания, Т_S = 15500 Н, определялась на лабораторной установке Instron [5];

  b – ширина вкладыша, b = 28 мм;

  S – толщина вкладыша, S = 2,5 мм.

При установке в шатун вкладыша его диаметр D_св уменьшается с размера в свободном состоянии D_св до диаметра расточки в нижней головке шатуна D_п, что приводит к появлению боковой силы R и напряжения изгиба σ_и в поперечном сечении вкладыша. Максимальные напряжения изгиба возникают по оси симметрии вкладыша на внутренней (рабочей) поверхности [1]:

,                                                                         (3)

где R – боковая сила, которую необходимо приложить к вкладышу для уменьшения его размера до диаметра постели;

  r – радиус вкладыша, r = 42,5 мм;

   – момент сопротивления вкладыша на изгиб.

Используя геометрические параметры вкладыша и его жесткость на изгиб при среднем значении распрямления δ=1,0 мм, изгибающие напряжения в сечении вкладыша составят σ_и=124 МПа. Во внутренних слоях вкладыша при изгибе появляются напряжения сжатия, а в наружных – растяжения. Средняя величина суммарных напряжений сжатия на внутренней поверхности составляет σ=350 МПа.

С учетом того, что параметры вкладыша – выступание и распрямление – могут отличаться от средних значений в большую или меньшую сторону, а также с учетом допуска по ширине вкладыша b=28_–0,28 мм и толщины S=2,5 мм, напряжения сжатия и изгиба в стальной основе вкладыша могут принимать значения в интервале: σ_с=218...284 МПа, σ_и=±62...186 МПа.

Поскольку в процессе работы двигателя возникают тепловые напряжения в стальной основе вкладыша, то происходит превышение предела текучести и накопление остаточных деформаций. Рассмотрим влияние интенсифицирующих факторов на напряженное состояние.

При работе двигателя, особенно на переходных режимах, возможны два вида перепадов температур в шатунном подшипнике: Δt₁ – перепад по толщине вкладыша между внутреннем t₁ и наружным t₂ слоями вкладыша (Δt₁= t₁–t₂); Δt₂ – между вкладышами t₃ и телом шатуна t₄ (Δt₂=t₃–t₄) Часть выделившейся в подшипнике теплоты отводится от вкладыша в шатун. По закону Фурье перепад температур на плоской стенке толщиной S зависит от теплового потока Q (количества теплоты, проходящей в единицу времени через единицу площади):

,                                                                          (4)

где к – коэффициент, учитывающий отвод теплоты через вкладыш;

       λ – коэффициент теплопроводности системы «вкладыш–шатун».

Ранее показано, что температура рабочей поверхности вкладышей двигателей находится в пределах от 120 ^оС до 150 ^оС (в среднем 135 °C), температура шатуна при этом равна температуре масла от 80 °С до 90 °С (в среднем 85 ^oС). С учетом этого средний перепад температур между внутренней и наружной поверхностями вкладыша Δt₁=35 ^oС, а перепад температур между серединой вкладыша и шатуном Δt₂=30 ^oС. Более нагретые внутренние слои вкладыша стремятся удлиниться на величину Δl по окружности и Δb по ширине вкладыша:

,                                                                      (5)

,                                                                        (6)

где α – температурный коэффициент расширения, α=12×10^–6 1/^oС [5].

Поскольку удлинению вкладыша по окружности препятствует сопряженный вкладыш, то в нем возникают дополнительные напряжения сжатия:

МПа.                                                            (7)

Под действием перепада температур середины вкладыша и шатуна Δt₂ вкладыш стремится удлиниться, и в нем появляются дополнительные напряжения сжатия по всему поперечному сечению:

МПа.                                                        (8)

Подсчитанные по средним значениям суммарные напряжения во внутренних слоях вкладыша при работе двигателя достигают предел текучести, а по максимальным – превышают предел текучести, что приводит к остаточным деформациям этих слоев.

Полученные данные свидетельствуют о том, что вкладыш в начальный период работы деформируется до тех пор, пока в рабочем состоянии стальной основы напряжение по всему поперечному сечению вкладыша не станет ниже предела текучести на сжатие. При известном значении параметров вкладыша и установившегося уровня напряжений в стальной основе неизбежны пластические деформации, которые выражаются в изменении не только геометрических параметров, заданных чертежом, но и формы с образованием корсетности.

Нарушение сплошности масляного потока к шатунным подшипникам из–за недостаточного давления может стать причиной образования прогиба у вкладышей. В нормальных условиях существует равенство расходов масла, поступающего по каналам в шатунную полость и вытекающего через зазор в шатунном подшипнике. Однако, баланс прихода и расхода неустойчив – в течение продолжительного времени поток либо сплошной, либо разорванный, а переходные режимы сопровождаются пульсациями. При разрыве потока или пульсациях к шатунным подшипникам подводится меньше масла, ухудшается отвод тепла, растет температура рабочей поверхности шатунного вкладыша и градиент температур по толщине, растут напряжения от суммарного воздействия с монтажными напряжениями. Вследствие этого происходит сначала упругая деформация, а затем возможна пластическая деформация из–за превышения предела текучести на сжатие, что приводит к нарушению геометрии с изменением размеров, образуется формоизменение в виде прогиба.

Когда подвод масла к подшипнику возрастает, то улучшается теплоотвод от вкладыша, он стремиться принять исходную форму – прогиб снижается. Мы наблюдаем процесс взаимовлияния условий смазки и температурного состояния вкладыша на формоизменение шатунных вкладышей, и что особенно важно из этого вытекает требование к давлению в системе смазки в процессе эксплуатации, которое не должно снижаться ниже критических значений.

 

РЕЗУЛЬТАТЫ.

Полученные в ходе разноплановых экспериментов результаты раскрывают физическую сущность процесса формоизменений шатунных вкладышей подшипников коленчатого вала автомобильных дизелей.

Определяющим фактором формоизменений вкладыша является напряженное состояние его стальной основы. Напряжения возникают уже на этапе изготовления и дополняются напряжениями от монтажа и условий работы. Напряжения и геометрические параметры (выступание и распрямление) вкладыша изменяются в результате усадки в начальные 200 часов работы двигателя, стабилизируясь в устойчивом состоянии при дальнейшей работе.

Установлено, что температурное состояние шатунных подшипников коленчатого вала, а также способствующие этому параметры системы смазки являются факторами, интенсифицирующими деформации стальной основы вкладышей.

Перепад температур между внутренней и наружной поверхностями вкладыша, а также между средней линией вкладыша и шатуном провоцирует рост напряжений сжатия и деформаций стальной основы вкладышей, что, суммируясь с монтажными напряжениями, приводит к более интенсивным усадке и формоизменениям, прямому контакту вкладыша с шейкой из–за выборки зазора при одновременном нарушении гидродинамики в масляном слое из–за утраты прямолинейности образующей. Завершающим и видимым результатом этого являются натиры, прижоги, схватывание и проворачивание вкладышей, что и является причиной снижения работоспособности.

Заключение И РЕКОМЕНДАЦИИ.

Полученные новые результаты о процессе снижения работоспособности шатунных вкладышей из–за формоизменения дают возможность оптимизации конструктивных и эксплуатационных параметров подшипников коленчатого вала и системы смазки автомобильных дизелей.

В работе [2] описаны оригинальные подходы к способам предотвращения формоизменений вкладышей для повышения надежности подшипников коленчатого вала. В работе [15] предложена конструкция подшипника скольжения двигателя внутреннего сгорания, который содержит два биметаллических вкладыша, площадь стыка каждого из которых меньше площади поперечного сечения вкладыша (равна 69–77% от площади поперечного сечения). В результате снижения площадки контакта предел текучести материала вкладышей в месте их контакта наступает раньше, чем формоизменения вкладышей. За счет усадки уменьшенного сечения вкладыша в зоне площадки контакта происходит снижение напряжений по остальным сечениям вкладыша. Рассматриваемый в работе [16] подшипник скольжения двигателя внутреннего сгорания содержит два биметаллических вкладыша, стальная основа каждого из них снабжена предохранительными средствами в виде взаимно пересекающихся пазов, выполненные на внешней поверхности основы. Пазы предлагается выполнить на глубину порядка 60% от толщины основы.

Авторами статьи для снижения напряженного состояния в стальной основе и антифрикционном слое вкладыша и повышения надежности шатунного подшипника предлагается новый способ его установки (монтажа) в постель блока или расточку шатуна[17]. Для этого вкладыш подшипника двигателя внутреннего сгорания должен быть спроектирован и изготовлен из стальной основы с антифрикционным слоем, в виде полукольца со сжатыми к центру краями, с возможностью растяжения рабочей поверхности вкладыша при установке. Вкладыш в свободном состоянии сжат на величину от 0,5% до 2% диаметра постели коленчатого вала или расточки нижней головки шатуна (отрицательное распрямление). В процессе монтажа вкладыш раскрывается до прилегания к поверхности постели с образованием напряжения растяжения со стороны рабочей поверхности. Образовавшиеся напряжения растяжения затем суммируются и гасят напряжения сжатия от выступания, а также от нагрева со стороны рабочей поверхности и градиента между вкладышем и постелью. Благодаря этому суммарные напряжения в поверхностных слоях стальной основы не достигают предела текучести на сжатие материала, не происходит пластическая деформация сжатия поверхностных слоев в окружном направлении и расширения слоев вдоль образующей с образованием характерной седлообразности и прогиба.

Внедрение перечисленных инновационных способов в производство позволит исключить формоизменение шатунных вкладышей и уменьшить риск задиров в подшипнике, тем самым увеличить их надежность и ресурс двигателя в целом.

Дополнительная информация

Конфликт интересов. Авторы декларируют отсутствие явных и потенциальных конфликтов интересов, связанных с проведенным исследованием и публикацией настоящей статьи.

Competing interests. The authors declare that they have no competing interests.

 

Источник финансирования. Авторы заявляют об отсутствии внешнего финансирования при проведении исследования и подготовке публикации.

Funding source. This study was not supported by any external sources of funding.

 

Вклад авторов.

В.Н. Никишин ― проведение экспериментальных исследований, разработка методик испытаний, подготовка отчета по испытаниям, первичная обработка данных экспериментов; Р.Ф. Калимуллин ― сбор и анализ литературных источников, правка текста и редактирование статьи, изготовление рисунков и графиков, доработка под требования оригинальности и издательства; А.Т. Кулаков ― обзор литературы, сбор и анализ данных, проведение экспериментальных исследований, первичная обработка данных экспериментов, разработка теоретических предпосылок, написание текста статьи. Авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи, прочли и одобрили финальную версию перед публикацией).

 

Authors’ contribution.

V.N. Nikishin – carrying out experimental studies, development of test procedures, preparation of test reports, primary processing of experimental data; R.F. Kalimullin – collection and analysis of literary sources, writing the text and editing the article, creating figures and graphs, adaptation to the requirements of originality and publishing house; A.T. Kulakov – literature review, data collection and analysis, carrying out experimental studies, primary processing of experimental data, development of theoretical assumptions, writing the text of the article. The authors attest that they meet the ICMJE international criteria for authorship (all authors made substantial contributions to the conceptualization, research, and preparation of the article, and read and approved the final version before publication).

About the authors

Vyacheslav Nikolaevich Nikyshyn

Naberezhnye Chelninsky Institute (branch) of the Federal State Autonomous Educational Institution of Higher Education "Kazan (Volga) Federal University"

Email: VNNikishin@kpfu.ru

Doctor of Technical Sciences, Professor, Professor of the Department of Car, Automobile Engines and Design

Russian Federation, Legal Address: 420008, Russia, Republic of Tatarstan, G. Kazan, ul. Kremlin, d.18. Actual Address: 423810, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, prosp. Mira, d. 68/19 (1/18). Postal Address: 423812, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, Pr. Suyumbike, d. 10a.

Ruslan Flurovich Kalimullin

Naberezhnye Chelninsky Institute (branch) of the Federal State Autonomous Educational Institution of Higher Education "Kazan (Volga) Federal University"

Author for correspondence.
Email: rkalimullin@mail.ru

Doctor of Technical Sciences, Professor, Head of the Department of Operation of Road Transport

Russian Federation, Legal Address: 420008, Russia, Republic of Tatarstan, G. Kazan, ul. Kremlin, d.18. Actual Address: 423810, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, prosp. Mira, d. 68/19 (1/18). Postal Address: 423812, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, Pr. Suyumbike, d. 10a.

Alexander Tikhonovich Kulakov

Naberezhnye Chelninsky Institute (branch) of the Federal State Autonomous Educational Institution of Higher Education "Kazan (Volga) Federal University"

Email: alttrak09@mail.ru

Doctor of Technical Sciences, Professor, Professor of the Department of Road Transport

Russian Federation, Legal Address: 420008, Russia, Republic of Tatarstan, G. Kazan, ul. Kremlin, d.18. Actual Address: 423810, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, prosp. Mira, d. 68/19 (1/18). Postal Address: 423812, Russia, Republic of Tatarstan, G. Naberezhnye Chelny, Pr. Suyumbike, d. 10a.

References

Supplementary files