The choice of design parameters of main and conrod bearings for passenger car engines

Full Text

ВВЕДЕНИЕ

Созданию нового двигателя как правило предшествует так называемый бенчмаркинг – изучение аналогов, конструктивный, технологический анализ параметров отдельных компонентов. В первую очередь это относится к деталям, определяющим архитектуру двигателя – цилиндро-поршневой группе и кривошипно-шатунному механизму.

Здесь приведены некоторые конструктивные параметры современных автомобильных ДВС, поставленных на производство после 2000 г. Имеются в виду двигатели легковых автомобилей как дизели, так и искровые, с числом цилиндров от 2-х до 12-ти и рабочим объемом одного цилиндра от 165 см³ до 844 см³.

Подшипники скольжения относятся к критическим компонентам – их конструкция в значительной степени определяет степень форсирования мотора, его ресурс, надежность и безотказность. Поэтому конструктор одной из первых решает задачу выбора технических решений по дизайну коренных и шатунных подшипников, определения требований к материалам вкладышей, системе смазки, технологии изготовления коленчатого вала, блока цилиндров и т. д.

Несмотря на многообразие конструктивных схем двигателей, существуют определенные закономерности в геометрических параметрах подшипниковых узлов. Они отражены в учебниках по ДВС и учебных пособиях профильных кафедр университетов в виде рекомендаций конструкторам и студентам. Интересно сравнить эти рекомендации с некоторыми выводами упомянутого выше бенчмаркинга.

В работе использованы следующие обозначения и сокращения:

D_c – диаметр цилиндра;

S_p – ход поршня;

r – радиус кривошипа;

L_c – длина шатуна;

λ – отношение r/Lc ;

d – диаметр шатунной шейки;

d1 – диаметр коренной шейки;

L_cp – длина шатунной шейки;

L_mp – длина коренной шейки;

L_cb – ширина шатунного подшипника;

L_mb – ширина коренного подшипника;

F_e – условная сила, действующая вдоль шатуна;

A_p – площадь поршня;

A_cb – площадь проекции шатунного подшипника;

A_mb – площадь проекции коренного подшипника;

P_e – среднее эффективное давление двигателя;

p_cb – условное среднее давление в шатунном подшипнике.

При оценке технического уровня двигателей часто используют относительные величины, например, S/D_c – отношение хода поршня к диаметру цилиндра; λ = r/L_c – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, литровую мощность и т. д. (с результатами исследований других удельных показателей современных автомобильных ДВС можно ознакомиться в работе [1]). Для коренных и шатунных подшипников используют параметры d/D_c, d1/D_c – диаметр шатунной и коренной шеек, отнесенный к диаметру цилиндра Dc, а также относительную длину шейки – L_cp/d, L_mp/d1 или L_cp/Dc, L_mp/D_c (длина шатунной и коренной шейки, отнесенная к диаметру соответствующей шейки или к диаметру цилиндра D_c).

В учебной литературе [2–5] приведены рекомендации по выбору этих параметров, см. табл. 1. Однако эти данные полезны для проектирования элементов коленчатого вала – шатунных и коренных шеек, но не достаточны для конструирования собственно подшипниковых узлов, в частности, шатунного подшипника, поскольку ширина его рабочей поверхности существенно меньше длины шатунной шейки – на величину галтелей, которые обычно выполняют радиусом 2–3 мм (итого, для рядного двигателя эта величина составляет 4–6 мм, см. рис. 1). Проведенные исследования восполняют этот недостаток и дают представление не только об упомянутых выше отношениях, но и величинах L_cb/d, L_mb/d1 в современных ДВС. В ряде случаев полезно знать также величину L_cb/Dc, L_mb/D_c – ширину подшипника относительно диаметра цилиндра D_c.

 

Таблица 1. Рекомендации по выбору конструктивных соотношений [2–5]

Table 1. Recommendations for the choice of design constructive ratios [2–5]

	d/Dc	d1/Dc	Lcp/d	Lmp/d1	Lcp/Dc	Lmp/Dc
Дизели	0,60-0,85 [2] 0,64-0,75 [3] 0,56-0,72 [4] 0,64-0,75 [5]	0,70-1,0 [2] 0,72-0,90 [2] 0,70-0,80 [4] 0,70-0,90 [5]	- 0,50-0,65 [3] 0,50-0,65 [4] -	- 0,45-0,60 [3] 0,40-0,60 [4] -	- - - 0,70-1,0 [5]	- - - 0,45-0,60 [5]
Искровые	0,50-0,65 [2] 0,60-0,70 [3] 0,55-0,68 [4] 0,60-0,70 [5]	0,6-0,75 [2] 0,65-0,80 [3] 0,60-0;70 [4] 0,60-0;80 [5]	- 0,45-0,65 [3] 0,45-0,62 [4] 0,45-0,95 [5]	- 0,50-0,60 [3] 0,45-0,60 [4] -	- - - 0,45-0,65 [5]	- - - 0,45-0,60 [5]

 

Рис. 1. Узел шатунного подшипника.

Fig. 1. Сonnecting rod bearing assembly.

 

Анализ показал, что рекомендации [2–5], касающиеся d/Dc и d1/Dc, опубликованные 40–60 лет назад, в целом сохраняют актуальность. Мы можем лишь уточнить диапазоны, характерные для современных ДВС рабочим объемом цилиндра до 1,0 л: d/D_c=0,52–0,78 и d1/D_c=0,52–0,92 с наиболее плотным распределением вокруг значений 0,65 и 0,70 соответственно (рис. 2). Взаимосвязь d и Dc очевидна (рис. 1, b) – конструктор весьма ограничен в выборе отношения d/D_c. С одной стороны, увеличение d и, как следствие, увеличение перекрытия шеек полезно для повышения жесткости и прочности коленчатого вала. С другой стороны, увеличение d ведет к возрастанию потерь на трение в подшипниковом узле из-за увеличения скорости скольжения. Но здесь нельзя произвольно варьировать d, поскольку необходимо обеспечить технологическое требование свободного прохода шатуна через цилиндр в процессе сборки (и ремонта) двигателя. Технологический зазор n1 должен быть не менее 0,8 мм, см. рис. 1, b.

 

Рис. 2. Относительный диаметр шатунной и коренной шеек.

Fig. 2. Relative diameter of connecting rod and main journals.

 

Для двигателей с рабочим объемом цилиндра 400–700 см³ можно использовать эмпирическую зависимость:

d = 0,7∙D_c – 2(n1+n2+n3) = 0,7·D_c – (6,2–8,4) мм,

где n1 – («сборочный») зазор между крышкой шатуна и стенкой цилиндра – 0,8–1,0 мм; n2 – минимальная толщина крышки шатуна в зоне отверстия под шатунный болт – 0,8–1,2 мм; n3 – толщина шатунного вкладыша – 1,5–2,0 мм.

Однако для отношений L_cp/d и L_mp/d1 ситуация иная – рекомендации работ [3, 4] (выделено голубым на рис. 3) охватывают менее половины реально существующего диапазона L_cp/d =0,3–0,6.

 

Рис. 3. Относительная длина коренной (L_mp/d1) и шатунной (L_cp/d) шеек.

Fig. 3. Relative length of main (L_mp/d1) and connecting rod (L_cp/d) journals.

 

Для анализа конструктивных соотношений деталей силового механизма использование L_cp не всегда удобно, поскольку у V-образных двигателей с рядом сидящими шатунами формальная величина L_cp/D_c, естественно, будет отличаться примерно вдвое. К тому же L_cp включает в себя и нерабочую часть шатунной шейки – галтели. Поэтому для проектирования кривошипной головки шатуна и определения параметров шатунного подшипника важным является не столько L_cp/Dc сколько L_cb/Dc, где L_cb – ширина вкладыша шатунного подшипника. Но в отечественной учебной литературе таких данных практически нет, за исключением [5]. Далее приведены иллюстрации и комментарии, в основном касающиеся шатунных подшипников, которые, как правило, являются наиболее нагруженными. Однако все сказанное можно отнести и к коренным подшипникам.

На рис. 4 приведены результаты обработки данных 120 двигателей – дизельных и искровых и их модификаций. Видим, что L_cb/D_c (рис. 4, a) практически полностью укладывается в диапазон 0,15–0,3 независимо от Dc и типа двигателя. Те же данные по размерам шатунных подшипников, но представленные относительно диаметра шатунной шейки d, показаны на рис. 4, b. Рекомендации [5] лишь слегка захватывают верхнюю часть диапазона изменения L_cb/D_c и L_cb/d, характерного для современных автомобильных двигателей. Но это не ошибка авторов [2–5]. Таковы были двигатели в период написания учебников.

 

Рис. 4. Относительная длина шатунного подшипника: a – L_cb/D_c; b – L_cb/d.

Fig. 4. Relative length of connecting rod bearing: a – L_cb/D_c; b – L_cb/d.

 

На рис. 4, b специальными метками показаны значения L_cb/d некоторых двигателей 60–70-х годов. Этот рисунок наглядно иллюстрирует результат эволюции автомобильных двигателей за последние 60 лет.

Интересно рассмотреть эти данные с другой стороны, представив их в зависимости от величины среднего эффективного давления P_e (рис. 5). Мы видим, что при относительно небольшой степени форсировки по наддуву – в пределах Pe=16–22 бар, существует множество двигателей с самыми различными значениями L_cb/Dc в упомянутом диапазоне 0,15–0,30. Однако для двигателей с высокой степенью наддува, имеющих Pe=25 бар и выше, пределы вариации Lcb/Dc заметно сужаются, приближаясь к среднему значению 0,22–0,23. Интересно также отметить, что наддувный дизель OM 617 производства 1979 года имел P_e=9,64 бар при относительной ширине шатунной шейки L_cb/D_c=0,308, а у современного оппозитного искрового двигателя Porsche 3,8L при P_e=24,8 бар величина L_cb/D_c составляет лишь 0,154. Там же для справки отмечен звездочкой новый отечественный двигатель 4,4 л-V8×90° ЧН8,8×9 4123.

 

Рис. 5. Параметр L_cb/D_c в зависимости от среднего эффективного давления.

Fig. 5. Parameter L_cb/D_c depending on the mean effective pressure.

 

Вывод: современные подшипники имеют значительно более высокую несущую способность и, как следствие, стали значительно уже по размеру (или при сохранении размеров способны воспринимать большие нагрузки). Это и привело к существенному снижению параметра L_cb/D_c.

При проектировании подшипниковых узлов конструктор решает двуединую задачу выбора геометрических соотношений конструктивных элементов и типа вкладышей. При этом исходной величиной является нагрузка, но как ее определять и оценивать, остается вопросом. Существуют несколько методов, описанных в учебной литературе по ДВС и специальных изданиях, посвященных индустриальным подшипникам скольжения вообще [6] и двигательным в частности [3]. Простейшими являются расчеты по допустимому давлению в подшипнике p, которое определяют как суммарную силу F, отнесенную к площади проекции вкладыша, и по комплексу [pv], где v – скорость скольжения [6, 7]. Допускаемые величины р и [pv] определяются экспериментально и приведены в справочниках фирм-производителей вкладышей, например [8-10]. Но в настоящее время большинство конструкторов ориентируется на максимально допустимое давление в подшипнике, исходя из максимальной действующей суммарной (газовой Pz+инерционной Pj) силы. Различные типы подшипников имеют разный допустимый предел.

Однако может быть применен и другой метод, метод «обратного инжиниринга» – оценка и прогнозирование работоспособности подшипникового узла на основе статистического анализа параметров существующих двигателей-аналогов, т. е. бенчмаркинга.

Возьмем за основу среднее эффективное давление P_e – для анализируемых двигателей оно известно, поскольку известны рабочий объем и крутящий момент. Само по себе Pe – это условная, физически не существующая величина, и может быть интерпретирована так же, как и среднее индикаторное давление P_i – некое среднее давление, постоянно действующее на протяжении рабочего хода поршня от ВМТ к НМТ. В этом смысле и P_i, и P_e логически связаны и отражают силовую нагрузку на поршень. Будучи умноженным на площадь поршня A_p, оно преобразуется в некую условную силу F_e, действующую через поршневой палец на шатун:

F_e = P_e·A_p = P_e·πD_c2/4 (рис. 1, a).

Если разделить эту силу на площадь проекции шатунного подшипника, получим условное среднее давление в подшипнике:

p_cb = P_e·(A_p/A_cb) = (P_e·πD_c2/4)/L_cb·d

или

p_ecb=P_e·(π/4)/(Lc_b/D_c·d/D_c), (1)

где в знаменателе присутствуют уже знакомые нам относительные размеры подшипника L_cb/D_c и d/D_c.

Используя данные, отображенные на рис. 2, 4, определим:

p_cb_min= P_e·0,7854·(1/(0,3·0,8)=3,3P_e ,

p_cb_max= P_e·0,7854·(1/(0,15·0,45)=11,6P_e .

Т. е. условное среднее давление в шатунном подшипнике будет лежать в пределах p_cb= (3,3–11,6)P_e, для атмосферных двигателей – меньшее значение, для наддувных – большее. Для всех исследуемых двигателей и был проведен такой несложный расчет.

Каковы предельные значения p_cb в абсолютном выражении, видно из рис. 6, на котором представлены расчетные значения p_cb в зависимости от P_e у исследованных двигателей. Для двигателей с P_e=10–15 бар условное давление в подшипнике лежит преимущественно в диапазоне p_cb=50–100 бар; для двигателей с P_e=15–20 бар – пределах 80–125 бар; при P_e=20–25 бар и более – преимущественно в зоне p_cb = 120–250 бар.

 

Рис. 6. Диапазоны применения подшипников различных типов: биметаллические; триметаллические; Sputter.

Fig. 6. Ranges of application of bearings of various types: bimetallic; trimetallic; Sputter.

 

Как эти данные могут помочь конструктору? В ходе бенчмаркинга был изучен вопрос о том, какие подшипники применены на тех или иных двигателях – дизелях, искровых, атмосферных, наддувных. Результат этого изучения также представлен на рис. 6.

Для лучшего понимания рис. 6 необходимо сделать некоторые комментарии. Все многообразие подшипников можно классифицировать (весьма условно) следующим образом:

• монометаллические (используются главным образом в виде бронзовых втулок, здесь не рассматриваются);
• биметаллические (Bimetal) – стальная основа («спинка») с нанесенным на нее тем или иным способом антифрикционным слоем (алюминиевый сплав или бронза);
• триметаллические (Trimetal) – более сложные композиции, предполагающие использование специальных технологий формирования несущего и вспомогательных слоев.

В свою очередь триметаллические подшипники также подразделяются по способу формирования несущего слоя: c полимерным покрытием с твердой смазкой, баббитовым слоем, антифрикционным сплавом на основе серебра и др. Одной из разновидностей триметаллических подшипников являются вкладыши с PVD-покрытием. Такие подшипники иначе называются Sputter – напыление [11–12].

Для биметаллических подшипников максимальная нагрузка составляет 30–50 МПа. Триметаллические подшипники в зависимости от применяемой технологии формирования несущего слоя выдерживают нагрузку до 65–70 МПа [13] – традиционные подшипники и до 120 МПа – подшипники с PVD-слоем или серебросодержащим сплавом [10, 14]. Нюансы конструкции триметаллических подшипников изложены в работе [10].

Наибольшей несущей способностью обладают триметаллические подшипники с PVD-покрытием (AlSn20Cu), но эти подшипники обладают также и наибольшим ресурсом. Технология PVD-покрытия применительно к подшипникам ДВС разработана в конце 80-х годов [15] и уже к середине 90-х была внедрена в серийное производство – сначала для двигателей VW и Daimler, затем и для многих других компаний [13].

При всех очевидных преимуществах подшипников Sputter эти подшипники значительно более чувствительны к качеству фильтрации масла и технологическим допускам на точность и чистоту обработки шеек коленчатого вала. Тем не менее, к настоящему времени, как показывает бенчмаркинг, практически все современные дизельные двигателе имеют по меньшей мере верхний шатунный вкладыш типа Sputter.

Возвратимся к рис. 6. Здесь черным цветом отмечены двигатели с биметаллическими вкладышами, зеленым – обычными триметаллическими, красным – вкладышами типа Sputter. Мы видим, что в атмосферных двигателях применяют, как правило, традиционные, хорошо себя зарекомендовавшие биметаллические подшипники. И нагрузка pcb, рассчитанная по формуле (1), для них лежит в пределах до 50–100 бар, в редких случаях – до 150 бар. Практически во всех наддувных двигателях, а это двигатели с Ре выше 12–13 бар – и дизели, и искровые – применяются триметаллические подшипники. Можно увидеть также, что у всех обследованных двигателей, у которых расчетное давление pcb в подшипнике превышает 150 бар, по меньшей мере шатунные подшипники выполнены по технологии Sputter. Например, конструктор проектирует двигатель, у которого по техническому заданию Dc=90 мм и Pe должно быть на уровне 25 бар. В ходе эскизной компоновки силового механизма получены желательные размеры шатунного подшипника Ø53×17 мм. Конструктор делает несложный расчет, определяя условную силу Fe: Fe=250 Н/см2×63,62 см2=15905 Н и затем условное давление pcb:pcb=15905/(5,3×1,7)= =1765,3 Н/см2=176,53 бар.

Судя по рис. 6, для принятого давления P_e=25 бар величина p_cb находится в розовой зоне (см. точку, отмеченную красным кружком), и конструктор должен решать: либо применить вкладыши типа Sputter, либо изыскивать пути уменьшения нагрузки на шатунный подшипник, увеличивая диаметр шейки и/или ширины вкладыша.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Предложенный в настоящей работе метод обратного инжиниринга при проектировании подшипниковых узлов с использованием расчетной величины среднего давления p_cb в подшипнике, определяемой через среднее эффективное давление Ре двигателя по формуле (1), является удобным инструментом для выбора типа подшипника скольжения.

ДОПОЛНИТЕЛЬНО

Вклад авторов. Все авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи). Вклад авторов в написании статьи распределен следующим образом: И.С. Шибаев – сбор и подготовка информации, создание изображений, написание и редактирование текста статьи; М.А. Зленко – обзор литературы, подготовка и написание текста статьи; А.С. Теренченко – экспертная оценка, утверждение финальной версии.

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

Источник финансирования. Не указан.

ADDITIONAL INFORMATION

Authors’ contribution. I.S. Shibaev – search for publications, creating images, writing and editing the text of the manuscript; M.A. Zlenko – references review, preparation and writing of the text of the manuscript; A.S. Terenchenko – expert opinion, approval of the final version. All authors made a substantial contribution to the conception of the work, acquisition, analysis, interpretation of data for the work, drafting and revising the work.

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

Funding source. Not specified.

About the authors

Mikhail A. Zlenko

Central Scientific Research Automobile and Automotive Engines Institute “NAMI”

Email: mikhail.zlenko@nami.ru
ORCID iD: 0000-0002-5351-3622
SPIN-code: 1606-9237

Dr. Sci. (Engin.), Chief Research Associate of the Department of Internal Combustion Engines

Russian Federation, 2, Avtomotornaya street, Moscow, 125438

Alexey S. Terenchenko

Central Scientific Research Automobile and Automotive Engines Institute “NAMI”

Email: terenchenko@nami.ru
ORCID iD: 0000-0002-1371-3179
SPIN-code: 8166-4320

Cand. Sci. (Engin.), Director of the Powerplants Center

Russian Federation, 2, Avtomotornaya street, Moscow, 125438

Ivan S. Shibaev

Central Scientific Research Automobile and Automotive Engines Institute “NAMI”

Author for correspondence.
Email: ivan.shibaev@nami.ru
ORCID iD: 0000-0002-8851-959X
SPIN-code: 5320-2940

Head of the Department of Internal Combustion Engines

Russian Federation, 2, Avtomotornaya street, Moscow, 125438

References

Supplementary files