Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Проблема формирования и обеспечения качества на примере моторостроительного предпри ятия. роль; кривошипно-шатунного механизма, как особо ответственного механизма, в обеспечении качества дизеля, обоснование цели и задачи исследования 14
1.1. Общие положения 14
1.2.Проблемы развития систем качества и обеспечение качества автомобильных дизелей 17
1.3. Анализ качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации в гарантийный период 24
1.4.Требования, предъявляемые к формированию и обеспечению качества кривошипно-шатунного механизма 28
1.5.Пульсации давлений газов в цилиндре дизеля и некоторые экологические характеристики 33
1.6. Влияние высокого давления сгорания топлива на нагруженность кривошипно-шатунного механизма 39
1.7. Связь вторичного движения поршня и профиля поршня с шумом, вибрацией 50
1.8. Цель и задачи исследования 68
ГЛАВА 2. Исследование динамических процессов в кривошипно-шатунном механизме - современныйподход к формированию качества автомобильного дизеля 70
2.1. Пульсации давлений газов в цилиндре автомобильного дизеля 70
2.2. Математическая модель динамики кривошипно-шатунного механизма с учетом неравномерности угловой скорости вращения и угловых колебаний коленчатого вала 74
2.2.1. Расчет с учетом неравномерности угловой скорости вращения коленчатого вала 75
2.2.2. Расчет с учетом угловых колебаний коленчатого вала 78
2.2.3. Расчет с учетом неравномерности вращения и угловых колебаний коленчатого вала 79
2.3. Математическая модель вторичного движения поршня. Соударение поршня с гильзой цилиндра 80
2.3.1. Математическая модель вторичного движения поршня 80
2.3.2. Теория соударения поршня с гильзой цилиндра 83
2.3.3. Анализ расчетных зависимостей соударения поршня с гильзой цилиндра при радиальном движении поршня 86
2.4. Математическая модель динамики шатуна 88
2.5. Методика и результаты исследований динамики вторичного движения поршня и вибрации гильзы цилиндра 95
2.5.1. Экспериментальные исследования вторичного движения поршня 95
2.5.2. Экспериментальные исследования вибрации гильзы цилиндра 102
2.5.3. Частоты свободных колебаний гильзы цилиндра 109
2.6. Влияние смещения оси поршневого пальца на вибрацию гильзы цилиндра и шум дизеля 111
2.7. Динамический анализ шатуна и потерь на трение в цилиндро-поршневой группе 114
2.7.1. Экспериментальные исследования продольных колебаний шатуна 114
2.7.2. Мгновенная сила трения цилиндро-поршневой группы 117
2.7.3. Экспериментальные исследования ускорения вдоль оси шатуна 120
2.8. Роль угловых колебаний коленчатого вала на нагруженность шестеренчатого привода от коленчатого вала 122
2.8.1. Математическая модель соударения зубьев шестеренчатого привода, вызываемого угловыми колебаниями коленчатого вала 127
2.8.2. Обеспечение надежности шестеренчатого привода на примере привода масляного насоса 133
Выводы по главе 2 139
ГЛАВА 3. Современный подход к формированию и обеспечению качества цилиндро-поршневои группы автомобильного дизеля 141
3.1. Тепловое состояние деталей окружающих камеру сгорания 141
3.1.1. Тепловое состояние гильзы цилиндра 141
3.1.2. Тепловое состояние днища головки цилиндра 148
3.2. Исследование теплового и напряженно-деформированного состояния поршней форсированных дизелей размерности S/D=12/12 при поднятии комплекта компрессионных колец и принудительном охлаждении поршня маслом 150
3.2.1. Расчет и сравнительный анализ теплового состояния поршня с различным расположением компрессионных колец 151
3.2.2. Экспериментальные исследования теплового состояния поршней с различным расположением компрессионных колец 153
3.2.3. Расчет напряженно-деформированного состояния поршня от тепловой нагрузки 156
3.2.4. Повышение качества цилиндро-поршневой группы введением принудительного охлаждения поршня маслом 160
3.2.5. Влияние увеличенного зазора между головкой поршня и цилиндром на тепловое состояние поршня 166
3.2.6. Влияние промежуточного охлаждения наддувочного воздуха на температуру поршня 169
3.2.7. Работоспособность поршней со струйным масляным охлаж дением 172
3.3. Расчетные и экспериментальные исследования теплового и напря женно-деформированного состояния поршня дизеля (S/D = 13,4/12) 173
3.3.1. Расчет теплового и напряженно-деформированного состояния поршня 173
3.3.2. Экспериментальные исследования теплового состояния поршня 184
3.4. Профилирование оптимального продольного и поперечного профиля поршня 186
3.4.1. Профилирование бочкообразного профиля юбки с учетом пе рекладки поршня 187
3.4.2. Профилирование овального профиля юбки поршня 192
3.4.3. Результаты исследований бочкообразного профиля юбки поршня 195
3.4.4. Исследование поперечного профиля юбки поршня 199
3.5. Исследование динамики уплотняющих свойств поршневых компрессионных колец 202
3.5.1. Экспериментальные исследования давления в заколечных объемах поршневых колец дизеля КамАЗ-740 210
3.5.2. Нагруженность поршневых колец форсированного дизеля КамАЗ-7403 215
3.5.3. Нагруженность поршневых колец в зависимости от их расположения по высоте поршня 216
3.6. Роль газового стыка в обеспечении качества цилиндро-поршневои группы 222
3.7. Анализ напряженно-деформированного состояния и сопротивле
ния усталости бобышек поршня 229
3.7.1. Исследование деформаций юбки поршня 230
3.7.2. Испытания поршней на усталость 232
Выводы по главе 3 235
ГЛАВА 4. Современный подход к формированию и обеспечению качества шатунной группы автомобильного дизеля 238
4.1. Анализ напряженно-деформированного состояния шатунов методом конечных элементов 238
4.2. Повышение качества шатуна конструкторско-технологическими методами ... 244
4.2.1. Испытания шатунов на усталость от растяжения 245
4.2.2. Влияние технологических факторов на качество шатуна 248
4.2.3. Испытания шатунов на усталость по знакопеременному циклу с созданием гидродинамики в шатунном и коренном подшипниках.; 251
4.2.4. Технологические методы повышения сопротивления усталости шатуна 257
Стр.
4.3. Повышение качества шатунных болтов конструкторско-
технологическими методами 258
4.3.1. Влияние меднения гайки на усталость болта 258
4.3.2. Влияние твердости болта на усталость болта 259
4.3.3. Влияние прогиба болта на его усталость 260
4.3.4. Покрытие болтов как фактор обеспечения высокого качества
на задиростойкость 261
4.4. Подшипники скольжения коленчатого вала 264
4.4.1. Оценка работоспособности подшипников скольжения по тепловой напряженности 265
4.4.2. Совершенствование методики измерений гидродинамического давления в шатунном подшипнике 276
4.4.3. Обеспечение качества посадки шатунного вкладыша в корпус подшипника 285
4.4.4. Комплексная оценка качества шатунного подшипника коленчатого вала методом измерения электросопротивления контакта 295
Выводы по главе 4 307
ГЛАВА 5. Современный подход к формированию и обеспечению ісачества коленчатого вала автомобильного дизеля 311
5.1. Характеристика конструкции коленчатых валов дизелей КамАЗ 311
5.2. Роль угловых колебаний коленчатого вала в формировании качества дизеля...* 312
5.2.1. Новый метод исследования угловых колебаний коленчатого вала 313
5.2.2. Исследование угловых колебаний коленчатого вала вдоль оси вала 314
5.2.3. Исследование угловых колебаний носка коленчатого вала форсированных дизелей КамАЗ 317
5.2.4. Демпфирование угловых колебаний коленчатого вала 320
5.2.5. Влияние угловых колебаний коленчатого вала на расход топлива и масла 324
5.3. Формирование и обеспечение качества коленчатого вала 325
5.3.1. Методика испытаний на усталость коленчатого вала от кручения и изгиба 326
5.3.2. Конструкторско-технологические методы обеспечения качества коленчатого вала 328
5.3.3. Обеспечение качества производства коленчатых валов 333
Выводы по главе 5 336
ГЛАВА 6. Разработка, внедрение и функционирование системы менеджмента качества в соответствии с мс исо 9001: 2000 - как фактор комплексного формирования и обеспечения качества дизеля 339
6.1. Процесс формирования качества кривошипно-шатунного механизма 339
6.2. Разработка внедрение и функционирование системы менеджмента качества 342
6.3. Анализ выполнения Целей в области качества за 2003 и 2004 г 345
Выводы по главе 6 349
Выводы по диссертации 350
Список использованной литературы
- Анализ качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации в гарантийный период
- Математическая модель динамики кривошипно-шатунного механизма с учетом неравномерности угловой скорости вращения и угловых колебаний коленчатого вала
- Исследование теплового и напряженно-деформированного состояния поршней форсированных дизелей размерности S/D=12/12 при поднятии комплекта компрессионных колец и принудительном охлаждении поршня маслом
- Повышение качества шатуна конструкторско-технологическими методами
Введение к работе
Распоряжением правительства РФ № 978р от 16 июля 2002 г. одобрена «Концепция развития автомобильной промышленности до 2010 г.». В Концепции отражены взгляды на развитие отечественной автомобильной индустрии как ведущей отрасли машиностроения. Концепция предусматривает расширенный вы пуск автомобильных компонентов высокого уровня.
Модель реализации Концепции представлена в виде процессов. Среди процессов реализации Концепции предложены процессы маркетинга, эффективные системы менеджмента качества. Система мониторинга процессов развития авто мобильной промышленности основывается на достоверной информации о фактическом уровне качестве в реальной эксплуатации. Главным источником информации являются рекламации. Достичь высокого качества в автомобилестроении можно с внедрением системы менеджмента качества на основе МС ИСО серии
9000:2000. Цель исследования. Разработка методологии комплексного формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля.
Объектом исследований являются автомобильный дизель и система менеджмента качества на основе МС ИСО серии 9000:2000.
Предмет исследований. Методы формирования и обеспечения качества автомобильного дизеля на примере КШМ, как особо ответственного механизма дизеля.
Методы исследований. Решение поставленных задач базируется на информации о качестве двигателей в эксплуатации; методах исследования и анализа динамической нагруженности деталей КШМ с учетом зазоров в соединениях; численных и экспериментальных методах исследования теплового, напряженно-деформированного состояния деталей КШМ; экспериментальных методах исследования гидродинамики подшипников скольжения; методах испытаний на усталость деталей КШМ; методах испытаний двигателя на безотказность в стендовых и эксплуатационных условиях.
Достоверность и обоснованность принятых в диссертационной работе решений подтверждается полнотой и обстоятельностью анализа известных методов проектирования и доводки дизелей; корректностью выбора граничных условий при исследовании теплового и НДС деталей КШМ; достаточной адекватностью используемых математических моделей исследуемым объектам; согласованностью теоретических результатов с результатами экспериментальных исследований; внедрением разработанных методов проектирования на автомобильных заводах; публикацией и апробацией основных положений работы на международном и всероссийском уровнях; результатами эксплуатации двигателей с реализованными в конструкции техническими решениями диссертационной работы, а также сертификацией СМК в органах ГОСТ Р и TUV CERT.
Научная новизна диссертационного исследования заключается в следующем:
1. Разработана методология формирования и обеспечения качества КШМ, как особо ответственного механизма автомобильного дизеля
2. На основе анализа качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации, определены требования к формированию и обеспечению качества КШМ, как особо ответственного механизма автомобильного дизеля.
3. Разработана и обоснована математическая модель вторичного движения поршня с учетом сил и моментов трения.
4. Разработана и обоснована математическая модель соударения поршня и гильзы цилиндра.
5. Разработана и обоснована математическая модель соударения в шестеренчатом приводе от угловых колебаний коленчатого вала.
6. Разработана методология испытаний шатуна и шатунного подшипника по знакопеременному циклу с созданием гидродинамического давления в подшипниках скольжения.
7. Разработан и обоснован метод профилирования овально-бочкообразного профиля поршня.
8. Разработан и обоснован метод измерения гидродинамического давления в подшипнике скольжения.
9. Разработана методика исследования угловых колебаний коленчатого вала. Установлено влияние угловых колебаний коленчатого вала на шум, вибрации, перекладку поршня, нагруженность шестеренчатых приводов от коленчатого вала, расход масла и топлива.
10. Разработана методика, спроектированы и внедрены высокочастотные стенды испытаний коленчатых валов на усталость.
Практическая ценность. Внедрение в практику проектирования, доводки и производства автомобильных дизелей закономерностей, выявленных в ходе исследований, разработанных методик исследования, конструкторско-технологических рекомендаций, СМК на основе процессного подхода в соответствии с МС ИСО 9001:2000 позволяет формировать и обеспечивать высокое качество КШМ. Реализация результатов. Разработанные методики и результаты теоретических исследований используются в НТЦ ОАО «КАМАЗ» при выполнении опытно-конструкторских работ по созданию высокофорсированных дизелей КамАЗ. Разработанные рекомендации и научные положения диссертации реализованы в конструкциях серийно выпускаемых дизелей КамАЗ.
Разработанная СМК в соответствии с МС ИСО 9001: 2000 успешно функционирует в ОАО «КАМАЗ-Дизель».
Апробация работы. Основные положения работы докладывались на Всесоюзной НТК «Современные проблемы кинематики и динамики ДВС» (Волгоград, 1985); на Всесоюзном НТС «Динамика и прочность автомобиля» (Москва 1986); на V республиканской НТК КАМАЗ-КАМПИ (Набережные Челны, 1986); на НТ и НМК, посвященной 50-летию МАМИ (Москва, 1989); на VI Международном научно-практическом семинаре «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1997); на Международной НТК к 90-летию подготовки в МГТУ им. Баумана специалистов по ДВС «Двигатель-97» (Москва, 1997); на XVI—й военно-технической конференции «Вопросы совершенствования боевого применения и разработок артиллерийского вооружения и военной техники» (Казань, 1999); на Международном научном симпозиуме, посвященном 60-летию воссоздания МАМИ (Москва, 1999); на III международной НТК «Автомобиль и техносфера» (JCATS 2003) (Казань, 2003), на Международном симпозиуме, посвященном 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана «Образование через науку» (Москва, 2005).
Публикации. По ;Теме диссертации опубликована 61 работа, из них 1 монография, 29 научных статей, 1 отчет НИР, 4 учебных пособия, 29 тезисов.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, выводов. Общий объем диссертационной работы 376 страниц машинописного текста, включающего 294 рисунка, 46 таблиц и список использованной литературы из 300 наименований.
Анализ качества дизелей КамАЗ по результатам эксплуатации в гарантийный период
Дефекты самого шатуна и болта шатунного носили конструктивно-технологический характер. В результате проведения научно-исследовательских, конструкторских и технологических мероприятий дефекты по КШМ практически свелись к нулю [22,25,26,137,139.141, 155, 156].
Шатунный подшипник. Дефект состоит в износе и провороте шатунных вкладышей по следующим причинам: - стружка, грязь в масляных каналах; - выпадении заглушки; - недозатяжка гайки шатуна; - несоответствие размеров шатунной шейки.
Все причины исполнительского характера и качества технологического процесса. Для разрешения этих проблем были проведены научно-исследовательские работы [151, 152, 166]. Блок цилиндров. На форсированных дизелях уровень дефектности по блоку цилиндров несколько вырос. Причины отказов блока цилиндров представлены на рис. 1.7. цилиндров в % к отказам в целом блока цилиндров
Основных причин четыре: 1. Некачественное литье отливок блока цилиндров, проявляющихся в наличии раковин, трещин и негерметичности. 2. Дефекты механической обработки - увод сверла, недорез масляных каналов, недорез резьбы под болты. 3. Поломка болтов крепления коренной опоры и стяжных болтов коренной опоры. 4. Основные причины - дефекты изготовления отливки и механической обработки.
Поршень. Нагрузки на детали КШМ выросли и в первую очередь на поршень. Дефектность поршня на форсированных дизелях увеличилась. Можно выделить три главные причины выхода из строя поршня: неспаи по нирезистовои вставке; разрушение бобышки поршня; прогар днища поршня (рис. 1.8).
Неспай по нирезистовои вставке является дефектом поставщика. На форсированных двигателях проявился дефект прогара днища поршня.
Коленчатый вал. Уровень дефектности коленчатого вала форсированных ди зелей вырос в 3 5 раз. Причины показаны на рис. 1.9: разрушение коленчатого ва ла по концентраторам напряжений (по грязесборнику); по шатунной шейке; по галтели. .
Двигатель внутреннего сгорания, как источник энергии, является самым массовым источником, превышающим мощность всех других источников энергии. Современное состояние двигателестроения характеризуется высокими темпами выпуска форсированных двигателей, и при этом необходимо обеспечивать высокий уровень качества и эксплуатационной надежности. Широкое применение транспортных ДВС привело к проблеме экологической опасности. При создании и доводке ДВС, разработчикам приходится решать в комплексе проблемы надежности и проблемы улучшения экономических и экологических показателей. Разработчикам дизелей все чаще приходится учитывать колебательные и резонансные явления, динамические и ударные нагрузки.
КШМ автомобильного дизеля является весьма нагруженным механизмом. На него действуют тепловые, газовые, инерционные, фрикционные, гидродинамические нагрузки. Причем они носят взрывной или ударный характер во взаимосвязи. Это определяет в целом надежность работы дизеля и его экологические характеристики.
Процесс сгорания топлива в автомобильном дизеле относится к весьма быстродействующим процессам и по существу является ударным. Время сгорания топлива находится в пределах 0,002 -0,02с в зависимости от типа двигателя и скоростного режима его работы. В узких объёмах камеры сгорания могут возникать высокочастотные колебания давления газов, то есть ударные импульсы, действующие на стенки камеры сгорания. Процесс впрыска и сгорания топлива в камере сгорания можно отнести к газодинамическому взрыву, воздействующему на детали КШМ и окружающую среду. КШМ является нелинейной системой с зазорами. Все это вызывает дополнительные динамические нагрузки, вибрации и шум. Проблема обеспечения безопасности и качества дизеля является актуальной и важной, а КШМ можно отнести к особо ответственному механизму дизеля.
Создание новых моделей двигателей осуществляется путем форсирования двигателей по среднему эффективному давлению за счет применения газотурбинного наддува и дефорсирования по частоте вращения коленчатого вала. Мощность двигателей КамАЗ, соответствующих норме ЕВРО-2, возросла с 155(210) до 265 (360) квт (л.с).
Математическая модель динамики кривошипно-шатунного механизма с учетом неравномерности угловой скорости вращения и угловых колебаний коленчатого вала
Обычно при рассмотрении кинематики и динамики КШМ считают, что угловая скорость вращения коленчатого вала постоянна за цикл работы двигателя. В действительности коленчатый вал вращается даже при установившемся режиме с переменной угловой скоростью. Прямой расчет кинематики и динамики КШМ при переменной угловой скорости вращения коленчатого вала невозможен - неизвестна угловая скорость от неравномерности крутящего момента и от угловых колебаний коленчатого вала.
Предлагается расчет выполнять в следующей последовательности.
Проводим кинематический и динамический расчеты при постоянной угловой скорости вращения вала. Результатом расчета является переменный крутящий момент двигателя. Далее в первом приближении определяем переменную угловую скорость вращения коленчатого вала. Повторяем кинематический и динамический расчеты, но уже при переменной скорости вращения вала. Получаем уточненный крутящий момент двигателя в первом приближении. Повторяем расчет по определению угловой скорости и крутящего момента во втором приближении. И так далее, пока не будет получена достаточная сходимость по мгновенной угловой скорости вращения коленчатого вала.
Крутящий момент от одного цилиндра J sin((p + Р) cos/? Суммарный крутящий момент для многоцилиндрового двигателя где г - радиус кривошипа; / - длина шатуна; X = г/1; ф - угол поворота кривошипа; Р - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра; Ps - суммарная сила; /ц - число цилиндров; юс = const - угловая скорость вращения коленчатого вала.
По формуле (2.8) определим суммарный крутящий момент, который является переменным по времени. Он получен при условии сос = const. Зная крутящий момент, определим в первом приближении неравномерность вращения коленчатого вала, то есть угловую скорость и ускорение вала, в функции времени или угла поворота кривошипа. При неравномерном вращении коленчатого вала, условие равновесия, приложенных к нему моментов, будет Mz{t) = Me+Im , (2.9) at где Мс - суммарный момент сопротивления, учитывающий механические потери в двигателе и сопротивления движению транспортного средства; 1т - момент инерции всех вращающихся масс двигателя и условной вращающейся массы тш относительно оси коленчатого вала; со - переменная угловая скорость вращения коленчатого вала. Для установившегося режима работы двигателя Мс = Дср. Условная вращающаяся масса для многоцилиндрового двигателя „„4(l + j)4- (2-Ю) Массу mm считают сосредоточенной в центре шатунной шейки. Значение мгновенной угловой скорости со из уравнения (2.9) do) = —(Mz(t)-Mc)dt. (2.11)
Проинтегрируем последнее выражение в интервале времени At = (t} - to). Интервал времени At = Аф /6п, где п - частота вращения коленчатого вала, мин"1; Аф = (фі-фо) - интервал угла поворота коленчатого вала, на котором производится интегрирование, градус.
Величины Mfy? и cfs/dq? не зависят от закона изменения угла ф по времени, а являются функциями, только величины угла ф, типа кривошипно-шатунного механизма. Для случая вращения коленчатого вала с постоянной угловой скоростью выражения (2.14) и (2.15) будут иметь вид Лр2 ds . 2 d s V„=4 ИЛ=« С (2.16) где о)с - средняя скорость вращения коленчатого вала.
Определяя из (2.16) величины ds/d(p и cfs/dq? и подставляя их значения в равенства (2.14) и (2.15), получим выражения для скорости и ускорения поршня при переменной угловой скорости вала
Исследование теплового и напряженно-деформированного состояния поршней форсированных дизелей размерности S/D=12/12 при поднятии комплекта компрессионных колец и принудительном охлаждении поршня маслом
От величины объема между головкой поршня и цилиндром зависит топливная экономичность и экологические характеристики двигателя. Данный объем определяется зазором между головкой поршня и цилиндром и расстоянием от днища поршня до первого компрессионного кольца. Величина зазора во многих работах рассматривается также с точки зрения расхода масла и полирования зеркала цилиндра. Величина зазора определяет давление на первое и второе кольцо, а, следовательно, потери на трение и тепловое состояние поршня.
Расход топлива можно уменьшить, сведя до минимума зазор между головкой поршня и цилиндром, и максимально подняв комплект поршневых колец.
Поднятие колец увеличивает силу трения поршневых колец о торцы кольцевых канавок и тем самым изменяет параметры перекладки поршня. Можно ожидать снижение скорости перекладки поршня, хотя при этом угол разворота поршня увеличивается.
Поднятие колец создает более интенсивный тепловой поток от поршня к охлаждающей жидкости, что должно приводить к снижению температуры поршня. Такой эффект снижения температуры желателен, но повышается температура в зоне первого компрессионного кольца. Для обеспечения надежной работы ЦПГ необходимо принимать дополнительные меры, как, например, принудительное охлаждение поршня маслом.
Исследованию подверглись три варианта расположения поршневых колец: вариант 1- стандартное расположение. Расстояние от днища поршня до нижней кромки второго кольца равнялось 37 мм; вариант 2 и 3 комплект колец поднимался на 8 и 12 мм соответственно.
Расположение канавки под маслосъемное кольцо не изменялось (рис. 3.15). Профиль первого и второго компрессионного колец полутрапеция.
Оценка эффективности поднятия колец проводилась расчетным и экспериментальным методами. Расчетом определялось тепловое и НДС поршня. Экспериментально исследовалось тепловое состояние поршня и давление в заколечных объемах.
Рассматривается стационарное термонапряженное состояние поршня двигателя КамАЗ-7405 в осесимметричной постановке на номинальном режиме работы двигателя (п = 2200 мин"1, ре = 9,22 бар).
Для расчета теплового и НДС использовался пакет алгоритмических программ МГТУ им. Баумана, разработанный под руководством профессора Н.А. Иващенко по заданию НТЦ КАМАЗ.
Сгенерированная конечно-элементная модель включает в себя 564 элемента и 338 узлов.
Расчеты выполнены с учетом зависимости модуля упругости и коэффициента теплового расширения материалов от температуры.
Граничные условия подбирались на основе данных термометрирования поршня. Проверка осуществлялась сравнением рассчитанных температур в контрольных точках с экспериментально полученными температурами. Результаты сравнения приведены в табл. 23.
Температура в зоне первого компрессионного кольца находится на уровне 195-5-220С. Максимальный перепад температур по толщине днища составляет 22С.
При поднятии колец на 8 мм максимальная температура на кромке камеры сгорания снижается на 14С. По высоте поршня температура перераспределяется. В зоне головки поршня температура снижается на 5-К20С, по юбке несколько увеличивается на 5-И0С.
Дальнейшее максимально возможное поднятие колец на 12 мм не приводит к снижению температуры днища поршня. По юбке температура сравнима с вариантом 2. Не смотря на, улучшение в целом теплового состояния поршня, условия работы первого компрессионного кольца явно ухудшились. Температура повысилась на 17-;-20оС и стала равняться 212+239С. Данный уровень температур без принятия дополнительных мер вызывает проблемы обеспечения надежной работы ЦПГ.
При поднятии компрессионных колец с повышением температуры в зоне колец, возрастает также тепловой поток, идущий через компрессионные кольца с 21,5 до 26,3%. Происходит небольшое, порядка нескольких процентов, перераспределение отводимых тепловых потоков. Количество тепла, отводимого через юбку, снижается с 28,0 до 24,8% соответственно через внутреннюю поверхность с 11,0 до 8,3%, через огневую перемычку с 22,8 до 14,4%.
Исследования проводились на двигателе КамАЗ-7405. Размерность двигателя D/S = 12/12. Поршни препарировались хромель-алюмелевыми термопарами. Схема препарирования представлена на рис. 3.18, там же представлены замеренные температуры на номинальном режиме.
Поршни последовательно устанавливались в цилиндр № 2. В остальных цилиндрах использовались стандартные поршни (вариант № 1). Фиксировалась и поддерживалась температура охлаждающей жидкости в районе второго цилиндра в диапазоне 80±ГС, а также температура масла в картере двигателя 90С. На каждом варианте проводилось 10 замеров в течение 8 минут после установления режима.
Во время испытаний номинальная мощность двигателя была достигнута при часовом расходе топлива 41,3 кг/час. Удельный расход топлива при этом составил ge = 231 гр/(квт-ч). Экспериментальными исследованиями установлено, что при поднятии колец удельный расход топлива снижается до 218 гр/(квт-ч), что соответ і ствует GT = 39 кг/час.
Повышение качества шатуна конструкторско-технологическими методами
Оценка прочности шатунов производилась по усилию, соответствующему пределу выносливости на растяжение. Нагружение осуществлялось по отнулевому знакоположительному циклу. Испытания продолжались до разрушения детали или наработки NQ=\07 циклов нагружения.
Испытания проводились на специальном приспособлении высокочастотной резонансной машины 1478-HFP фирмы «Амслер». Усилие передавалось: - на поршневую головку через поршневой палец; - на кривошипную головку через цилиндрическую втулку.
Результаты испытаний представлены на рис. 4.8. Экспериментально установлено, что усилие, соответствующее пределу выносливости стандартных шатунов составляет Fmax = 60 кН и определяется прочностью шатунных болтов Ml 2. Усталостные разрушения шатунных болтов происходили по утолщенной части от фрет-тинг-коррозии. Сам процесс фреттинг-коррозии зависит от многих факторов и является нестабильным. Разброс точек на кривой усталости связан с нестабильностью процесса фреттинг-коррозии. Расчетами было показано, что шатунный болт изгибается вместе с КГШ. При таких деформациях центрирующий поясок болта контактирует с расточкой в теле шатуна, что и вызывает фреттинг-коррозию. Кроме этого фреттинг-коррозия усиливается ввиду несимметричности конструкции шатунного болта относительно плоскости разъема КГШ. При приложении переменной растягивающей нагрузки происходит не совместное деформирование контактируе-мых поверхностей болтов и КГШ, а относительное перемещение. Последнее способствует усилению протекания процесса фреттинг-коррозии и разрушению болта. Для проверки данного положения были изготовлены симметричные болты М12 и проведены испытания. Результаты испытаний представлены кривой 2 на рис. 4.8. Конструкции болтов показаны на рис. 4.9.
Усилие, соответствующее пределу выносливости шатунов, выросло до тах - 85 кН, или на 42%. Разрушение шатунов также происходило по центрирующему пояску болта от фреттинг-коррозии (рис. 4.10). Но ввиду того, что болты имеют равномерную податливость относительно плоскости разъема КГШ, предел выносливости вырос.
Увеличение диаметра шатунного болта до М13 также повышает усилие, соответствующее пределу выносливости до Fmax = 90 кН (кривая 3 рис. 4.8). Хотя в данном случае жесткость кривошипной головки несколько снижается по сравнению с болтом Ml2. На рис. 4Л2 представлены результаты измерений деформаций КГШ вдоль и поперек оси шатуна. Измерения проводились при статическом растяжении, с зазором в КГШ 0,09 мм. Представлены осредненные данные по 4-м шатунам каждого варианта. Увеличение диаметра болта с Ml2 до М13 снижает жесткость КГШ на 25-31%.
Здесь представлен анализ экспериментальных исследований НДС болтового соединения и прочности шатуна в зависимости от технологических факторов, к которым относятся: усилие затяжки шатунных болтов; биение посадочного конуса под головку болта относительно посадочного отверстия; диаметр посадочного отверстия под шатунный болт.
Исследование НДС болтового соединения. Качество болтового соединения оценивалось по напряжениям изгиба и растяжения в шатунном болте. Определение напряжений изгиба и растяжения в шатунных болтах проводилось методом электротензометрии. Схема наклейки тензодатчиков показана на рис. 4.13.
Оценка влияния биения посадочного конуса на изгиб болта проводилась согласно схеме рис. 4.14. Данная методика позволяет исключить влияние иных факторов. При испытаниях использовались шатуны с различными биениями посадочного конуса. Крышки шатунов были сняты. Болт запрессовывался до полной посад Под действием запрессовывающего усилия головка болта изгибает болт в соответствии со схемой рис. 4.14. Изгиб продолжается до полной посадки головки в конус. При дальнейшем увеличении нагрузки напряжения изгиба остаются постоянными, что и следует из рис. 4.15. Болт изгибается в направлении биения конуса. Величина изгиба болта зависит от биения посадочного конуса д. Результаты измерений показаны на рис. 4.16. Наибольшие напряжения изгиба возникают в зоне перехода тонкой части болта в верхний центрирующий поясок. Центрирующий поясок в данном случае будет заделкой болта при изгибе его головки. Величина напряжений в зоне /2 определяется как 7И2 = {кИгУо» 2 7И. Зависимость напряжения аиг от биения посадочного конуса является линейной, и можно описать уравнением у-.-. ои2 550- д [МПа], где д в [мм].
Усилие растяжения, возникающее в болтах от силы растяжения, приложенной к шатуну, зависит также и от величины зазора между вкладышем подшипника и шейкой вала. Хотя при данных испытаниях нет гидродинамического клина в подшипнике, но от зазора зависит угол охвата между валом и нижним вкладышем шатуна. При этом угол охвата уменьшается, происходит перераспределение удельного давления и возрастает усилие растяжения болта. Так, при растяжении шатуна усилием 40 кН при зазоре 0,09 мм сила растяжения болта равна 3,34 кН. При зазоре 0,19 мм сила растяжения болта возрастает на 10-И 5% и достигает 3,7 кН. Экспериментально установлено, что при осевом растяжении шатуна болт из гибается в плоскости шатуна. Это согласуется с результатами расчета КГШ МКЭ. Изгиб определяется усилием растяжения и зависит от зазора шейка вала и вкладыш шатуна. При растяжении шатуна усилием 40 кН и зазоре А = 0,09 мм напряжение изгиба равно о-и5.б - 39 МПа. Увеличение зазора до А = 0,19 мм увеличивает напря жение изгиба на 40+60%. Жесткость КГШ незначительно влияет на изгиб болта (рис. 4.17).
Испытания шатуна на усталость. Основным технологическим фактором, влияющим на сопротивление выносливости шатуна, является биение посадочного конуса под головку болта относительно посадочного отверстия. Экспериментально установлено, что увеличение биения цековки с 5 = 0,14-Ю,3 до 0,4+0,7 мм снижает усилие, соответствующее пределу выносливости на растяжение шатуна на 13%. Наиболее опасным направлением биения является плоскость качания оси шатуна. Недозатяжка шатунного болта F3 45 кН снижает долговечность болтового соединения в 5-Н 0 раз по отношению F3 = 60 кН.
При биении посадочного конуса около 1мм и более разрушения происходят по центрирующим пояскам шатунных болтов от фреттинг-коррозии.
Увеличение диаметра отверстия под болты (переход от натяга к зазору) приводит к разрушению болтового соединения по головке болта. Зоной разрушения является радиус перехода головки болта в стержень. Данное разрушение аналогично разрушениям болтов в эксплуатации.
Причина разрушения болтов в эксплуатации по головке заключается в сочетании трех факторов: недозатяжка болтов; биение посадочного конуса под головку болта относительно посадочного отверстия более 1мм; прослабление диаметра центрирующего отверстия под болты.
В процессе испытаний на усталость определено, что при переменной нагрузке и вибрациях с усилием затяжки болтов F3 = 60- 75 кН ослабления затяжки и остаточной деформации под головкой болта не происходит.
