[ «РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ПРОФИЛИРОВАНИЯ ОБРАЗУЮЩЕЙ ПОРШНЯ ДЛЯ ПОВЫШЕНИЯ РЕСУРСА ТРИБОСОПРЯЖЕНИЯ ПОРШЕНЬ – ЦИЛИНДР ДВС ...»
Технические характеристики SRV-трибометра Основными внешними характеристиками, влияющими на скорость изнашивания сопряжения, являются контактное давление скорость перемещения V. Значения pcont и V на трибометре соотносились с предварительно рассчитанными значениями боковой силы F и скоростью движения поршня в сопряжении в зависимости от угла поворота коленчатого вала дизеля (рис. 3.1), что позволило определить задаваемый диапазон значений нормальной нагрузки от 50 до 100 Н, частоту возвратно-поступательных перемещений образца поршня от 17 до 50Гц и амплитуду равную 3 мм.
Рис. 3.1. Зависимость боковой силы и линейной скорости поршня Оценка глубины и объема слоя металла, изношенного в ходе контактного взаимодействия, осуществлялась с использованием DST-метода [91], сущность и краткое описание которого заключается в следующем (рис. 3.2).
исследуемых образцов материалов тел трения наносилось несколько (обычно четыре) контрольных меток (рис. 3.2 а). Далее, с использованием электронного микроскопа и специального программного обеспечения, поверхности трения исследуемых образцов профилометрировались и получали в результате трехмерную (3D) профилограмму поверхностей до проведения испытаний.
По завершении тестовых испытаний, процедуру профилометрирования рабочих поверхностей образцов повторяли и полученную профилограмму поверхности после испытаний, сопоставляли с имеющейся профилограммой поверхности до испытаний, используя для точного совмещения профилограмм, заранее подготовленные метки (см. рис. 3.2 б, 3.2 в). Основной целью нанесения меток на исследуемую поверхность является последующее точное совмещение точек дискретизации поверхности (для микровыступов и впадин), с последующей оценкой разности высот и глубины изношенного слоя металла.
В результате совмещения профилограмм (рис. 3.2 г), полученных до и после проведения трибометрических испытаний образцов, определяется глубина и объем металла, изношенного в ходе контактного взаимодействия, что при известных «входящих» параметрах сопряжения (условий нагружения, пути трения, продолжительности контактного взаимодействия и т.п.), позволяет оценить параметры трения и изнашивания в сопряжении.
Для проведения профилометрирования тестовых образцов и последующей обработки полученных изображений микронеровностей шероховатости до и после проведения исследований использовали электронный микроскоп с характеристики микроскопа представлены в табл. 3.2.
а) профилограмма поверхности до испытаний; б) совмещение профилограмм после испытания при несовпадающих контрольных метках; в) совмещение профилограмм после испытания при совпадающих контрольных метках; г) диаграмма Технические характеристики электронного микроскопа фирмы Leica Для приближения условий испытания исследуемых материалов к эксплуатационным, эксперименты проводились в условиях циркуляции смазочного масла c температурой 100 0С. Притирка исследуемой пары образцов не проводилась, поскольку для хонингованной поверхности образца гильзы в процессе притирания контактирующих поверхностей произойдет как истирание, так и затирание частицами износа тонкого слоя поверхности, что недопустимо в проводимом исследовании.
На рис. 3.2 приведены профилограммы поверхностей образцов гильзы цилиндра и юбки поршня до эксперимента. Это позволило определить значение hкр для расчета ГМХ сопряжения «поршень – цилиндр», которое составило 15 мкм.
Рис. 3.3. Профилограммы поверхности исследуемых образцов Уровень изнашивания образца гильзы цилиндра (специальный чугун) рассматривался, как неизмеримый или несопоставимо меньший, чем уровень изнашивания алюминиевого образца, что являлось одним из допущений при проведении эксперимента.
На основании экспериментальных данных линейная интегральная интенсивность изнашивания образца материала поршня рассчитывалась по формуле:
где h – глубина изношенного слоя; L – путь трения.
В приложении 3 на рис. П.3.1–П.3.12 и в табл. П.3.1–П.3.12 приведены результаты экспериментов для каждого сочетания параметров Ра и V в одной из повторностей. Анализ полученных результатов эксперимента позволил выявить зависимости изменения глубины изношенного слоя (h) и интенсивности изнашивания (Ih) образца из алюминиевого сплава в функции номинального давления (Ра) и скорости скольжения(V) в сопряжении (рис. 3.4 а, 3.4 б).
Зависимость глубины изношенного слоя металла от номинального давления в сопряжении близка к линейной, что совместно с нелинейным характером изменения интегральной интенсивности изнашивания, имеет удовлетворительное согласование с данными литературных источников, представленными для случая пластического деформирования элементов сопряжения.
Величины коэффициентов аккумуляции энергии трения для всех режимов нагружения исследуемого сопряжения определены с использованием экспериментально полученных значений интенсивности изнашивания образца из алюминиевого сплава (рис. 3.4 в). Анализ полученных значений коэффициента аккумуляции энергии трения в исследуемом сопряжении позволил выявить его постоянство при различных величинах номинального давления в сопряжении, но в пределах постоянной величины скорости скольжения, и некоторое его увеличение при повышении скорости скольжения в сопряжении. Незначительные колебания абсолютных значений коэффициента аккумуляции энергии можно объяснить колебаниями температуры исследуемого образца, спровоцированными периодичностью подачи смазочного материала и, как следствие, непостоянством значений коэффициента трения в сопряжении.
Рис. 3.4. Зависимость глубины изношенного слоя (а), линейной интегральной интенсивности изнашивания (б) и коэффициента аккумуляции энергии трения (в) образца из алюминиевого сплава от номинального давления и скорости скольжения при продолжительности эксперимента – 3600 с Постоянство коэффициента аккумуляции энергии при различных значениях номинального давления, в пределах фиксированной величины скорости скольжения, объясняется пропорциональностью изменения деформационной (аккумулируемой) и тепловой (диссипируемой) составляющих энергии трения при увеличении номинального давления в сопряжении. Увеличение абсолютных значений коэффициента аккумуляции энергии при повышении скорости скольжения (рис. 3.13), позволяют предположить наличие взаимосвязи скорости поверхностном слое контактирующих материалов, поскольку суммарная величина энергии трения, даже при увеличении скорости, остается неизменной.
Энергия микродеформирования, согласно теории Фляйшера, рассматривается, как энергия, которая необратимо аккумулируется в слое до момента его разрушения.
Следовательно, полученные зависимости для коэффициента аккумуляции энергии аккумулирующейся в слое в ходе контактного взаимодействия, со скоростью скольжения в сопряжении. Необходимо отметить, что данный вопрос до сих пор не имеет широкого освещения в литературных источниках и сборников трудов семинаров и конференций, и может являться темой самостоятельного исследования.
3.3 Определение ресурса сопряжения «поршень – цилиндр»
В сопряжении «поршень – цилиндр» имеет место гидродинамическое и, при высоких уровнях нагружения, граничное трение, причем последний вид контактного взаимодействия элементов сопряжения является определяющим при оценке ресурса сопряжения в целом.
Продолжительность периода граничного трения оценивалось временем определяемой по результатам расчетного анализа условий гидродинамической смазки в сопряжении в течение рабочего цикла дизеля. При этом учитывались особенности реального режима работы дизеля при выполнении характерных работ инженерной машиной, на которой он установлен. При оценке ресурса сопряжения учитывалась продолжительность работы дизеля с той или иной нагрузкой.
С учетом того, что в паре трения «поршень (алюминиевый сплав) – цилиндр (легированный чугун)» происходит значительно более интенсивное изнашивание поверхности поршня, в дальнейшем при оценке триботехнических параметров сопряжения задавались характеристики алюминиевого сплава.
В соответствии с представлениями теории упругости и пластичности вид контактного взаимодействия устанавливался по рекомендациям работы [13] на основании анализа неравенства:
где Pc – контурное давление контакта, Па; HB – твердость материала по Бринеллю (120HB) ; – комплексный показатель шероховатости ( 7 10 3 ); – коэффициент Пуассона ( 0,33 ); Е – модуль упругости ( E 1,1 10 5 МПа ).
Контурное давление в области контакта Pc для обработанных поверхностей определялось из выражения [13]:
где Pа – номинальное контактное давление, Па; а – высота волны шероховатости, мкм; L – шаг волны шероховатости, мкм.
Номинальное контактное давление в сопряжении определялось на основании номинальной площади контакта Aа направляющей поршня, а также величины боковой силы F в сопряжении. Отношение высоты волны шероховатости к ее шагу определялось по профилограмме поверхности поршня.
С учетом (3.26) рассматриваемый вид контактирования для исследуемых объектов классифицировался как пластический.
Для случая пластического деформирования величина фактического давления на пятнах контакта Pr принималась равной твердости материала по Бринеллю (Pr = HB).
Соотношения между номинальной, фактической и контурной площадями контакта при известной нормальной нагрузке определялись из выражения:
где Ac и Ar – соответственно контурная и фактическая площади контакта.
Результаты анализа параметров нагружения и основных геометрических и триботехнических характеристик сопряжения «поршень – цилиндр» для дизеля типа ЧН 13/15 представлены в табл. 3.3.
Время изнашивания контактного слоя определенной толщины оценивалось на основании экспериментально полученной зависимости интенсивности изнашивания:
где hizn – толщина изношенного слоя, м.
Основные триботехнические парметры сопряжения «поршень – цилиндр»
Боковая сила в сопряжении (нормальная нагрузка), Н Номинальное контактное давление в сопряжении, МПа 0, Поскольку сумма максимальных высот микронеровностей (Rmax) сопрягаемых поверхностей составила 15 мкм, а величина infhmin= 8,6 мкм (см. табл. 2.4), значение hizn, определяемое как разность Rmax и infhmin, оказалось равным 6,4 мкм.
Величина наибольших минимумов профиля хонингованной поверхности гильзы цилиндра, на основании профилометрирования, составила 7 мкм. Сравнивая это значение с величиной hizn, а также, учитывая зафиксированный в ходе проведения эксперимента факт переноса материала изнашиваемой поверхности поршня на поверхность гильзы, следует предположить процесс нивелирования ее хонингованной поверхности. Это значительно снижает ее маслоемкость и является одной из причин повышенного износа или задира в сопряжении.
Кроме того, при оценке среднего моторесурса (средневзвешенного расчетного значения) сопряжения учитывалось распределение нагрузки дизеля в реальных условиях работы инженерной машины. Согласно исследованиям [65] дизель бульдозера работает примерно 10% на холостом ходу, по 28% составляют режимы малых и средних нагрузок, соответственно, и 34% составляет режим номинальной мощности.
Время изнашивания сопряжения в условиях возникновения граничного режима трения определялось на основании результатов расчета минимальной толщины смазочного слоя и продолжительности контактного взаимодействия поверхностей сопряжения, характеризуемой параметром hдоп, на различных режимах. На режимах холостого хода и 10%-го нагружения расчетные области контактного взаимодействия отсутствовали, поэтому время износа сопряжения для этих режимов принималось эквивалентным ресурсу дизеля и составляло 20000 ч.
Результаты расчета основных параметров контактирования юбки поршня и гильзы цилиндра при различных режимах нагружения дизеля представлены в табл. 3.4.
Необходимо отметить, что время контактного взаимодействия поверхностей трения достаточно продолжительно, особенно при максимальной нагрузке, и составляет 90 град. по углу поворота коленчатого вала за цикл нагружения. Такой результат свидетельствует о необходимости проведения расчетных исследований по оптимизации профиля поршня.
Параметры нагруженности и изнашивания направляющей части поршня Интенсивность изнашивания, м/м Время работы до предельного износа, ч 417,3 462,0 376,5 277, 3.4 Выводы по третьей главе Анализ параметров контактного взаимодействия пары «алюминиевый сплав – специальный чугун», используемой в сопряжениях «поршень – гильза» поршневых и комбинированных ДВС, позволяет сделать следующие выводы:
1. Согласно исследуемой зависимости (3.23), линейная интегральная интенсивность изнашивания, представленная в функции коэффициента трения, номинального давления контакта и скорости скольжения в сопряжении, изменяется с прямой пропорциональностью. В этой связи представляется целесообразным выбор материалов контактирующих элементов сопряжения, обеспечивающих минимальный коэффициент трения, а номинальное давление в сопряжении необходимо снижать с целью уменьшения действующих тепловых и механических нагрузок.
2. Время работы сопряжения до величины предельного износа имеет обратно пропорциональную квадратичную зависимость от коэффициента аккумуляции энергии в контактном слое сопряжения, представляющего собой соотношение энергий микродеформирования и трения при контактном взаимодействии. С уменьшением коэффициента аккумуляции энергии ресурс сопряжения в целом увеличивается. Снижение коэффициента аккумуляции энергии возможно уменьшением тепловой нагруженности сопряжения, увеличением диссипируемой части энергии трения в виде тепловой энергии и (или) снижением аккумулируемой части энергии трения с ухудшением условий возникновения дислокационного механизма и устранением предпосылок к усталостному изнашиванию. Уровень аккумулируемой (запасенной в контактном слое) энергии определяется, главным образом величиной действующих нагрузок и механическими свойствами используемых материалов элементов сопряжения.
3. Эксплуатационный ресурс сопряжения прямо пропорционален разности напряжений сжатия в контактном слое и их предельных значений для материалов элементов сопряжения. Снижение разности напряжений возможно двумя способами: уменьшением действительных напряжений, что требует снижения действующих нагрузок в сопряжении, и (или) повышением предельного напряжения, предусматривающим использование материалов с повышенными значениями пределов прочности. В этой связи, механические свойства материалов элементов сопряжения имеют существенное значение. Увеличение твердости и предела прочности при сжатии материалов элементов сопряжения способствует смещению типа контактирования от области пластического взаимодействия в сторону упруго-пластического характера, и увеличению времени работы сопряжения до предельных величин износа.
4. В результате проведения экспериментальных исследований выявлено изменение коэффициента трения (f) в диапазоне 0,12…0,17 при работе исследуемого сопряжения в диапазоне номинальных давлений контакта 1,5…7,5 МПа и скоростей скольжения 0,1…0,3 м/с. Указанные величины коэффициента трения имеют хорошее согласование с данными литературных источников, соответствуют значениям «граничного» режима контактного взаимодействия и имеют место в сопряжениях «юбка поршня – гильза цилиндра» поршневых и комбинированных ДВС при положении поршня вблизи ВМТ и НМТ.
5. Значения линейной интегральной интенсивности изнашивания зафиксированы в пределах 210-9…210-8 м/м, причем большие значения соответствуют более высоким номинальным давлениям и скоростям скольжения в сопряжении.
Этот результат имеет удовлетворительное согласование с результатами, представленными в литературных источниках, для сопряжения «алюминиевый сплав – специальный чугун» при исследуемых режимах нагружения трибосистемы.
6. Коэффициент аккумуляции энергии трения (R), выявлен, как постоянная величина при различных номинальных давлениях в исследуемом сопряжении и фиксированном значении скорости скольжения, и составил 3,2510-5…3,2710- для скорости скольжения 0,1 м/с, 3,6510-5…3,8510-5 для скорости скольжения 0,2 м/с и 4,5510-5…4,6510-5 для скорости скольжения 0,3 м/с. Указанные значения коэффициента аккумуляции энергии могут быть использованы при проектировании и оценке ресурса сопряжения «юбка поршня – гильза цилиндра».
7. Энергия микродеформирования поверхностного слоя сопряжения рассматривается, как энергия, которая необратимо аккумулируется в нем до момента его разрушения, следовательно, зависимости для коэффициента аккумуляции энергии трения, полученные опытным путем, формируют исходные данные к поиску взаимосвязи энергии, аккумулирующейся в контактном слое, со скоростью скольжения в сопряжении.
8. С увеличением нагрузки дизеля при постоянной частоте вращения коленчатого вала наблюдается увеличение боковой силы в сопряжении в 1,4 раза и возрастание доли времени контактного взаимодействия элементов сопряжения. Как следствие наблюдается повышение интенсивности изнашивания элементов сопряжения в 1,7 раза и снижение моторесурса сопряжения. Учет распределения нагрузки дизеля в условиях работы тракторного агрегата позволяет прогнозировать средний моторесурс сопряжения, который по данным расчетной оценки составляет 21622 моточасов.
ГЛАВА 4 ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ СОПРЯЖЕНИЯ
4.1 Методика оптимизации Решение задачи оптимизации обеспечивает получение расчетных значений гидромеханических характеристик (ГМХ), принадлежащих некоторой допустимой области D, за счет подбора конструктивных и режимных параметров сопряжения «поршень – цилиндр». Критерием оптимальности V q в данном случае является совокупность значений ГМХ, определяющая «превосходство» одного варианта конструкции поршня над другими. Целевое свойство сопряжения численно характеризуется экстремальным значением критерия оптимальности.Обычно необходимо достижение минимального критерия оптимальности, а значит задачу оптимизации можно кратко описать выражением MIN V q, q D, что значит: отыскать вектор q q1, q2,...q n расчетных значений параметров, обеспечивающий минимизацию критерия оптимальности V V q1, q 2,..., q n при решении системы неравенств Выражение (4.1) представляет собой накладываемые ограничения, а (4.2) определяет возможную область изменений расчетных значений, характеризуемую конструктивными соображениями, технологией изготовления сопряжения и условиями его эксплуатации.
Оптимизация геометрии направляющей поршня требует определения таких параметров, которые обеспечат минимизацию всех введенных критериев одновременно Ф q, 1,2,..., k, т.е. получения наилучших значений сразу нескольких ГМХ. Оптимизация по каждому из этих критериев приводит к разным значениям расчетных параметров q, поскольку критерии являются противоречивыми. В этом случае решается задача многокритериальной оптимизации: рассматривают векторный критерий Фq Ф1 q,Ф2 q,...,Фk q, позволяющий совместно учесть всю совокупности частных критериев. Результат решения задачи нельзя считать оптимальным ни по одному из критериев. Однако для вектора Фq найденное решение является компромиссным.
Одним из наиболее простых путей решения многокритериальной задачи оптимизации можно назвать организацию поиска оптимального решения на множестве Парето [10]. Хотя точки Парето строго несравнимы между собой, очевидно, что такие точки объективно лучше остальных. Дальнейший выбор из множества Парето-оптимальных решений не возможно осуществить на основе какого-либо математического закона, на этом этапе выбор осуществляется с учетом мнения эксперта.
В работах [55, 71] методом ЛП-поиска для шатунного подшипника двигателя КамАЗ-740.11-220 и сопряжения «поршень – цилиндр» ДВС решаются многокритериальные задачи оптимизации конструктивных параметров. Особенностью этого метода является систематический просмотр многомерных областей пробных точек в пространстве варьируемых параметров на равномерно распределенной последовательности. Для этих целей используются ЛП – последовательности, которые обладают наилучшими характеристиками равномерности среди всех известных равномерно распределенных последовательностей.
Метод оптимизации на основе ЛП– последовательностей в сочетании с организацией поиска оптимального решения на выделенном множестве Парето обладает следующей отличительной особенностью. Целевая функция, описывающая зависимость между критериями качества на основе экспертных оценок, отсутствует в общепринятом смысле. Вместо этого в результате решения формируется совокупность критериев (в нашем случае ГМХ), которую можно считать оптимальной. Этот подход применен и в данной работе.
Критериями качества системы «поршень – смазочный слой – цилиндр»
Ф1 q, Ф2 q,..., Фk q выбраны не экстремальные, а средние за цикл ГМХ:
hmin, p max, N *, Q *, образующие вектор качества Фq. Этот перечень был движения, на которых hmin меньше критических значений hkp. Выбор вместо inf hmin и sup pmax средних значений hmin и pmax обоснован тем, что у форсированных ДВС расчетные значения hmin могут быть значительно меньше суммы значений неровностей поверхностей поршня и гильзы. Гидродинамические давления значительно возрастают при таких минимальных толщинах смазочного слоя. Таким образом, в процессе решения задач оптимизации допускалось появление значений inf hmin < hкр, а к средней за цикл нагружения максимизации.
С учетом выше сказанного задача оптимизации заключается в отыскании точки q такой, что где D – множество допустимых точек, определяющих оптимальное значение вектора качества.
В основе алгоритма лежит численное исследование (зондирование) пространства параметров. Исследование проводится в три этапа. На первом этапе составляется таблица испытаний, отражающая зависимость результатов расчета критериев качества от варьируемых параметров. При этом используются алгоритмы расчета, разработанные в предыдущих разделах. Варьируемыми параметрами являлись: высота юбки поршня B, радиальный зазор h0, отклонения h1i и h2i профиля от правильной цилиндрической формы на верхнем нижнем краях юбки и координата Z ci точки Ci вершины профиля, с нагруженной (i=1) и ненагруженной (i=2) стороны поршня, а также вязкостно-температурная зависимость T *.
На втором этапе назначаются ограничения на критерии качества. Второй этап предполагает вмешательство экспертов. Просматривая таблицу испытаний, они назначают ограничения для каждого критерия. На третьем этапе автоматически проверяется непустота множества допустимых значений ( h0, h1i, h2i, Z ci, B, 40, 100 ). Если множество пусто, осуществляется возврат ко второму этапу и экспертами делаются уступки при назначении ограничений или увеличивается число пробных точек. После этого оптимизация начинается с начала. Если множество ( h0, h1i, h2i, Z ci, B, 40, 100 ) оказывается не пустым, из него экспертами исключаются неэффективные точки. Множество всех эффективных точек является множеством паретовских точек П. Границы, в пределах которых варьировались параметры h0, h1i, h2i, Z ci, B устанавливались при решении конкретных задач экспертами. Таким образом, пространство изменяющихся параметров для оптимизации представлялось в виде точек q с координатами ( h0, h1i, h2i, Z ci, B, 4.2 Результаты расчёта Объект оптимизации – система «поршень – смазочный слой – цилиндр» дизельного двигателя типа ЧН 13/15. Оптимизация проводилась для режима максимальной мощности Nmax. Описание геометрии профиля юбки поршня проводится способом, описанным в гл. 2. Форма профиля поршня и положение относительно цилиндра определяют характерную толщину смазочного слоя. Высота юбки B по опыту предыдущих расчетов для данного двигателя не изменялась, диапазон изменения вязкости масла при характерных температурах Т1 =40 °C и Т2 = 100 °С выбран после анализа характеристик масел для дизелей: 40 =0,0425–0,0680 Пас, 100 0,0085 0,0136 Пас. На параметры накладывались следующие ограничения, связанные со способом задания профиля:
На первом этапе оптимизации геометрических параметров поршня, отыскивалась точка ЛП - последовательности и определялись параметры h0, h1i, h2i, Z ci, B, 40, 100. Если точка удовлетворяла ограничениям (4.4), по выражению (2.11) определялись коэффициенты ki и li и проверялось ограничение (4.5). Если оно выполнялось, то производился расчет динамики поршня на смазочном слое в цилиндре. В большинстве случаев достаточными оказываются 256 расчетов, по результатам которых составлялась таблица испытаний.
На втором этапе уточнялись критериальные ограничения на основе анализа таблицы испытаний:
На третьем этапе производилась проверка условий (4.6). Если эти условия не выполнялись, осуществлялся возврат ко второму этапу и делались уступки при назначении ограничений или увеличивалось число пробных точек. Наконец, если при неоднократном увеличении числа пробных точек условия (4.6) всё же не несовместны.
Если условия (4.6) выполнялись, из рассмотрения исключались неэффективные точки, оставшиеся считались паретовскими. При необходимости для улучшения полученных результатов в окрестности выбранной точки производились дополнительные расчеты.
В качестве базовой рассматривалась серийная конструкция поршня. Для сокращения числа расчетов решение задачи оптимизации разбивалось на два шага. Поиск нового профиля поршня в осевом направлении производился на первом шаге в окрестности точки Y= (ХY1, ХY2,…,ХYn ), где ХY 1, ХY2,…,ХYn – параметры профиля поршня.
Для зондирования пространства параметров системы на первом шаге проведено 256 расчетов траектории поршня. В качестве критериальных ограничений взяты расчетные характеристики серийного поршня: N* = 624,34 Вт, Q* = 41,17 см3/с, hmin = 30,93 мкм, p* = 5,35 МПа, h h критериальным ограничениям удовлетворяет ряд точек, из множества которых была выбрана точка: N* = 432,8 Вт, Q* = 34,7 см3 /с, hmin = 34,0 мкм, p* = 4,7 МПа, h h = 24,4 %, для которой протяженность зоны касания минимальна. Параметры оптимизированного в осевом направлении профиля поршня представлены в табл. 4.1. Величину радиального зазора h0 по результатам оптимизации необходимо уменьшить с 100 мкм до 92 мкм. Результаты решения оптимизационной задачи для вязкостно-температурной характеристики моторного масла показали, что наиболее близок к оптимальному индекс вязкости масла Shell Rimula Ultra XT SAE 5W–40.
Параметры оптимизации профиля Сторона поршня Результаты расчетов ГМХ трибосопряжения «поршень – цилиндр» приведены в табл. 4.2. Так же в табл. 4.2 приведены значения среднего моторесурса, рассчитанного с использованием методики разработанной во второй главе. Траектория движения поршня в безразмерных координатах представлена на рис. 4.1. На рис. 4.2. представлена зависимость inf hmin от угла поворота коленчатого вала.
Результаты расчетов гидромеханических характеристик оптимизированный без подбора масла оптимизированный с подбором масла Рис. 4.1. Траектория движения поршня на режиме Nmax –––– – серийный профиль поршня; – – – – оптимизированный профиль поршня без подбора масла; – оптимизированный профиль Рис. 4.2. Зависимость inf hmin от угла поворота коленчатого вала на режиме Nmax –––– – серийный профиль поршня; – – – – оптимизированный профиль поршня без подбора масла; – оптимизированный профиль Из полученных результатов видно, что оптимизация геометрических параметров серийной конструкции ТС «поршень – цилиндр» дизеля типа ЧН 13/15 способствует улучшению ГМХ на 5–15%. Протяженность зоны касания снижена на 7–19 % (в зависимости от степени нагруженности), что приводит к увеличению расчетного среднего моторесурса сопряжения на 1300 мотовасов. Использованием масла Shell Rimula Ultra XT SAE 5W–40 так же можно дополнительно увеличить минимальную толщину смазочного слоя hmin на 14–21% и снизить гидродинамические давления pmax на 10–18%. При этом протяженность зоны касания не превысит 20% цикла нагружения, что дает увеличение расчетного среднего моторесурса сопряжения еще на моточасов.
Таким образом, описанная методика оптимизации направляющей части поршня позволяет подобрать конструктивные параметры трибосопряжения «поршень – цилиндр», соответствующие наилучшим расчетным значениям ГМХ сопряжения. На рис. 4.3 приведены оптимизированные профили юбки для нагруженной и ненагруженной стороны, а так же полученные на их основе профили в холодном состоянии, которые можно использовать для производства полученной конструкции поршня.
Рис. 4.3. Оптимизированный профиль юбки поршня:
––––– – в горячем состоянии; – – – – в холодном состоянии 4.3 Описание пакета программ На рис. 4.4 представлена структура пакета программ для оптимизации ГМХ сопряжения «поршень – цилиндр». Комплекс включает в себя следующие основные программы и подпрограммы.
Piston-OPTIM – пакет программ многокритериальной оптимизации параметров сопряжения «поршень – цилиндр» методом ЛП – поиска;
LPt – подпрограмма организации многомерного вектора варьируемых параметров на ЛП – последовательности;
Piston-GMH – программный комплекс расчета ГМХ сопряжения;
Piston-RES – программа расчета ресурса сопряжения;
PARET – подпрограмма отбора точек Парето.
Рис. 4.4. Структура пакета программ оптимизации Программный комплекс Piston-GMH представляет собой совокупность пакетов программ, к которым относятся программа реализующая алгоритм сохранения массы, программа «Поршень – ВТХ» [48], программа «Поршень – КОНТАКТ» [49], разработанные при участии автора.
Программа «Поршень – ВТХ» предназначена для расчета гидромеханических характеристик трибосопряжения «поршень – цилиндр» двигателя внутреннего сгорания с учетом вязкостно-температурной характеристики (ВТХ) масел. Это дает возможность использовать в качестве одного из варьируемых в процессе оптимизации конструкции поршня параметров вязкость масла. Программа позволяет проводить исследования и оценивать влияние ВТХ реальных смазочных материалов на гидромеханические характеристики трибосопряжения «поршень – цилиндр».
Программа «Поршень - Контакт» предназначена для расчета динамики трибосопряжения (ТС) «поршень – цилиндр» ДВС и позволяет рассчитать поле гидродинамических давлений в тонком смазочном слое; оценить тепловое состояние смазочного слоя; учесть результаты решения задачи термоупругости для определения реальной формы поверхности трения в рабочем состоянии поршня. Программа позволяет проводить исследования и оценивать работоспособность ТС «поршень – цилиндр», что дает возможность на ранних стадиях создания энергоэффективных двигателей оценить возможные технические решения.
4.4 Разработка технического решения В рамках выполнения обязательств по проектам Российского фонда фундаментальных исследований проводились параметрические исследования сопряжений «поршень – цилиндр» для тяжелонагруженных двигателей различных конструкций. На основе полученных результатов, при участии автора, создано техническое решение, защищенное патентом на полезную модель «Поршень двигателя внутреннего сгорания» [30], которое позволяет повысить надежность и долговечность поршня за счет минимизации искажения заданного профиля несущей поверхности поршня под действием градиента температур.
Полезная модель представляет собой поршень двигателя внутреннего сгорания, содержащий юбку в виде бочкообразной асимметричной (в общем случае) фигуры, с отклонениями профиля образующих нагруженной и ненагруженной несущих поверхностей от правильной цилиндрической формы в плоскости, перпендикулярной оси отверстия для поршневого пальца, определяемыми по выражению (2.10) и головку с канавками под поршневые кольца, отличающийся тем, что головка на уровне верхних канавок под поршневые кольца содержит внутреннюю полость для циркуляции охлаждающей жидкости с поперечным сечением в виде эллипса, большая ось которого совпадает с биссектрисой угла между поверхностями днища поршня и цилиндра.
Заявляемая полезная модель поршня двигателя внутреннего сгорания была апробирована расчетным способом для дизельного двигателя размерности ЧН 13/15.
Поскольку изменение геометрии трибосопряжения «поршень – цилиндр», вызванное неравномерным нагревом цилиндра и поршня, оказывает существенное влияние на все гидромеханические характеристики, решалась квазистатическая задача термоупругости методом конечных элементов. В результате этого были определены температурные деформации серийного и заявляемого поршней.
Анализ результатов свидетельствует об интенсификации охлаждения головки поршня и снижении температурных деформаций направляющей поршня для заявляемой конструкции (рис. 4.5а) по сравнению с серийным образцом (рис. 4.5б).
Такой подход обеспечил минимизацию искажения заданного профиля несущей поверхности поршня под действием градиента температур.
Полученные температурные деформации были учтены при определении отклонений профиля образующих hi*, нагруженной и ненагруженной несущих поверхностей юбки от правильной цилиндрической формы в плоскости, перпендикулярной оси отверстия для поршневого пальца.
Рис. 4.5. Температурные деформации направляющей поршня а) заявляемая конструкция; б) серийная конструкция Параметры выражения, определяющего отклонения hi*, для серийного и заявляемого поршней, приведены в табл. 4.3.
Параметры профиля реализующие полезную модель для двигателя ЧН 13/ Поршень С использованием программы анализа трибосопряжения «поршень – цилиндр» «Поршень–ВТХ» [48] были рассчитаны основные ГМХ сопряжения с серийной и предлагаемой конструкциями поршней: потери на трение N, расход смазки в направлении камеры сгорания Q (косвенно характеризует расход смазки на угар), минимальная толщина смазочного слоя inf hmin. Результаты расчета, приведенные в табл. 4.4, свидетельствуют о снижении расчетного значения потерь на трение и расхода смазки в направлении камеры сгорания, а также об увеличении более чем на 40% расчетного значения минимальной толщины смазочного слоя, что гарантирует работу сопряжения в режиме гидродинамического трения и обеспечивает снижение износа направляющей части поршня. Разработанный в данной работе подход был использован для оценки среднего моторесурса предлагаемой конструкции (без использования алгоритма сохранения массы). Его расчетные значения так же внесены в табл. 4.4.
ГМХ полезной модели для двигателя ЧН 13/ 4.5 Выводы по четвёртой главе 1. Разработано алгоритмическое и программное обеспечение для расчета динамики и гидромеханических характеристик сопряжения «поршень – цилиндр», с учетом степени заполнения зазора смазочным материалом.
2. Для высокофорсированного дизеля типа ЧН 13/15 обоснованы основные геометрические параметры профиля несущей поверхности поршня (высота юбки, радиальный зазор, отклонения от правильной цилиндрической формы на верхнем нижнем краях юбки и координата точки вершины профиля с нагруженной и ненагруженной стороны), обеспечивающие улучшение гидромеханических характеристик на 5–15% и увеличение среднего моторесурса сопряжения «поршень – цилиндр» на 1300 моточасов. Показано, что подбором масла можно дополнительно улучшить гидромеханических характеристики на 14–21% и увеличить средний моторесурс еще на 1300 моточасов.
3. Разработано техническое решение, защищенное патентом на полезную модель «Поршень двигателя внутреннего сгорания», которое позволяет минимизировать искажение заданного профиля несущей поверхности под действием градиента температур и за счет этого повысить надежность и долговечность поршня.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
1. Предложена математическая модель движения поршня на смазочном слое в цилиндре, учитывающая профиль направляющей поверхности поршня и степень заполнения смазочным материалом зазора в сопряжении на основе решения модифицированного уравнения Элрода.2. Разработан расчетно-экспериментальный метод определения линейной интегральной интенсивности изнашивания и коэффициента аккумуляции энергии.
Установлены значения линейной интегральной интенсивности изнашивания и коэффициента аккумуляции энергии в зависимости от нагрузки трибосопряжения «поршень – цилиндр». При изменении номинального давления от 1 до 8 МПа линейная интегральная интенсивность изнашивания изменяется в пределах от 0,2·10-8 до 2·10-8, а коэффициент аккумуляции энергии остается неизменным. При изменении скорости скольжения в интервале от 0,1 м/с до 0,3 м/с линейная интегральная интенсивность изнашивания изменяется на величину от 0,3·10-8 до 0,5·10-8, коэффициент аккумуляции энергии изменяется в пределах от 3,2·10-5 до 4,6·10-5.
3. Выполнена расчетная оценка ресурса трибосопряжения «поршень – цилиндр» на основе полученных экспериментальных данных. Расчетный средний моторесурс сопряжения составил 21600 моточаса.
4. Разработано алгоритмическое и программное обеспечение для расчета динамики и гидромеханических характеристик сопряжения «поршень – цилиндр», с учетом степени заполнения зазора смазочным материалом.
5. Для высокофорсированного дизеля типа ЧН 13/15 научно обоснованы основные геометрические параметры профиля несущей поверхности поршня (высота юбки, радиальный зазор, отклонения от правильной цилиндрической формы на верхнем нижнем краях юбки и координата точки вершины профиля с нагруженной и ненагруженной стороны), обеспечивающие улучшение гидромеханических характеристик на 5–15% и увеличение среднего ресурса сопряжения «поршень – цилиндр» на 6%.
6. Разработано техническое решение, защищенное патентом на полезную модель «Поршень двигателя внутреннего сгорания», которое позволяет минимизировать искажение заданного профиля несущей поверхности под действием градиента температур и за счет этого повысить надежность и долговечность поршня.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Берковский, Б.М. Разностные методы решения задач теплообмена / Б.М.Берковский, Е.Ф. Ноготов. – Минск: Наука и техника, 1976. – 144 с.
2. Бойков, Д. В. Влияние профиля боковой поверхности поршня на условия работы и старение моторного масла / Д.В. Бойков, В.Н. Красников, П.А. Лощаков // Химия и технология топлив и масел. – 1992. – № 7. – С. 21–24.
3. Бреве. Теоретическое моделирование паровой кавитации в радиальных подшипниках при динамической нагрузке / Бреве // ТАОИМ. – М.: Мир / Серия Ф. Проблемы трения и смазки. – 1984. – №3. – С.118–129.
4. Гаврилов, К.В. К расчету баланса расхода смазки в шатунном подшипнике коленчатого вала / К.В. Гаврилов // Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения. Сб. тр. – Челябинск: Изд. ЮУрГУ. – 2003. – С. 22–25.
5. Гинсбург, Б.Я. Профилирование юбок поршней / Б.Я. Гинсбург.– М.:
Машиностроение, 1973. – 89 c.
6. Двигатели внутреннего сгорания. Т.2: Конструкция и расчет / А.С. Орлин, Д.Н. Вырубов, М.Г. Круглов и др.; под ред. проф. А.С. Орлина. – М.: Машгиз, 1955. – 531 с.
7. Двигатель внутреннего сгорания с охлаждаемым поршнем: Пат. США, МПК F 01 P 1/04. / Cummins Inc., Weibo Weng, Gordon L. Starr, Guangping Pan. - № 10/158137; заявл. 31.05.2002; опубл. 09.03.2004; НПК 123/41.35.
8. Демкин, Н. Б. Физические основа трения и износа машин: Учебн. пособие / Н. Б. Демкин. – Калинин: Изд-во КГУ, 1981. – 115 с.
9. Дьяченко, Н.Х. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания / Под ред. Н.Х. Дьяченко. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979. – 392 с.
10. Жилинскас, А. Поиск оптимума: компьютер расширяет возможности / А.
Жилинскас, В. Шалтянис. – М.:Наука, 1989. – 128 с.
11. Керчер, Б.М. Исследование зазора между поршнем и гильзой двигателя / Б.М. Керчер, М.И. Подщеколдин // Тракторы и сельхозмашины. – 1970. – № 11. – С. 13–14.
12. Конструктивные особенности и технико-экономические показатели тракторных двигателей «Чента Феррари», «Самэ» (Италия) и «Дорман» (Англия):
Обзор ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш. –М., 1973. –62 с.
13. Крагельский, И.В. Трение, изнашивание и смазка: Справочник. В 2-х кн. / И.В. Крагельский, В.В. Алисин. – М.: Машиностроение, 1978. – Кн.1. – 400 с.
14. Лазарев, В.Е. Повышение ресурса распылителей топлива в дизелях снижением нагруженности прецизионных сопряжений: дисс....д-ра. техн. наук:
05.04.02 / Лазарев Владислав Евгеньевич. – Челябинск., 2008. – 340 с.
15. Лазарев, Е.А. Основные принципы, методы и эффективность средств совершенствования процесса сгорания топлива для повышения технического уровня трауторных дизелей // Учебное пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1995. – 360 с.
16. Легкий поршень для двигателей внутреннего сгорания: Пат. США, МКИ F16 J 1/00 / Emil Ripberger; Mahle GmbH. – №688583. Опубл. 27.10.92.
17. Легкий поршень для двигателей внутреннего сгорания: Пат. США, МКИ F16 J 1/00 / Emil Ripberger; Mahle GmbH. – №688583. Опубл. 27.10.92.
18. Маслов, А.П. Методика экспериментального исследования параметров смазки сопряжения «юбка поршня – цилиндр» с целью повышения работоспособности при форсировании тракторных двигателей / А.П. Маслов // Повышение степени использования установленной мощности двигателя сельскохозяйственных тракторов: Сб. науч. работ. – Челябинск: ЧИМЭСХ, 1983. – С. 84–87.
19. Маслов, А.П. Снижение механических потерь в двигателях внутреннего сгорания / А.П. Маслов // Конструирование и эксплуатация наземных транспортных машин: Сб.тр. – Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2002. – С. 58–63.
20. Моделирование методом конечных элементов теплового и деформированного состояния поршней дизеля из алюминиевого сплава и чугуна / В.И. Суркин, Н.Н. Попков, В.Е. Лазарев, А.Н. Лаврик // Техника и технологии строительства и эксплуатации автомобильных дорог: Сб. науч. тр. МАДИ (ТУ);
УФ МАДИ. – М. – 2000. – С. 93–109.
21. Никитин, Ю.Н. Профиль поршня и смазывание деталей цилиндропоршневой группы / Ю.Н. Никитин, С.В. Коротеев, П.С. Макаревич // Автомобильная промышленность. – 1990. – № 10. – С.13–14.
22. Никишин, В.Н. Основы теории соударения и исследование колебаний пары поршень-гильза автомобильного двигателя: автореф. дисс.... канд. техн. наук: 05.04.02 / Вячеслав Николаевич Никишин. – М., 1978. – 21 c.
23. Облегченный поршень для бензиновых двигателей: Заявка 19740065, Германия, МПК F 02 F 3/28/ Spermann Johannes, KS Kolbenschmidt GmbH. –№ 19740065.5. Опубл. 18.03.99.
24. Облегченный поршень для двигателя внутреннего сгорания: Заявка 3713242 ФРГ, МГЖ F 02 F 3/00/ Gabele Hugo; МаЫе GmbH. – № 3713242. Опубл.
20.10.88.
25. Основы трибологии: учебник для ВУЗов / под ред. А.В. Чичинадзе. – М.:
Наука и техника, 1995. – 778 с.
26. Патанкар, С. Численные методы решения задач теплообмена и динамики жидкости / С. Патанкар. – М.: Энергоатомиздат, 1984, – 152 с.
27. Попов, В.Н. К вопросу выбора формы поршня для обеспечения минимального зазора в сопряжении «поршень – цилиндр» / В.Н. Попов, В.И. Четошников // Труды ЧИМЭСХ (Челябинск), 1974. – Вып. 88. – С. 136–139.
28. Поршень без втулок под поршневой палец: Пат. 6557457 США, МПК F16 J 1/04. / Federal-Mogul World Wide Inc., Kevin Hart, Miguel Azevedo, Jose Rebello, Carmo Ribiero. - № 09/688677; заявл. 16.10.2000; опубл. 06.05.2003; НПК 92/223.
29. Поршень двигателя внутреннего сгорания. Piston of internal combustion engine: Пат. 6357341 США МПК F 16 J 1/04. Unisia Jecs Corp., Watanabe Hiroaki, Motoda Shingo. №09/293881; Заявл. 19.04.1999; Опубл. 19.03.2002.Приор.
24.04.1998. № 10-115443(Япония). НПК 92/238.
30. Поршень двигателя внутреннего сгорания: Патент полезную модель № 135731 / К.В. Гаврилов, А.А. Дойкин; заявитель и правообладатель: ЮжноУральский государственный университет. – заявка № 2013103648; заявл.
28.01.2013; опубл. 20.12.2013.
31. Поршень для двигателей внутреннего сгорания, особенно для дизельных двигателей: Пат.5605126 США, МКИ F 02 F 3/26 / Lothar Hofmann; Alcan Deutschland GmbH. – № 596013. Опубл. 25.02.97.
32. Поршень для двигателя внутреннего сгорания. Piston for internal combustion engine: Пат. 6539836 США МПК F 16 J 1/04. Honda Giken Kogyo K. K., Ishida Junichi, Uchida Hiroyuki, Namiki Kazuaki. № 09/875097; Опубл. 01.04.2003; Приор.
07.06.2000, №2000-171320 (Япония); НПК 92/158.
33. Поршень для двигателя внутреннего сгорания: Пат. 1590596 СССР, МКИ F 02 F 3/00 / АЛ. Маслов, В.И. Суркин. – № 4460219/25-06. Опубл. 07.09.90.
34. Поршень для двигателя внутреннего сгорания: Пат. 1700323 СССР, МКИ F 16 J 1/04/ СВ. Путинцев, А.В. Усенко, А.С. Шаповалов, Е.И. Волков, М.К.
Скудинов. – № 4789636/29. Опубл. 23.19.91.
35. Поршень и оборудование для его изготовления: Пат.5285840 США, МКИ В 22 D 19/02/ Hayashi Masamichi, Aisin SeiM K.K. – № 952349. Опубл.
15.02.94.
36. Поршень с диаметральным уменьшением области юбки большим на нагруженной стороне, чем на ненагруженной: Пат. 5682808 США, МКИ F 16 J 1/04 / Teruo Nakada; Isuzu Motors Ltd. – № 677318. Опубл. 04.11.97.
37. Поршень с улучшенными антизадирными свойствами. Piston and cylinder bore having improved scuffing resistance: Пат. 6684844 США, МПК F 02 F3/00. General Motors Corp. Заявл. 10.09.2002, опубл. 03.02.2004; НПК 123/193.1.
38. Поршень с улучшенными антизадирными свойствами: Пат. США, МПК F 02 F 3/00. / General Motors Corp., Yucong Wang, Donald L. Brown заявл. 10.09.2002; опубл. 03.02.2004.
39. Поршень, особенно для двигателя внутреннего сгорания: Пат. США, МКИ F 16 J 1/00 / Emil Ripberger; Mahle GmbH. – № 887437.
Опубл. 05.01.88.
40. Поршень: Заявка 0563408 ЕПВ, МКИ F02 F 3/02 / Kofahl Klaus, Stocker Peter; Alcan Deutschland GmbH. – № 92105217,2. Опубл. 06.10.93.
41. Поршень: Заявка 4019968 ФРГ, МКИ F 02 F 3/00/ Iwaya Naohiro, At-sugi Unisia Corp. – № 4019968.1. Опубл. 09.01.92.
42. Поршень: Заявка 4210056 ФРГ, МКИ F 02 F 3/00/ Lingenhoelin Dieter;
МаЫе GmbH. – № 4210056.9. Опубл. 30.09.93.
43. Поршень: Пат. 1831917 СССР, МКИ F 02 F 3/20 / А.П. Рожков – № 4602045/06. Опубл. 27.04.96.
44. Поршень: Пат. 2259748 Великобритания, МКИ F02 F3/00 / Michael Ledsham Prince Rhodes, David Alec Parker; Tand N Technology Ltd. – № 9219408.3.
Опубл. 24.03.93.
45. Поршень: Пат. 5193436 США, МКИ F16 Л/04 / Hamai Kyng, Arai Takayuki; Nissan Motor Co., Ltd. – № 824850. Опубл. 16.03.93.
46. Поршни: Пат. 2192253 Великобритания, МКИ F02-F 3/00/ Michael Ledsham Prince Rhodes; AE PLC – № 8714286. Опубл. 06.01.88.
47. Поршни: Пат. 2225832 Великобритания, МКИ F 02 F 3/00 / David Alec Parker, Roger Harvey Slee; T& N Technology Ltd. – № 8927475.7. Опубл. 13.06.90.
48. Программа анализа гидромеханических характеристик трибосопряжения «поршень – цилиндр»: «Поршень – ВТХ»: Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2010612853 / Ю.В. Рождественский, К.В. Гаврилов, А.А. Дойкин, А.А. Мыльников, А.В. Чеснов; заявитель и правообладатель: Южно-Уральский государственный университет. – заявка № 2010611198; заявл. 09.03.10; зарегистр. 27.04.10.
49. Программа расчета гидромеханических характеристик трибосопряжения «поршень – цилиндр» с учетом контактного взаимодействия поверхностей трения и изменения температуры смазочного слоя: «Поршень – КОНТАКТ»: Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2012661032 / Ю.В. Рождественский, К.В. Гаврилов, Е.А. Задорожная, А.А. Дойкин, И.Г. Леванов; заявитель и правообладатель: Южно-Уральский государственный университет. – заявка № 2012618522; заявл. 08.10.12; зарегистр. 05.12.12.
50. Прокопьев, В.Н. Модификации алгоритма Элрода и их применение для расчёта гидродинамических давлений в смазочных слоях сложнонагруженных опор скольжения / В.Н. Прокопьев // Вестник ЮУрГУ. Серия Машиностроение, 2001. – №6(06) –Вып.1 – С.52–60.
51. Прокопьев, В.Н. Прикладная теория и методы расчёта гидродинамических сложнонагруженных опор скольжения: дисс. … док. тех. наук: 01.02.06 / Валерий Никифорович Прокопьев. – Челябинск, 1985. – 423с.
52. Прокопьев, В.Н. Применение алгоритмов сохранения массы в задачах статики и динамики опор скольжения / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, К.В. Гаврилов // Вестник ЮУрГУ. Серия Машиностроение. – 2003. – №1(17). – Вып.3 – С. 43–54.
53. Прокопьев, В.Н. Применение алгоритмов сохранения массы при расчёте гидродинамических давлений в смазочных слоях опор скольжения / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, К.В. Гаврилов // Наука и технологии: Труды XXII Российской школы. – М. – 2002. – С.164–176.
54. Прокопьев, В.Н. Применение алгоритмов сохранения массы при расчёте динамики сложнонагруженных опор скольжения / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, К.В. Гаврилов // Проблемы машиностроения и надежности машин. – М.:
Наука. – 2004. – №4. – С.32–38.
совершенствования гидродинамических опор скольжения двигателей транспортных машин / В.Н. Прокопьев, Ю.В. Рождественский, Н.А. Хозенюк // Вестник Уральского межрегионального отделения Российской Академии транспорта. – Курган, 2000. – №3. – С.194–198.
сложнонагруженных опор скольжения неньютоновскими жидкостями / В.Н. Прокопьев, В.Г. Караваев // Вестник ЮУрГУ. Серия Машиностроение. – 2003. – №1 (17), вып. 3. – С. 56–66.
57. Пронин, М.Д. Снижение механических потерь совершенствованием конструкции поршня быстроходного двигателя: дисс.... канд.. техн. наук: 05.04.02 / Пронин Михаил Дмитриевич. – М., 2009. – 127 с.
58. Профилирование юбок поршней / Б.Я. Гинцбург, Г.Я. Васильченко, Н.С.
Судойский и др. – М.: Машиностроение, 1973. –88 с.
59. Путинцев, С.В. Анализ режима трения деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного дизеля / С.В. Путинцев // Известия вузов. Машиностроение. – 1999. – № 2–3. – С. 65–68.
60. Путинцев, С.В. Механические потери в поршневых двигателях: специальные главы конструирования, расчета и испытаний [Электронное учебное издание] / С.В. Путинцев // М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011. – 288 с.
61. Путинцев, С.В. Профилирование и модификация боковой поверхности поршня как способ снижения механических потерь в двигателе внутреннего сгорания / С.В. Путинцев, М.Д. Пронин // Известия ВУЗов. Машиностроение. – 2007.
– №5. – С.42–50.
62. Путинцев, С.В. Снижение механических потерь в автотракторных двигателях внутреннего сгорания: автореф. дисс.... д-ра. техн. наук: 05.04.02 / Сергей Викторович Путинцев. – М., 1998. – 32 с.
63. Путинцев, С.В. Энергосберегающий поршень с двухопорной термоадаптивной юбкой. Часть 1: теоретическое обоснование / С.В. Путинцев // Известия вузов. Машиностроение. – 1996. – № 7–9. – С. 60–67.
64. Путинцев, С.В. Энергосберегающий поршень с двухопорной термоадаптивной юбкой. Часть 2: расчет и эксперимент / С.В. Путинцев // Известия вузов.
Машиностроение. – 1996. – № 10–12. – С. 51–56.
65. Резервы повышения производительности промышленных тракторных агрегатов / И.С. Кавьяров, В.В. Князькин, Б.Л. Магарилло и др. // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 1973. – №7. – С. 6–8.
66. Рождественский, Ю.В. Динамика профилированного поршня в цилиндре автомобильного двигателя / Ю.В. Рождественский // Техническая эксплуатация, надежность и совершенствование автомобилей: Темат. сб. науч. тр. – Челябинск:
ЧГТУ, 1996. – С. 3–11.
67. Рождественский, Ю.В. Методика анализа динамики поршня / Ю.В. Рождественский, А.П. Маслов // Автомобильная техника. Силовые установки: Сб. науч. тр. – Челябинск: ЧВВАИУ, 1996. – Вып.6. – С. 103–113.
68. Рождественский, Ю.В. Моделирование и оптимизация сопряжения «поршень – цилиндр» двигателей внутреннего сгорания / Ю.В. Рождественский // Вестник ЮУрГУ. Серия Машиностроение. – 2001. – № 6. – С. 47–51.
69. Рождественский, Ю.В. Оптимизация профиля юбки поршня двигателя внутреннего сгорания / Ю.В. Рождественский. – Челябинск: ЧГТУ, 1994. – 19 c. – Деп. в НИИЭУАВТОПРОМ 07.09.94, № 9.
70. Рождественский, Ю.В. Поршень с ассиметричным профилем для дизельного двигателя / Ю.В. Рождественский, А.П. Маслов // Автомобильная промышленность. – 2003. – №2. – С. 23–24.
сложнонагруженных опор скольжения: дисс… д-р. техн. наук: 01.02.06 / Рождественский Юрий Владимирович. – Челябинск, 1999. – 347 с.
72. Самохин, С. Поршень в общем и в частности / С. Самохин, А. Хрулев [Электронный ресурс] // СМЦ «АБ – Инжиниринг». Доступ: http://www.abengine.ru.
73. Смазка поршня двигателя внутреннего сгорания: Заявка № 8523822 Великобритания F 16 J 1/08/ Toyomi Shiba. – № 8523822. Опубл. 30.04.86.
74. Современные поршни / Хрулев А. [Электронный ресурс] // СМЦ «АБ – Инжиниринг». Доступ: http://www.ab-engine.ru.
75. Составной поршень: Пат. 6588320 США, МПК F 16 J 1/04. / FederalMogul World Wide Inc., Randall R.Gaiser, Xiluo Zhu. - № 09/749705; заявл.
27.12.2000; опубл. 08.07.2003; НПК 92/231.
76. Суркин, В.И. Анализ работы поршня с асимметричным профилем юбки / В.И. Суркин, А. П. Маслов // Вестник ЧГАУ, 1996. –Т. 14. – С. 63–68.
77. Типей, Н. Подшипники скольжения. Расчёт, проектирование, смазка / Н. Типей, В.Н. Константинеску, А. Ника, О. Бицэ. – Бухарест, 1964. – 457 с.
78. Трибосопряжение «поршень – цилиндр» двигателя внутреннего сгорания: Пат. 2095603. Российская Федерация МКИ / Ю.В. Рождественский, А.П. Маслов. Заявка № 95114172. Заявлено 08.08.95. Опубл. 10.11.97. Приоритет 08.08.95.
79. Улучшения, относящиеся или к поршням для двигателей внутреннего сгорания, или к поршням для компрессоров: Пат. 2168457 Великобритания, МКИ F16 J 1/02 / Michael Ledsham Prince Rhodes, David Alec Parker; AE PLC – № 8530307. Опубл. 18.06.86.
80. Устойчивая юбка поршня, имеющая изменяемые вершины и вогнутые поверхности: Пат. 5172626 США, МКИ F 16 J 1/00 / Richard W. Hart; General Motors Co. – № 748732. Опубл. 22.12.92.
81. Физические эффекты в машиностроении: справочник / В.А. Лукьянец, 3.И. Алмазова, Н.П. Бурмистрова и др.; под. ред. В.А. Лукьянца. – М.: Машиностроение, 1993. – 224 с.
82. Элрод. Алгоритм расчёта зоны кавитации / Элрод // ТАОИМ. – М.: Мир / Серия Ф. Проблемы трения и смазки. – 1981. – №3. – С.28–32.
83. Allmaier, H. Measuring friction in automotive engines & determining the contributions of the individual subsystems / H. Allmaier, D.E. Sander, F.M. Reich // World Tribology Congress. – Torino. – 2013. – P. 117.
84. Bhushan, B. Principles and applications of tribology / В. Bhushan. – A WileyInterscience Publication, 1999. – 1020 p.
85. Elrod, H.G. A Computer Program for Cavitation and Starvation Problems / H.G. Elrod, M.L. Adams // Leeds-Lyon Conference on Cavitation, Leeds Univ. – England, 1974 (Available from BHRA, Cranfield, Eng.).
86. Goenka, P.K. A Rewiew of Engine Bearing Analysys Methods at General Motors/ P.K. Goenka, R.S. Paranjpe // SAE Technical paper series 920489. – P. 67–75.
87. Gordon, J.E. Structures, or why things don't fall down / J.E. Gordon. – Harmondsworth: Penguin Books, 1978. – 424 p.
88. Miranda, A.A.S. Oil flow, cavitation and film reformation in journal bearings including an interactive computer-aided design study: Ph. D. thesis / A.A.S. Miranda. – Univ. of Leeds, U.K., 1983.
89. Paranjipe, R. A transient thermohydrodynamic analysis fucluding mass conserving cavitation for dynamically loaded journal bearings / R. Paranjipe, T. Han // Journal of Lubrication Technology. – 1995. – Vol. 117. – 369–378 pp.
90. Paydas, A. A flow-continuity approach to the analysis of hydrodynamic journal bearings / A. Paydas, E.H. Smith // Proc. Inst. Mech. Engrs. – 1992. – Vol. 206. – Part C. –57–69 pp.
91. Quantification of wear by comparison of surface topography data / G. Vorlaufer, S. Ilincic, F. Franek and A. Pauschitz// Encyclopedia of tribology. – New York :Springer Verlag, 2012. – Ch. № 92. Toshiro, Y. Experimental method of determining piston profile by use of composite materials / Y. Toshiro, Y. Ichiro // SAE Techn. Pap. Ser, 1982. – № 820769.
– 9 pp.
93. Vaidyanathan, K. Numerical prediction of cavitation in non circular journal bearings / K. Vaidyanathan, T.G. Keith // STLE Tribol. Trans. – 1989. – № 32 (2). – 215–224 pp.
94. Vijyaraghavan, D. Development and evaluation of a cavitations algorithm / D. Vijyaraghavan, T.G. Keith // Tribology Transactions. – 1989. – Vol. 32. – №2. – 225–233 pp.
95. Vijyaraghavan, D. Effect of out-of-roundness on the perfomance of a diesel engine connecting-rod bearing / D. Vijyaraghavan, D.E. Brewe, T.G. Keith // ASME J.
Tribol.. – 1993. – № 115. – 538–543 pp.
96. Vijyaraghavan, D. Effects of type and location of oil groove on the perfomance of journal bearings / D. Vijyaraghavan, T.G. Keith // STLE Tribol. Trans. – 1992.
– №35 (1) – 98–106 pp.
97. Vincent, B. Cavitation in dynamically loaded journal bearings using mobility method / B. Vincent, P. Maspeyrot, J. Frene // Wear. – 1996. – Vol.193. – 155–162 pp.
98. Woods, M. The Solution of the Elrod Algorithm for a Dynamically Loaded Journal Bearings Using Multigrid Techniqes / M. Woods, D.E. Brewe // Tribology Transactions. – 1990. – Vol. 112. –52–59 pp.
«