Моделювання трибоконтактних параметрів опор ковзання двигуна внутрішнього згорання Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2017, № 4 46 Рудик О.Ю., Диха К.О., Ладунець В.О. Хмельницький національний університет, м. Хмельницький, Україна E-mail: tribosenator@gmail.com МОДЕЛЮВАННЯ ТРИБОКОНТАКТНИХ ПАРАМЕТРІВ ОПОР КОВЗАННЯ ДВИГУНА ВНУТРІШНЬОГО ЗГОРАННЯ УДК 621.891 В роботі розглянута методика моделювання трибоконтактних параметрів підшипників ковзання розподільного валу двигуна внутрішнього згорання за допомогою програми Solid Works. Побудована скінчено- елементна модель досліджуваного вузла тертя. Визначені діючі напруження у спряжених елементах корпусу і валу. Розраховані значення дуги контакту в підшипнику, побудований розподіл контактного тиску в опорі ковзання двигуна. Ключові слова: двигун, підшипник ковзання, метод скінчених елементів, Solid WorksЮ дуга контакту, напруження, контактний тиск Вступ та постановка завдання досліджень Однією з основних характеристик якості транспортно-технологічних машин та їх агрегатів є на- дійність, яка відображає службові властивості зазначених об'єктів, що закладаються при проектуванні й виробництві машин, реалізуються в експлуатації й відновляються за допомогою ремонту. Проблема під- вищення надійності одна з найважливіших у машинобудуванні. Підшипники ковзання є одним з найва- жливіших структурних елементів машин та складають основну частку вузлів тертя. Відмови техніки, як правило, відбуваються внаслідок відмов підшипників і, таким чином, обмежують довговічність машини в цілому. В теперешній час час традиційна методологія взаємозв'язку теорії та експерименту доповню- ється принципами комп'ютерного моделювання живучості трибосистеми ковзання. Ця нова ефективна процедура дає можливість цілісного вивчення поведінки найскладніших систем як природних, так і ство- рюваних для перевірки теоретичних гіпотез. Технологічний процес в області обчислювальної техніки суттєво змінив погляди на постановку та розв‘язання інженерних задач. Останнім часом все більшого поширення набувають чисельні методи розрахунку складних фізичних систем за допомогою програмних комплексів. Особливу популярність як серед науковців, так й інженерів-виробничників отримав SolidWorks [1, 2]. Даний могутній засіб проек- тування відчутно покращив стандарти інженерних проектів та методологію цього процесу у багатьох сферах і дозволяє побудувати точну модель деталі й методом скінченних елементів (МСЕ) визначити експлуатаційні параметри (додаток SolidWorks Simulation), які виникають у ній за конкретних умов екс- плуатації. В Solidworks Simulation прикладаються до деталей рівномірні або нерівномірні тиски в будь- якому напрямі, сили із змінним розподілом, гравітаційні та відцентрові навантаження, опорні та дистан- ційні сили; знаходиться оптимальний розв‘язок, який відповідає обмеженням геометрії та поведінки; як- що допущення лінійного статичного аналізу незастосовні, застосовують нелінійний аналіз; будуються епюри результатів. Розрахункова модель та умови навантажень Механізм газорозподілу ДВЗ складається з таких основних деталей та вузлів: розподільного вала та його приводу, штовхачів, штанг, коромисел, впускних та випускних клапанів. Підшипникові вузли га- зорозподільного механізму забезпечують стабільність роботи двигуна [3]. Основним фактором, що впли- ває на зношування підшипників є умови навантаженння і зокрема величина контактного тиску між ший- кою валу та корпусом підшипника. Найбільше навантаження підшипників розподільного вала двигуна здійснюється під дією пружин клапанів в момент, коли впускний і випускний клапани відповідних цилі- ндрів повністю відкриті, а пружини максимально стиснуті. Для ГРМ двигуна автомобіля ВАЗ сила мак- симально стиснутих пружин кожного клапана складає 740 Н [4]. Навантаження підшипників шийок роз- подільного вала повністю закритих клапанів за наявності теплового зазору між п’яткою рокера і стерж- нем клапана дорівнює нулю. Матеріалом для виготовлення корпусу підшипників ковзання є ливарний алюмінієвий сплав АЛ35 ГОСТ 1583-93, для якого границя міцності на розтяг 186 МПа. З бібліотеки SolidWorks вибрано ливарний алюмінієвий сплав АЛ2 з границею міцності на розтяг 175 МПа. Для моделювання навантажень, які діють на корпус підшипників, була побудована модель роз- подільного вала (рис. 1) з прикладеними до нього навантаженнями (сили дії двох пружин від двох відк- Моделювання трибоконтактних параметрів опор ковзання двигуна внутрішнього згорання Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2017, № 4 47 ритих клапанів і сили натягу ланцюга у 100 Н). Усі розрахунки проводились при “нульовому” контакті між корпусом і розподільним валом. Рис. 1 – Модель розподільного вала з прикладеними до нього навантаженнями Рис. 2 – Скінченоелементна сітка на корпусі підшипників В результаті виконання симуляції отримані наступні результати, які зведено в табл. 1. Сітка на корпусі підшипників наведена на рис. 2. Таблиця 1 Параметри сітки на корпусі підшипників Тип сітки Сітка на твердому тілі Усього вузлів 41018 Використовувана розбивка Стандартна сітка Усього елементів 22093 Точки Якобіана 4 Точки Максимальне співвідношення сторін 31,669 Розмір елемента 9.93425 mm % елементів з співвідношенням сторін < 3 63,2 Допуск 0.496713 mm % елементів з співвідношеннямсторін > 10 1,99 Якість сітки Висока % перекручених елементів (Якобіан) 0 Таким чином, для корпуса підшипників при шкалі деформації 14204,6 розрахунками отримано:- максимальне напруження Von Mises 7,131  МПа знаходиться у вузлі № 30050 (рис. 3). Рис. 3 – Величини напружень в корпусів підшипників Максимальне результуюче переміщення URES 2, 903h  мкм знаходиться у вузлі № 4669. Максимальна еквівалентна деформація ESTRN 56, 229 10   знаходиться в елементі № 7547. Міні- мальний коефіцієнт запасу міцності FOS 3, 86k  знаходиться у вузлі № 29981. Найбільш відповідальною частиною корпуса є четвертий підшипник, так як він найбільш наван- тажений при даному положенні розподільного вала. Система SolidWorks Simulation дозволяє детальніше дослідити цей елемент за допомогою зондування (рис. 3). В результаті зондування отримані наступні результати. мінімальний коефіцієнт запасу міцності в підшипнику 14, 769k  .Максимальне значення еквівалентної деформації 52, 075 10   . Максима- льне переміщення 1, 842h  . Максимальне напруження 1, 871  . Середнє значення контактного тис- ку 0, 554P  . Моделювання трибоконтактних параметрів опор ковзання двигуна внутрішнього згорання Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2017, № 4 48 При “нульовому” зазорі визначено максимальне значення прогину корпусу підшипників, яке у підшипнику № 4 становило 1,84 мкм (рис. 4). Рис. 4 – Зондування 4-го підшипника Рис. 5 – Ввизначення величини прогину корпусу підшипників Для розподільного вала при шкалі деформації 12001,7 розрахунками отримано наступні характе- ристики. Максимальне напруження Von Mises 6, 5455  МПа знаходиться у вузлі № 15222 (рис. 6). Максимальне результуюче переміщення URES 3, 539h  мкм знаходиться у вузлі № 12883. Максимальна еквівалентна деформація ESTRIN 55, 3269 10   в елементі № 10554. При “нульовому” зазорі зондуванням визначена максимальна стріла прогину розподільного вала, яка становить 3,4 мкм. Рис. 6 – Величини напружень в розподільному валу У системі SolidWorks Simulation проведено аналіз контактної взаємодії корпуса підшипників з розподільним валом (рис. 7). Для розрахунку зносу підшипників ковзання важливим є чисельне значен- ня розмірів дуги контакту цапфи (розподільний вал) і втулки (корпус підшипників). При умовному ну- льовому зазорі розрахований кут контакту складав 176. Рис. 7 – Аналіз контактної взаємодії корпуса з підшипником Рис. 8 – Аналіз підшипника №4 Методом зондування (15 точок) був визначений розподіл контактного тиску у радіальному на- прямку підшипника № 4 (зміщення діаграми від центральної осі пояснюється деформацією корпуса під- шипників, який виникає внаслідок перекосу розподільного вала, а також несиметричним розташуванням діючих сил – рис. 8). Розподіл тиску у радіальному напрямку підшипника № 4 наведено на рис. 9. Моделювання трибоконтактних параметрів опор ковзання двигуна внутрішнього згорання Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2017, № 4 49 Рис. 9 – Контактний тиск в підшипнику №4 Рис. 10 – Розподіл контактного тиску по дузі контакту За допомогою програми SolidWorks побудований також графік тиску в полярних координатах по дузі контакту валу і корпусу підшипника (рис. 10). Цей графік дає більш наочне зображення розподілу тиску відносно поверхні підшипника. Висновок Запропонована методика моделювання трибоконтактних параметрів підшипників ковзання розподільного валу двигуна внутрішнього зорання за допомогою програми Solid Works. Побудована скі- нчено-елементна модель досліджуваного вузла тертя. Визначені діючі напруження у спряжених елемен- тах корпусу і валу. Розраховані значення дуги контакту в підшипнику, побудований розподіл контактно- го тиску в опорі ковзання двигуна. Література 1. 3D CAD Design Software SOLIDWORKS [Електронний ресурс]. – Режим доступу : http://www.solidworks.com. 2. Алямовский А.А. SolidWorks Simulation. Как решать практические задачи / А.А. Алямовский. – БХВ-Петербург, 2012. – 448 с. 3. Диха, О.В. До методики розрахунку режиму тертя у змащених циліндричних опорах ковзання / О. В. Диха // Проблеми трибології. – 2010. – №4. – С. 117-121. 4. Вельбой В.П. Аналіз умов навантаження та мащення підшипникових систем ковзання механі- змів газорозподілу ДВЗ / В.П. Вельбой, К.О. Диха, Бабак О.П. // Проблемы трибологии. – 2016. – №.2 – С. 97 - 103. Поступила в редакцію12.12.2017 Моделювання трибоконтактних параметрів опор ковзання двигуна внутрішнього згорання Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2017, № 4 50 Rudyk O.Y., Dykha K.O., Ladunets V.O. Modeling of the tribocontact parameters of the sliding bearings of the engine. In the paper the method of modeling of tribo-contact parameters of the bearings of sliding of the camshaft of the engine of internal plowing using the Solid Works program is considered. The finite-element model of the friction node is constructed. The operating stresses in the conjugate elements of the housing and the shaft are determined. The values of the arc of contact in the bearing are calculated, the distribution of the contact pressure in the propellant support of the engine is constructed. Key words: engine, slide bearing, finite element method, Solid Works, contact arc, on-elastic, contact pressure. References 1. 3D CAD Design Software SOLIDWORKS [Elektronniy resurs]. Rejim dostupu. http://www.solidworks.com. 2. Alyamovskiy A.A. SolidWorks Simulation. Kak reshat prakticheskie zadachi. A.A. Alyamovskiy. BHV-Peterburg, 2012. 448 s. 3. Diha, O.V. Do metodiki rozrahunku rejimu tertya u zmaschenih tsilіndrichnih oporah kovzannya. O. V. Diha. Problemi tribologії. 2010. №4. S. 117-121. 4. Velboy V.P. Analіz umov navantajennya ta maschennya pіdshipnikovih sistem kovzannya mehanі- zmіv gazorozpodіlu DVZ. V.P. Velboy, K.O. Diha, Babak O.P. Problemyi tribologii. 2016. №.2 S. 97 – 103.