Расчетно-теоретический анализ размерных цепей при восстановлении посадочного гнезда под бурт гильзы по глубине двигателей Д-245, Д-260
- Авторы: Сенин П.В.1, Раков Н.В.2, Смольянов А.В.2, Макейкин А.М.2
-
Учреждения:
- Национальный исследовательский Мордовский государственный университет
- ФГБОУ ВО «МГУ им. Н. П. Огарёва»
- Выпуск: Том 30, № 2 (2020)
- Страницы: 188-199
- Раздел: Процессы и машины агроинженерных систем
- Статья получена: 18.08.2025
- Статья одобрена: 18.08.2025
- Статья опубликована: 15.09.2025
- URL: https://journal-vniispk.ru/2658-4123/article/view/304796
- DOI: https://doi.org/10.15507/2658-4123.030.202002.188-199
- ID: 304796
Цитировать
Полный текст
Аннотация
Введение. До 23 % всех блоков цилиндров бывших в эксплуатации двигателей Д-245, Д-260 имеют износы гнезд под бурт гильзы по глубине и подлежат выбраковке. Поэтому основной задачей исследования являлось повышение долговечности блоков цилиндров выше представленных двигателей за счет обработки посадочных мест в ремонтный размер с последующей установкой регулировочных шайб.
Материалы и методы. В статье для решения поставленных задач использовался метод размерного анализа. На основании данных, представленных в технической документации, произведен расчет размерных цепей при движении поршня к нижней и верхней мертвым точкам.
Результаты исследования. Благодаря проведенным исследованиям размерных цепей было установлено, что при движении поршня к нижней и верхней мертвым точкам с зазорами в соединениях, соответствующих новым агрегатам, расстояние между днищем поршня и головкой блока может составлять от 0,488 до 1,592 мм, а с зазорами, соответствующими допустимым при эксплуатации, – от –0,035 до 1,15 мм. По результатам расчетов глубина гнезда под бурт гильзы в процессе расточки должна находиться в пределах 9 4 0 04, 0 08 ,,++ мм, то есть в интервале 9,44… ,48 мм.
Обсуждение и заключение. В результате исследования размерным анализом установлено, что допустимая величина на фрезерование привалочной плоскости блока оставляет 0,35 мм, а глубина обработки бурта гильзы при установке регулировочной шайбы толщиной 0,4 мм должна составлять от 9,45 до 9,47 мм.
Полный текст
Введение
В процессе эксплуатации двигателей Д-245, Д-260 нередко происходит завоздушивание системы охлаждения или отрыв бурта гильзы с характерным расположением трещины – разлом начинается от радиуса под буртом и идет примерно под углом 30º вверх. Причиной данных дефектов является износ гнезд (поверхностей) под гильзы по глубине. Возникновение износов обусловлено значительными нагрузками и колебательными движениями от протекания рабочего процесса в цилиндре. Вследствие чрезмерной перегрузки машины, неправильной настройки топливной аппаратуры, некачественного топлива, циклических температурных нагрузок и перегревов гильза получает некоторую свободу движения, приводящую к возникновению износов на буртах гильзы и блока. Это влечет за собой, в самом легком проявлении, к локальным износам посадочного места под бурт гильзы и последующему завоздушиванию системы охлаждения или же в крайнем случае к износу значительной части посадочного места под бурт гильзы и к обрыву бурта гильзы.
Обзор литературы
Исследования ряда авторов, направленные на оценку технического состояния дизельных двигателей, применяемых в сельском хозяйстве, показывают, что вероятность износа гнезда под бурт гильзы по глубине для блоков двигателей Д-245, Д-260 составляет до 23 % [1–4].
Анализ отечественных источников научно-технической литературы показал, что достоверной информации в виде технических рекомендаций по устранению данного дефекта нет1 [5–7]. Производители грузовых автомобилей, такие как Scania, MAN, Volvo, DAF Trucks NV, предлагают производить расточку посадочных мест под гильзу в блоке цилиндров, для чего в качестве запасных частей поставляют гильзы с увеличенными буртами, а для регулировки выступания гильзы над плоскостью блока используют медные регулировочные кольца [8–11].
В связи с этим необходимо решить ряд технологических задач.
Первая задача заключается в обосновании глубины фрезерования коробленой привалочной плоскости блока цилиндров с целью наилучшего базирования инструмента при расточке гнезда под бурт гильзы по глубине.
В случае установки регулировочного кольца целью второй задачи будет являться обоснование номинального размера и допуска на глубину при расточке гнезда под бурт гильзы блоков двигателей Д-245, Д-260.
Для решения данных задач применяется расчетно-теоретический анализ размерных цепей, позволяющий определять допустимые значения величин замыкающих размеров [12–15].
Материалы и методы
Решение первой задачи сводится к расчету размерной цепи кривошипно-шатунного механизма двигателя Д-245, представленного на рисунке 1. В размерной цепи AΔ замыкающим звеном является расстояние между головкой цилиндров и днищем поршня при положении его в верхней мертвой точке.
Fig. 1. Scheme of linear dimension chain of crank-rod mechanism AΔ
Размерная цепь AΔ имеет в качестве замыкающего звена величину AΔ, которая определяется из уравнения2:
где A1...A2 – составляющие звенья (знак «–» указывает, что звенья уменьшающие; «+» – увеличивающие); A1 – толщина прокладки, A1 = 1,5−0,1 мм [5]; A2 – расстояние от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока, по чертежу мм, допустимый мм; A3 – зазор в сопряжении коленчатый вал – подшипник коренной, по чертежу мм, допустимый мм; A4 – радиус кривошипа, мм; A5 – зазор в сопряжении вкладыш шатуна – коленчатый вал, по чертежу мм, допустимый мм; A6 – расстояние между осями отверстий верхней и нижней головок шатуна, мм; A7 – зазор в сопряжении втулка шатуна – поршневой палец, по чертежу мм, допустимая мм; A8 – зазор в сопряжении поршневой палец – бобышка поршня, мм; A9 – расстояние от оси отверстия под палец до верхнего торца поршня, мм.
Номинальный размер замыкающего звена AΔ определяется по выражению:
где m – число составляющих звеньев рабочей цепи; n – число уменьшающих звеньев; i – порядковый номер звена.
Верхнее ES и нижнее EI – отклонения замыкающего звена [12]:
(3)
(4)
где и – верхнее и нижние отклонения i-го составляющего увеличивающего звена; и – верхнее и нижние отклонения i-го составляющего уменьшающего звена.
Теоретически можно предположить, что в процессе работы кривошипно-шатунного механизма зазоры в сопряжениях попеременно принимают минимальные или максимальные значения. Так, при движении поршня к нижней мертвой точке величины зазоров принимают максимальные значения, а замыкающее звено AΔ будет описываться выражением (1), при движении к верхней мертвой точке зазоры примут минимальные значения, а замыкающее звено AΔ будет описываться выражением:
(5)
Рассмотрим размерную цепь кривошипно-шатунного механизма, представленную на рисунке 3, при движении поршня к нижней мертвой точке, а затем к верхней мертвой точке. В качестве составляющих звеньев примем зазоры в соответствии с заводскими предельными отклонениями (размеры по чертежу), а затем с допустимыми отклонениями при эксплуатации.
Для решения второй задачи была составлена схема линейной размерной цепи соединения блока цилиндров – гильза через регулировочную шайбу БΔ. На рисунке 2 приведена схема исследуемого узла и его технологическая размерная цепь.
регулировочную шайбу БΔ: 1 – блок цилиндров двигателя;
Fig. 2. Scheme of linear dimension chain for connecting the cylinder block – liner sleeve through an
adjusting washer БΔ: 1 – engine block; 2 – compensation washer; 3 – cylinder liner sleeve
Компенсация растачиваемого слоя осуществляется регулировочными шайбами толщиной от 0,2 до 1,0 мм с шагом 0,1 мм. В расчетах в качестве примера используется шайба толщиной 0,4 мм. Величина глубины бурта гильзы для блоков двигателей Д-245, Д-260, установленная заводом изготовителем, должна быть равна мм3 [5]. В технологической размерной цепи звенья Б1 и Б2 являются увеличивающими.
Контрольным параметром расточки служит величина выступания гильзы над поверхностью блока на величину 0,05…0,11 мм. Допускается расхождение выступания по цилиндрам на 0,04 мм. В процессе измерения гильза прижимается с усилием 10…15 Н∙м.
Для решения поставленной задачи прибегаем к решению размерной цепи методом обратной задачи.
Расчет производили в следующей последовательности [11; 16]:
- Вычисление номинального размера замыкающего звена БΔ:
(6)
где i = 1, 2,...; m – порядковый номер звена; ξi – передаточное отношение i-го звена размерной цепи; Бi – номинальный размер i-го звена размерной цепи.
- Определение координаты середины поля допуска Δ0 замыкающего звена:
(7)
где Δ0i – координата середины допуска i-го звена размерной цепи равна:
(8)
где и – соответственно верхнее и нижнее предельные отклонения i-го звена размерной цепи.
- Нахождение величины поля допуска T0 замыкающего звена при расчете методом максимума-минимума:
(9)
где Ti – допуск i-го звена размерной цепи, равный:
(10)
- Расчет предельных отклонений замыкающего звена:
(11)
(12)
Результаты исследования
Задача 1
Подставив числовые значения в формулу (2) или (5), найдем номинальный размер замыкающего звена AΔ:
AΔ = 371 + 1,5 − 62,5 − 230 − 79 = 1 мм.
Размерная цепь 1: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют новым агрегатам, поршень движется к нижней мертвой точке, зазоры принимают максимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 3.
зазоры соответствуют новым агрегатам
Fig. 3. Scheme of linear dimension chain AΔ when the piston moves to the lower dead center, the gaps
correspond to the new units
В данном случае размерная цепь будет описываться уравнением (1), в этом случае звенья A1, A2, A3, A5, A7, A8 будут увеличивающими, остальные – уменьшающими.
Определим верхнее и нижнее отклонения замыкающего звена, подставив числовые данные в формулы (3) и (4):
Таким образом, замыкающее звено при движении поршня к нижней мертвой точке с зазорами, соответствующими новым агрегатам, составит мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока должен находиться в интервале 0,942…1,592 мм.
Размерная цепь 2: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют новым агрегатам, поршень движется к верхней мертвой точке, зазоры принимают минимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 4.
зазоры соответствуют новым агрегатам
Fig. 4. Scheme of linear dimension chain AΔ when the piston moves to the upper dead center, the gaps
correspond to the new units
При движении поршня к верхней мертвой точке размерная цепь будет описываться уравнением (5), в этом случае звенья A1, A2 будут увеличивающими, остальные – уменьшающими.
Подставив значения в формулы (3) и (4), определим верхнее и нижнее отклонения замыкающего звена при движении поршня вверх:
В данном случае замыкающее звено будет равно мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока составит 0,488…1,138 мм.
Размерная цепь 3: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам, поршень движется к нижней мертвой точке, зазоры принимают максимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 5.
размеры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам
Fig. 5. Scheme of linear dimension chain AΔ when the piston moves to the upper dead center, the gaps
correspond to the permissible during operation
Тогда верхнее и нижнее отклонения замыкающего звена, согласно формулам (3) и (4), составят:
Величина замыкающего звена составит мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока будет принимать значения в интервале 0,442…1,615 мм.
Размерная цепь 4: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам, поршень движется к верхней мертвой точке, зазоры принимают минимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 6.
размеры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам
Fig. 6. Scheme of the linear dimension chain AΔ when the piston moves to the upper dead point,
the dimensions correspond to the permissible values during operation
Верхнее и нижнее – отклонения замыкающего звена, согласно формулам (3) и (4), будут равны:
То есть величина замыкающего звена составит мм, а зазор между днищем поршня и головкой блока должен находится в интервале от –0,035 до 1,138 мм.
Оценку влияния составляющих звеньев на замыкающее звено проводили с использованием диаграммы Паретто (рис. 7).
Fig. 7. Degree of effect of component tolerances on master link tolerance
Из рисунка 7 видно, что наибольшее влияние на допуск замыкающего звена оказывает звено A2 – расстояние от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока. Таким образом, для исключения вероятности касания днища поршня с головкой блока предлагается ужесточить допуск на величину A2.
Задача 2
Подставив числовые значения в формулы (6–12), получим следующие результаты:
- Номинальный размер замыкающего звена:
Б0 = 9,0 + 0,4 = 9,4 мм.
- Координаты середины полей допусков:
– составляющих звеньев:
– замыкающего звена:
- Допуски:
– составляющих звеньев:
– замыкающего звена:
- Предельные отклонения замыкающего звена:
По результатам расчетов глубина гнезда под бурт гильзы должна находиться в пределах мм, то есть в интервале 9,44…9,48 мм. Для исключения неблагоприятного сочетания предельных отклонений составляющих звеньев размерной цепи назначается допуск на глубину обработки гнезда под бурт гильзы равный мм, то есть в интервале 9,45…9,47 мм.
Обсуждение и заключение
В результате проведенных исследований были сделаны следующие выводы.
- Расстояние между днищем поршня и головкой блока цилиндров двигателей Д-245, Д-260 может находиться в интервале:
– для новых двигателей – от 0,488 до 1,592 мм;
– для двигателей, бывших в эксплуатации, но имеющих допустимые величины размеров, – от –0,035 до 1,615 мм. Данная величина выходит за пределы допуска на 0,035 мм, следовательно, с вероятностью 2,98 % произойдет касание днища поршня с головкой блока. При этом не учитываются изменения мощности, степень сжатия и другие технико-экономические показатели работы двигателя.
- Для исключения вероятности касания днища поршня с головкой блока предлагается ужесточить допуск на высоту блока за счет увеличения расстояния от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока с допустимого размера 370,5 мм до 370,65 мм. В этом случае допуск замыкающего звена при размерах составляющих звеньев, соответствующих допустимым при эксплуатации, составит мм, а зазор между днищем поршня и головкой блока будет находится в интервале от 0,115 до 1,138 мм.
Таким образом, размерным анализом установлено, что допустимая величина на фрезерование привалочной плоскости блока составляет 0,35 мм.
- Глубина обработки бурта гильзы при установке регулировочной шайбы толщиной 0,4 мм должна составлять от 9,45 до 9,47 мм.
В заключение можно отметить, что новизной результатов исследования являются обоснованные размеры на новые ремонтные величины двигателей Д-245, Д-260, так как данную информацию завод изготовитель не предоставляет, а она крайне необходима для ремонтных предприятий.
1 Дизели Д-245.7Е2, Д-245.9Е2, Д-245.30Е2. Руководство по эксплуатации 245Е2-0000100 РЭ [Электронный ресур]. URL: http://www.po-mmz.minsk.by/catalogue/engines/view/26/ (дата обращения: 03.04.2020).
2 Там же.
Об авторах
Петр Васильевич Сенин
Национальный исследовательский Мордовский государственный университет
Автор, ответственный за переписку.
Email: vice-rector-innov@adm.mrsu.ru
ORCID iD: 0000-0003-3400-7780
ResearcherId: H-1219-2016
https://mrsu.ru/ru/university/rectorat/
доктор технических наук, профессор, проректор по научной работе
Россия, 68 Bolshevistskaya St., Saransk 430005Николай Викторович Раков
ФГБОУ ВО «МГУ им. Н. П. Огарёва»
Email: nikolaymgu@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0003-3687-9371
доцент кафедры технического сервиса машин Института механики и энергетики, кандидат технических наук
Россия, 430005,г. Саранск, ул. Большевистская, д. 68Алексей Викторович Смольянов
ФГБОУ ВО «МГУ им. Н. П. Огарёва»
Email: ffenix2004@rambler.ru
ORCID iD: 0000-0001-7852-1146
доцент кафедры технического сервиса машин Института механики и энергетики, кандидат технических наук
Россия, 430005, г. Саранск, ул. Большевистская, д. 68Анатолий Михайлович Макейкин
ФГБОУ ВО «МГУ им. Н. П. Огарёва»
Email: s.f.f@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0003-4629-0886
преподаватель кафедры технического сервиса машин Института механики и энергетики
Россия, 430005, г. Саранск, ул. Большевистская, д. 68Список литературы
- Бурумкулов, Ф. Х. Определение полного ресурса блока цилиндров автотракторных двигателей / Ф. Х. Бурумкулов, В. П. Лялякин, В. И. Иванов // Техника в сельском хозяйстве. – 2005. –№ 4. – С. 30–33.
- Раков, Н. В. Повышение долговечности блока цилиндров двигателя Д-260 / Н. В. Раков,А. В. Смольянов, П. П. Лезин // Сельский механизатор. – 2017. – № 12. – С. 44–45. – URL: http://selmech.msk.ru/1217.html (дата обращения: 03.04.2020). – Рез. англ.
- Раков, Н. В. Оценка условий работы сопряжения отверстие – распределительный вал двигателя Д-260 / Н. В. Раков, А. В. Смольянов // Пермский аграрный вестник. – 2018. – № 4 (24). –С. 16–21. – URL: http://agrovest.psaa.ru/wp-content/uploads/2018/12/agrar_vest424.pdf (дата обращения: 03.04.2020). – Рез. англ.
- Денисов, А. С. Анализ изменения технического состояния ресурсоопределяющих элементов дизелей КамАЗ в процессе эксплуатации / А. С. Денисов, А. Р. Асоян, В. П. Захаров // Известия Волгоградского государственного технического университета. – 2011. – № 8. – С. 32–35.
- Денисов, В. А. Применение ресурсосберегающих технологий для восстановления базовых деталей дизельных двигателей с аварийными дефектами / В. А. Денисов // Труды ГОСНИТИ. –2013. – Т. 113. – С. 412–419.
- Мураткин, Г. В. Повышение надежности коленчатых валов при ремонте двигателей /Г. В. Мураткин, А. А. Дятлов // Ремонт. Восстановление. Модернизация. – 2013. – № 5. – С. 25–31. –URL: http://www.nait.ru/journals/number.php?p_number_id=1864 (дата обращения: 03.04.2020).
- Денисов, В. А. Восстановление базовых деталей зарубежных двигателей с дефектами,приводящими к внезапным отказам / В. А. Денисов // Труды ГОСНИТИ. – 2013. – Т. 111, № 2. –С. 47–50. – Рез. англ.
- Арзамасцев, Л. И. Ремонт блоков цилиндров автомобильных двигателей / Л. И. Арзамасцев,А. Ф. Синельников // Грузовик. – 2006. – № 2. – С. 26–36.
- Безбородов, И. А. Вопросы технологической стратегии обеспечения точности сборки ДВС методом неполной взаимозаменяемости / И. А. Безбородов, А. А. Малышко // Труды ГОСНИТИ. –2014. – Т. 114, № 1. – С. 157–161.
- Завороткин, Е. А. Особенности конструкций алюминиевых блоков цилиндров современных ДВС / Е. А. Завороткин // Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. – 2010. – № 19. – С. 317–322. – Рез. англ.
- Сенин, П. В. Теоретическое обоснование способов восстановления работоспособности привода клапанного механизма головки блока цилиндров / П. В. Сенин, Н. В. Раков,А. М. Макейкин. – doi: 10.15507/0236-2910.027.201702.154-168 // Вестник Мордовского университета. – 2017. – Т. 27, № 2. – С. 154–168. – URL: http://vestnik.mrsu.ru/index.php/en/articles2-en/52-17-2/309-10-15507-0236-2910-027-201702-001 (дата обращения: 03.04.2020). – Рез. англ.
- Маренич, А. Я. Определение допустимых и предельных величин износов деталей шатунно-поршневого механизма методом решения размерных цепей / А. Я. Маренич, А. В. Чепурин,И. Л. Маренич // Ремонт, восстановление, модернизация. – 2002. – № 6. – С. 30–34.
- Fischer, B. R. Mechanical Tolerance Stackup and Analysis / B. R. Fischer. – New York : Marcel Dekker, 2004. – 408 p. – ISBN10 0824753798.
- Pérez, R. Concurrent Conceptual Evaluation of Tolerances’ Synthesis in Mechanical Design /R. Pérez, J. Ciurana, C. Riba [et al.]. – doi: 10.1177/1063293X11406147 // Concurrent Engineering: Research and Applications. – 2011. – Vol. 19, Issue 2. – Pp. 175–186. – URL: https://journals.sagepub.com/doi/10.1177/1063293X11406147 (дата обращения: 03.04.2020).
- Sivakumar, K. Concurrent Design for Nominal and Tolerance Analysis and Allocation of Mechanical Assemblies Using DE and NSGA-II / K. Sivakumar, C. Balamurugan. – doi: 10.1504/IJMTM.2009.024618 // International Journal of Manufacturing Technology and Management (IJMTM). –2009. – Vol. 18, Issue 1. – Pp. 15–33. – URL: http://www.inderscience.com/offer.php?id=24618 (дата обращения: 03.04.2020).
- Аввакумов, В. Д. Особенность расчета плоских размерных цепей / В. Д. Аввакумов // Сборка в машиностроении, приборостроении. – 2015. – № 11. – С. 37–40. – URL: http://www.mashin.ru/files/2015/sb1115_web.pdf (дата обращения: 03.04.2020). – Рез. англ.
Дополнительные файлы
