Анатолий Дружинин - Цилиндропоршневая группа двигателей и компрессоров. 100% инновационных элементов ЦПГ Страница 5

Уплотнительные кольца, в силу своей конструктивной специфики, применяются только разрезные, имеют так называемый замок, т.е. зазор в разрезе кольца. Учитывая, что над поршнем и в зазоре между поршнем и цилиндром создается огромное давление рабочих газов от 8 МПа бензиновых двигателей до 20 МПа дизелей, величина зазора замка кольца имеет существенное значение. Многолетние исследования и поиски оптимальной конструкции поршневого уплотнения показали, что размещение компрессионных колец по разным поршневым канавкам приводит к тому, что «60…70% всех утечек происходит через замки поршневых колец» [14].

Некую неопределенность с назначением величины зазора в замках уплотнительных поршневых колец можно наблюдать на отечественной технике различных производителей. Так, например, зазор в замке компрессионного кольца двигателей ВАЗ при диаметре цилиндра 76 мм – от 0,25 до 0,45 мм; двигателей ЗМЗ при диаметре цилиндра 92 мм – от 0,3 до 0,7 мм; двигателей КАМАЗ при диаметре цилиндра 120 мм – от 0,4 до 0,6 мм, и т. д.

По этим данным трудно понять логику разработчиков, если сравнить максимально допустимый зазор 0,45 мм в замке компрессионного кольца двигателя ВАЗ с минимальным, но тоже допустимым зазором 0,4 мм в замке компрессионного кольца двигателя КАМАЗ. Причем в процессе эксплуатации износ компрессионных колец увеличивает величину зазора в замке до таких значений, когда продолжать эксплуатировать двигатель становится экономически нецелесообразно и экологически не позволительно, ему требуется капитальный ремонт.

Кроме того, широкие пределы размера зазора в замке компрессионных колец вызывают газодинамический дисбаланс двигателя, его повышенную вибрацию. Особенно это характерно для двурядных двигателей. Например, в одном ряду двигателя КАМАЗ может находиться цилиндр с поршнем, в котором установлено компрессионное кольцо с допустимым зазором в замке 0,4 мм, в другом ряду – с допустимым зазором в замке 0,6 мм. В результате различных газодинамических потерь в этих цилиндрах производится различная работа, которая сопровождается различными динамическими нагрузками, приводящими к дисбалансу в кинематической системе двигателя и дополнительным вибрациям со всеми вытекающими отсюда отрицательными последствиями. Разработчикам следует не только уменьшить отклонения на выполнение размера зазора, но и минимизировать его с учетом термодинамических изменений формы и размеров поршня и цилиндра.

Не прибегая к каким-либо дополнительным исследованиям, можно предложить исполнительные размеры зазоров замка для двигателей ВАЗ – 0,25+0,05 мм, для двигателей ЗМЗ – 0,3+0,05 мм; для двигателей КАМАЗ – 0,4+0,05 мм. Технологи должны постараться выполнить эти условия. Насколько позволяет проведенный анализ, пока этого в отечественных двигателях не делается.

Последние теоретические и экспериментальные исследования показали, что величину зазора в замке поршневого кольца можно не только минимизировать, но даже и обнулить. Более подробно об этом будет изложено в другом разделе.

§3. Влияние газодинамики на работу поршневых колец

Парадокс, но факт, что многие десятилетия, широко используемые в мировой практике поршневые уплотнения, пожалуй, самая архаичная и безнадежно устаревшая конструкция в современном двигателе. Классическая, жесткая схема уплотнения между поршнем и цилиндром с гарантированными термодинамическими зазорами и постоянно растущими в процессе эксплуатации зазорами в замках поршневых колец допускает, по общепринятому выражению специалистов «утечку» рабочих газов. Может быть, учитывая огромное рабочее давление в цилиндре, динамику процесса и существенные потери свежего заряда воздуха на такте сжатие и, не меньшие потери газо-воздушной смеси на такте рабочий ход, корректнее эти потери классифицировать, не как «утечки», а как прорывы рабочей среды, находящейся в цилиндре над поршнем в направление картера двигателя. Может быть, это позволит разработчикам обратить особое внимание при проектировании элементов цилиндропоршневой группы, обеспечивающих расчетное и стабильное рабочее давление и более полное его срабатывание.

При проектировании нового уплотнения между поршнем и цилиндром необходимо вспомнить о том, что существующие схемы поршневого уплотнения допускают очень большие потери: «В момент вспышки при положении поршня в ВМТ давление в канавке 1-го кольца близко к давлению Рz в цилиндре, а в канавке 2-го кольца составляет лишь 50% этой величины» [3]. Это свидетельство значительного прорыва рабочих газов, как в первую, так и во вторую поршневые канавки, и так далее. К сожалению это простая констатация факта без каких-либо последствий.

Рабочий такт «сжатие» характеризуется тем, что при повышенных газодинамических потерях снижается эффективность достижения критического давления сжатия, ухудшается приемистость двигателя из-за ухудшения процесса воспламенения и сгорания топливовоздушной смеси. На такте «рабочий ход» потери рабочих газов приводят к более резкому падению рабочего давления над поршнем и уменьшению полезной работы цикла и, соответственно, всей работы двигателя. В этой связи уместно привести следующие данные. «На преодоление трения поршневых колец приходится приблизительно до 40…50%, а иногда до 60% всех механических потерь в двигателе. Причем в карбюраторном двигателе с тремя поршневыми кольцами на первое кольцо приходится 60%, на второе 30% и на третье 10% затрат энергии на трение колец» [5].

Эти данные подтверждают прямую зависимость механических потерь от газодинамических процессов, проистекающих в верхней части поршня и в поршневых канавках.

Анализируя кинематику компрессионных колец и приведенные данные, можно свидетельствовать о ненормальности в работе поршневых колец. Не может быть таких запредельных механических потерь на трение кинематических пар, работающих в окружении моторного масла. С этим давно уже требовалось разобраться. Надо было не просто констатировать в учебниках такие данные, а дать анализ причин, способствующих появлению таких запредельных потерь и предложить меры по их устранению. Что и будет представлено в этом труде.

Специалистам должно быть известно, какие неприятности сопровождают газодинамические потери в двигателе. «Если утечка газа через ЦПГ превышает определенный предел, то в работе двигателя проявляются следующие неисправности:

– потеря мощности и повышение расхода топлива;

– дымный выхлоп с синим оттенком при полностью прогретом двигателе;

– ухудшение запуска двигателя;

– ускорение старения масла и увеличение его расхода;

– коксование и пригорание колец в канавках;

– повышенный износ колец и гильз цилиндров;

– перегрев поршня и колец;

– усиление нагаро – и лакоотложения, коррозия деталей, контактирующих с газами внутри картера двигателя;

– течь масла по разъемам, соединениям и прокладкам картера.

Работа двигателя в таком состоянии приводит к поломкам колец, задирам поршней и гильз цилиндров» (конец цитаты) [14].

Своими публикациями в научно-технических журналах, а также многочисленными изобретениями, обращалось внимание разработчиков на газодинамические процессы, которые при определенных условиях, лишают компрессионные кольца их упругих качеств. Кольца теряют свою работоспособность, плохо уплотняют, ухудшая теплопроводность, за счет «скобления» стенки цилиндра существенно повышают механические потери, снижая КПД двигателя и его ресурс. В четырехтактных двигателях положение как-то спасает большое количество и часто заменяемого высококачественного, дорогостоящего моторного масла, находящегося в зоне высоких температур. Двухтактный двигатель, ввиду своих конструктивных особенностей, вынужден реагировать на подобные вызовы «не правильного» поршневого уплотнения увеличением содержания масла в используемом топливе, со всеми вытекающими отсюда «недостатками», на которые ему указывают, включая экологические.

Существует мнение, что при правильном проектировании и изготовлении между поршневым кольцом и зеркалом цилиндра возникает устойчивый гидродинамический смазочный слой, разделяющий поверхности трения. К сожалению, это представляется теоретическим постулатом, на практике таких «правильно спроектированных» поршневых уплотнений пока не существует.

В этом, в известной степени, виновата газодинамика, разночтение которой сказывается на методике проектирования уплотнения между поршнем и цилиндром. Влияние газодинамики на работу компрессионных колец автор представил на всеобщее обозрение еще в 2004г. К сожалению, какой-либо реакции на материалы, опубликованные в уважаемых журналах [15], [16], не появилось.