Бесплатный фрагмент - Как сделать двигатель лучше

Аннотация

В книге представлена дополненная и переработанная информация предыдущих изданий, адаптированная к потребностям мощных и сверхмощных дизелей и компрессоров, используя новые поршневые скользящие компрессионные и скоблящие маслосъемные кольца, объединенные в одну конструкцию, которая позволяет увеличить мощность двигателя, уменьшить расход топлива, увеличить сроки замены масла, улучшить экологические показатели двигателей.

Конструкция исключает применение турбонаддува во всех видах ДВС.

Обоснована ущербность ГОСТ 621—87, ГОСТ Р 53843—2010 (Кольца поршневые).

Созданы условия практического применения воды в рабочих процессах ДВС, а также замещения четырехтактных двигателей более эффективными двухтактными.

Книга будет полезна инженерно-техническим работникам моторостроительных предприятий, ученым и специалистам проектно-технологических институтов, студентам высших и средних учебных заведений, а также представит интерес слушателям факультетов и институтов повышения квалификации, автошколам при изучении теории и практики ДВС.

Об авторе

Дружинин Анатолий Матвеевич, 1935 г.р., кандидат технических наук, доцент Казанского научно-исследовательского технического университета им. А. Н. Туполева. Профессиональный технолог по авиационным, ракетным двигателям и двигателям внутреннего сгорания. Проблему повышения эффективности ДВС исследует более 30-ти лет, первое изобретение «Поршневое уплотнение для ДВС (Авторское свидетельство, SU, №1388572), 1986г, (всего изобретений 35 и 6 патентов на полезные модели).

Результаты исследований опубликованы в 8-ми номерах научно-технического журнала «Вестник машиностроения», переведены на английский и распространены по всему миру. Изданы две книги: Цилиндропоршневая группа двигателей и компрессоров: 100% инновационных элементов ЦПГ / Анатолий Матвеевич Дружинин. — [б. м.]: Издательские решения, 2016. — 238 с. и Модернизация двигателей внутреннего сгорания: цилиндропоршневая группа нового поколения, — М.: Инфра — Инженерия, 2017. — 150с.

Награжден Дипломом «За лучшую инновационную идею «Новые поршневые уплотнения для двигателей внутреннего сгорания республиканского конкурса «50 лучших инновационных идей Республики Татарстан», 2006г.

Предисловие

«Теория без практики мертва»

Практика без теории убога. Гармония теории и практики — путь к совершенству.

Автор

Название книги унаследовано от статьи «Как сделать двигатель лучше?», опубликованной в очень авторитетном в ученом мире журнале Вестник машиностроения, который входит в перечень утвержденных ВАК РФ для публикации трудов соискателей ученых степеней [1]. Журнал переводится на английский язык, переиздается и распространяется во всем мире фирмой «Аллертон Пресс» (США).

Надо было иметь серьезные научные достижения, что-то новое, интересующее теоретиков и практиков, специалистов по двигателям внутреннего сгорания, чтобы опубликовать свои изыскания в столь авторитетном журнале. Очевидно, такие основания были. Подтверждением тому стала последующая серия статей не только в этом журнале, но и в профильном журнале Автомобильная промышленность.

Книга представляет новую редакцию, опубликованной ранее книги автора «Цилиндропоршневая группа двигателей и компрессоров: 100% инновационных элементов ЦПГ» [3]. За прошедшее время произошли определенные перемены, содержание книги пополнилось новой информацией, получены патенты на изобретения, в тексте проведены некоторые уточнения, поправки, отражены наиболее значимые практические предложения, конструкции, обоснования их технологической реализации.

Автор еще раз напоминает о том, что в результате многолетних исследований, поиска причин незакономерно низкой эффективности более ста лет используемого энергетического изделия, коим является двигатель, специалист технолог увидел принципиальную ошибку проектантов в самой ответственной части конструкции двигателя внутреннего сгорания (ДВС) — цилиндропоршневой группе (ЦПГ).

Причем, эта ошибка претендовала на научно-техническую сенсацию, ибо впервые было опубликовано одно из основных доказательств этого события — газодинамическая схема работы поршневого компрессионного кольца, которая открыла новое направление проектирования элементов ЦПГ. В этом издании акцентировано внимание специалистов на поведение газодинамики на различных тактах рабочего цикла двигателя. Появилась хорошая перспектива по-настоящему начать совершенствование двигателя, как в процессе проектирования и изготовления, так и в процессе эксплуатации во время плановых или внеплановых ремонтов.

Казалось бы, что ученые, специалисты — мотористы, мировое двигателестроение получили информационный материал, который настолько актуален, что потребовал принятия срочных мер по его реализации, чтобы исправить явно ненормальное положение, в котором находится двигателестроение. Но…

Прошло более десяти лет, интереса у научной общественности, как не было, так и нет. Не только журнальные статьи, но и опубликованные автором учебные пособия, остаются невостребованными. Загадка, которую автору надо было решать и, надо полагать, он ее решил. Обо всем научном и около научном более подробно изложено в предлагаемом издании. Здесь же коротко отражены следующие соображения автора.

Рассматривая научно-технический прогресс, состояние современной науки, сравнивая с тем, что было несколько десятилетий назад, видишь принципиальные изменения в человеческом отношении ко всему этому. В этом смысле наиболее показательна, может быть проблема повышения эффективности ДВС, необходимость «сделать двигатель лучше». Кажется все ясно, все понятно, изучай и делай двигатель лучше.

Может показаться странным, но автору пришлось столкнуться с некоторыми обстоятельствами, которые не способствовали решению проблемы повышения эффективности двигателей. Оказалось, что не все так единодушны в принятии того, что предлагается для улучшения ДВС. Совершенствование двигателя, связанное с принципиальными изменениями его конструкции, вызывают одобрение одних и сопротивление других. Попробуем разобраться в этих противоречиях.

Начнем с истоков рождения изделия, с проектантов. Конструкторы зачастую разрабатывают более сложную конструкцию, забывая о том, что «простота — сестра таланта» и «лучшее — враг хорошего». В нашем изложении мы увидим конкретный пример — «впечатляющий», активно рекламируемый и повсеместно применяемый «турбонаддув» двигателей. Нецелесообразность применения «наддува», охватившего ученых и специалистов — мотористов, автор постарался доходчиво объяснить в своей работе [2].

Одной из основных причин искусственного «тормоза» в проводимых теоретических и практических исследованиях, как ни странно, оказались государственные стандарты. Автору пришлось в этом вопросе разобраться и обратиться в Росстандарт и направить статью, «Какой ГОСТ лучше?» в журнал Вестник машиностроения, редколлегия которого после долгого изучения, без каких-либо объяснений, сняла статью с публикации. Учитывая то обстоятельство, что для автора это впервые, а статья уже анонсирована в СМИ, было принято решение поместить ее в заключении этой книги, полагая, что читатель поймет, почему статью не опубликовали и сделает для себя определенные выводы, в том числе, стоит ли пользоваться этими стандартами.

Следующий в цепочке интересантов ДВС стоит изготовитель. Можно подумать, что его задача изготовить то, что сотворили проектировщики. Но это тоже не совсем так. Его не интересует «простота» конструкции, ему в большей степени, импонирует более сложная техника с большей добавленной стоимостью и большим спросом на его продукцию. Может быть, он желает, чтобы ресурс двигателя был больше? Но этот вопрос он может решать только с точки зрения конкуренции, а вообще-то, чем меньше ресурс изделия, тем большее количество его планируется к выпуску.

Между прочим, есть еще большое количество людей, для которых увеличение ресурса двигателя нежелательно, это широкая разветвленная сеть сервисных служб и ремонтных предприятий, коих великое множество и, соответствующих им, миллионов рабочих мест, за увеличение которых так ратует государство.

Уменьшение расхода топлива и масла, по известным причинам, не воодушевляет нефтяников, производителей ГСМ. Между прочим, и государство не сочувствует изобретателю, по «вине» которого происходит потеря рабочих мест, а это увеличение процента безработицы, уменьшение потребления нефтяных продуктов приводит к снижению поступлений налогов в бюджет государства.

Исходя из выше изложенного, можно, с сожалением, констатировать: только потребителю и, наверное, экологам жизненно важен мощный, высоко ресурсный, экономичный и экологически чистый двигатель.

Показательно, в этом соревновании явного большинства потребителей, то есть покупателей, и меньшинства производителей, налицо нарушение демократических принципов, ибо побеждает, то есть выигрывает, меньшинство, а по большому счету, проигрывает все человечество.

Тем не менее, наука, несмотря на неблагоприятные условия, в которых она чаще всего находится, не может остановиться, и в какой-то степени, это подтверждается данной работой.

Введение

Очевидно, мало найдется специалистов, ученых, практиков авто, сомневающихся в том, что современный двигатель внутреннего сгорания такой распространенный и такой необходимый, несмотря на более, чем вековую историю, можно отнести к последним достижением науки и техники 21-го века. Как показали исследования, считать современный двигатель совершенным, нет оснований [3], [4]. Не добились еще разработчики ДВС гармонии опережающей практики по отношению к отстающей теории. Незакономерно низкий КПД двигателя, затормозившийся в районе 0,4, свидетельство наличия неких гипотез, субъективизма и недостатка серьезных теоретических разработок при проектировании столь ответственной части двигателя, коей является цилиндропоршневая группа.

Проблема эффективности ДВС, лично или опосредованно, касается абсолютного большинства человечества. Многие сотни миллионов самых разных транспортных и специальных средств, использующих поршневую технику, породили сотни тысяч производственных фирм и объединений, малого и среднего предпринимательства, в которых задействованы миллионы рабочих мест.

Только в России в 2016 г на учет было поставлено более 56 млн автомобилей самых различных типов и назначений, затрагивающие интересы десятков миллионов наших соотечественников. Причем не меньшее количество ранее произведенных авто, может быть не столь современных, чем новые, также требуют к себе внимания и определенных мер по их совершенствованию, соответствующей модернизации. Качество приобретаемой и достаточно дорогой техники, имеет принципиальное значение для определения спроса и ответственного предложения. Вполне очевидно, что проблема формы наших авто их внешнего вида, более или менее, решена. Разработчикам следует обратить серьезное внимание на содержание нашей техники, которое в большей степени зависит от состояния двигателя, его технико-экономических и экологических показателей.

Известно, что в 2016 г. авто расходовало более 90 млн. баррелей нефти в сутки, в 2017 — 2019г. прогнозируется 96 — 97 млн. Становится очевидным, насколько актуальна проблема повышения эффективности ДВС всех видов транспорта, специальной техники, силовых энергетических установок, снижения расхода топлива и моторного масла, влияния выхлопных газов на биосферу.

Чаще всего выпускаемую продукцию оценивают качеством ее изготовления. Для энергетического изделия качество изготовления тоже имеет большое значение, но преобладающей характеристикой должна быть его эффективность, основанная на качестве проектирования, изготовления и эксплуатации.

В свое время в ремонтном цехе двигателей АТП-1 г. Казани автор обратил внимание на такую картину: рядом соседствовали два существенно отличающихся друг от друга блоков двигателей, предназначенных для одной и той же модели автобусов. Один блок — наш родной, двигателя КАМАЗ, другой — двигателя МЕРСЕДЕС. Причем, отличия одного от другого принципиальные.

8-ми цилиндровый двигатель КАМАЗ и 6-ти цилиндровый двигатель МЕРСЕДЕС, диаметр цилиндра двигателя у первого — 120 мм, у второго — 128 мм, первый обогатился турбонаддувом, выглядел очень важно и почти убедительно, второй, ну совсем простой, без наддува, называемый атмосферным. Понятно, что спрашивать у водителей, какой двигатель лучше на маршруте и в ремонте, было излишне. Но пример довольно показательный, особенно для разработчиков.

Создается впечатление, что при проектировании двигателей внутреннего сгорания у проектантов и, в первую очередь, ученых специалистов — мотористов, нет единодушия, какой-то объединяющей теоретической базы, которая позволила бы уверенно с пользой для дела решать практические вопросы.

В данной работе автор предлагает свое видение тех недостатков и ошибок, которые совершаются при разработке двигателей, иногда пренебрегая некими физическими законами, имеющими непосредственное отношение при проектировании главной части ДВС — его «сердца» цилиндропоршневой группы.

Тем не менее, основную работу в кинематической схеме «цилиндр — поршневые кольца — поршень» производит поршень с такими простыми по форме и очень ответственными по содержанию элементами конструкции — поршневыми кольцами. Цилиндр же, несмотря на свою значимость, относительно статичный элемент конструкции двигателя, изменения которого можно предусмотреть и отразить в его форме, размерах и технологических процессах его изготовления. Поэтому основное внимание уделим рассмотрению простейшей кинематической системы ДВС «поршень — поршневые устройства».

Проектируя новый двигатель, или проводя модернизацию двигателя в процессе планового или внепланового ремонта, следует рассчитывать на максимальную эффективность, которая должна быть существенно увеличена, то есть коэффициент полезного действия (КПД) двигателя должен быть заведомо больше 0,50, того «достижения», которое рекламируют специалисты отечественного автопрома. К сожалению, на практике КПД двигателя остановился в среднем, где-то в районе 0,4, а с учетом износа в процессе эксплуатации подвижных элементов, иногда не очень качественного топлива и моторного масла и того меньше 0,3 — 0,35.

Вполне очевидно, чтобы существенно повысить КПД двигателя, необходимо соответствующим образом исключить, или существенно уменьшить все перечисленные выше потери.

Двигатель внутреннего сгорания это не только механика, воплощенная в литейных, штамповочных, механических и прочих производственных цехах, это и физические процессы, обеспечивающие его функционирование. Причем, физические процессы во многом определяют механику двигателя, его форму и размеры, которые затем формируют содержание двигателя, его технико-экономические характеристики и экологические показатели.

Недопустимо низкий КПД двигателя — свидетельство больших потерь и, как показали исследования, основная часть их происходит в цилиндропоршневой группе.

Исследования показали, что к преобладающим факторам влияния на эффективность двигателя следует отнести газодинамические потери, незаслуженно отнесенные классиками ДВС к «утечкам газов». Поэтому одна из важнейших проблем современного двигателя — устранение, или сокращение на минимум, всех зазоров в системе «цилиндр — поршневые кольца — поршень», допускающие прорывы газов в процессе работы двигателя.

Данная работа в основном посвящена исследованию проблем и разработке конструкций поршневых устройств, уплотнительных и маслосъемных, не только для двигателей внутреннего сгорания, но и для поршневых компрессоров любых размеров и назначений.

Уплотнительные поршневые устройства

Двигатель внутреннего сгорания, это конструкция, подверженная механическим, газодинамическим, гидродинамическим и термодинамическим воздействиям, которые изменяют форму и размеры отдельных его элементов и частей, находящихся в естественных и рабочих условиях его эксплуатации.

Разработчикам, проектирующим новые двигатели, необходимо знать, какие физические процессы и как влияют на трансформацию конструкции в процессе работы двигателя, которая должна найти отражение в разрабатываемых проектах.

Пока можно только констатировать, что этим «физическим процессам» разработчики ДВС уделяют недостаточное внимание. Наверное, настало время более подробно рассмотреть, какие процессы и, в какой части двигателя, вызывают изменения и, что это за изменения, от которых зависит работа двигателя и его эффективность.

Понятно, что основным источником изменений в двигателе является цилиндропоршневая группа, в которой происходят основные физико-химические процессы, естественным образом оказывающие существенное влияние на работу двигателя. Цилиндропоршневая группа определяет не только размеры основных элементов двигателя, шатуна, коленчатого вала и т.п., но и форму двигателя. Как, попробуем в этом разобраться.

Эффективность любого, большого или малого, энергетического устройства оценивается величиной коэффициента полезного действия, стремящейся к единице, зависящей от комплекса самых различных по своей природе потерь, сопровождающих работу этого устройства.

Специфика двигателей внутреннего сгорания заключается в том, что кроме обычных механических потерь на трение подвижных элементов кинематической системы, здесь присутствуют газодинамические потери, гидродинамические потери (моторное масло) и тепловые термодинамические потери.

Кроме того, термодинамические изменения в двигателе в процессе его работы, оказывают существенное влияние на эффективность работы цилиндропоршневой группы. Термодинамика меняет форму и размеры цилиндра, поршня, поршневых колец, практически отражается на всех процессах, происходящих в двигателе.

Причем потери в двигателе могут быть объективного характера, по причине каких-либо физических процессов, происходящих внутри конструкции, сложно ограничивающиеся разработчиком и пользователем в процессе эксплуатации изделия. Но могут быть и субъективными, связанные с человеческим фактором, допускающим ошибки в процессе проектирования, изготовления и эксплуатации энергетического устройства.

Чтобы существенно повысить КПД двигателя, необходимо было выявить эти ошибки и предложить конструкции, исключающие эти потери, или сокращающие их величину до незначительного минимума. Приведенный выше пример свидетельствует о том, что у оппонента двигателя КАМАЗ, потерь существенно меньше и это естественным образом отразилось на КПД двигателя, его форме и содержании.

Перечисленные выше потери, в основном, следует отнести к цилиндропоршневой группе двигателя, которую по праву считают «сердцем» мотора, определяющего технико-экономические характеристики и экологические показатели двигателя. Низкий КПД современного двигателя, это, в первую очередь, свидетельство несовершенства ЦПГ двигателя, наличие ошибок, допущенных в процессе ее проектирования.

§1. Влияние газодинамики на работу поршневого уплотнительного кольца

Из рассмотренных потерь, сопровождающих работу двигателя внутреннего сгорания, имея определенные результаты многолетних теоретических и экспериментальных исследований, целесообразно выделить, как приоритетные, газодинамические потери, оказывающие влияние на основные рабочие процессы, происходящие в камере сгорания и в цилиндре двигателя, в результате, на эффективность работы двигателя.

Проведенные исследования показали, что при анализе различных потерь, характерных для двигателя внутреннего сгорания и влияющих на величину его КПД, пожалуй, основной задачей стало определить место каждого из них, выявить приоритеты и влияние на остальные группы потерь. Исходя из предварительного анализа, на первое место претендуют две группы потерь — механические и газодинамические.

Начнем со вторых, то есть с газодинамики. Надо отдать должное, отечественные ученые и специалисты мотористы, к газодинамике, как фактору, оказывающему серьезное влияние на работу ДВС, относятся снисходительно. В лучшем случае, газодинамика для них — «утечки рабочего газа», определяемые для отдельно взятого поршневого кольца [5].

Анализ точности, величин зазоров в отечественных двигателях, показывает, что теоретические расчеты немецкого ученого по определению величины «утечек рабочего газа» не нашли у нас своего широкого применения. Да и так ли они важны? В последующем рассмотрим некоторые конструкции, где роль «утечек» сведена к несущественному минимуму.

Стоит обратиться к материалам по этому поводу в отечественных учебниках. «Когда кольцо сжато и вставлено в цилиндр, оно принимает цилиндрическую форму и оказывает давление на стенки цилиндра, равное 0,05…0,3 МПа (0,5…3 кг/см2) и более. Во время работы давление кольца на стенки увеличивается, так как проникающие через зазоры между кольцом и поршнем газы прижимают кольцо к стенке цилиндра» [6].

Об этом же, через 10 лет. «Уплотнение осуществляется благодаря прижатию кольца к стеке цилиндра силами упругости кольца и давления газов. В момент вспышки при положении поршня в ВМТ давление в канавке 1-го кольца близко к давлению Pz в цилиндре, а в канавке 2-го кольца составляет лишь 50% этой величины. Давление Р3 за последним кольцом существенно меньше, оно соизмеримо с давлением в картере двигателя. Ввиду значительного давления колец на стенки цилиндра большая часть работы трения в двигателе (до 50%, а иногда до 60%) приходится на кольца, поэтому прижимать кольца чрезмерно большим усилием нельзя» [7]. Как показали исследования, полученные объективные данные, эту аксиому современные ДВС (наверное, их творцы) просят доказать. Что и пытается автор представить в своих публикациях.

Сделанные учеными выводы с одной стороны достаточно очевидные, а с другой стороны неполноценные, носят общий характер, мало влияющий на процесс проектирования поршневых колец. Не достает ответа на главный вопрос: как, и с какими усилиями действует давление рабочих газов в цилиндре на уплотнительное поршневое кольцо?

Процесс постоянно меняющегося давления всасываемого воздуха в цилиндр, затем смешавшегося вместе с топливом в камере сгорания и перешедшего в разряд рабочих газов, следует считать — газодинамическим процессом.

На основе анализа устоявшегося отношения ученых и специалистов мотористов к газодинамике, описывающих влияние давления рабочих газов на работу уплотнительного поршневого кольца, в 2004 году впервые была опубликована автором газодинамическая схема работы компрессионного кольца двигателя КАМАЗ [1]. Причем, так выглядит конструкция и положение компрессионного кольца без каких-либо уклонов верхнего торца и фасок по внутреннему диаметру (рис. 1).

Пришлось вспомнить и использовать известный физический закон, в приложении к данному случаю он может звучать следующим образом:

На свободные поверхности поршневого кольца (верхний торец и внутренняя вертикальная поверхность), расположенного в замкнутом пространстве, ограниченном стенкой цилиндра, дном поршневой канавки и ее верхней и нижней полками, находящемся под давлением рабочих газов, действуют силы, пропорциональные величинам площадей этих поверхностей.

Прорываясь через зазор между поршнем 2 и цилиндром 1 в верхнюю поршневую канавку, рабочее давление прижимает поршневое кольцо 3 к нижней полке поршневой канавки газодинамической силой F0, а к стенке цилиндра радиальной силой Fрад и силой собственной упругости Fупр. Расчет этих сил был представлен в предыдущих изданиях автора.

Очевидно наибольший интерес может представить подобный расчет для одного из наиболее популярных отечественных двигателей ВАЗ-2190, имеющего следующие параметры: максимальное давление рабочих газов в цилиндре при положении поршня в верхней мертвой точке, порядка Рраб = 80 кг/см2. Для удобства расчетов размеры представим в сантиметрах. Диаметр цилиндра — 82 мм = 8,2 см; наружный радиус r1 — 41 мм = 4,1 см; внутренний радиус r2 — 38 мм = 3,8 см; радиальная толщина кольца t = 3,0 мм = 0,3 см; высота верхнего компрессионного кольца h = 1,5 мм = 0,15 см.

Площадь верхнего торца определяется по формуле:

S1 = π (r12 — r22) = 3,14 (4,12 — 3,82) = 3,14 (16,81 — 14,44) = 7,44 см2.

Площадь внутренней вертикальной поверхности определяется по формуле: S2 = 2 πr2h = 6,28×3,8×0,15 = 3,58 см2.

Умножив давление рабочих газов на величины площадей, получим:

Fо = Рраб × S1 = 80 ×7,44 = 595,2 кгс (5,95кН);

Fрад = Рраб × S2 = 80 ×3,58 = 286,4 кгс (2,86 кН).

Из сравнения этих двух газодинамических сил, действующих на подвижное поршневое кольцо вывод очевиден. Двукратно превосходящая осевая сила, надежно придавила поршневое кольцо к нижней полке поршневой канавки, лишив возможности радиальной силе прижать рабочую поверхность поршневого кольца к стенке цилиндра.

Что очень важно отметить в данном случае. Такая закономерность соблюдается во всех случаях, когда над поршнем появляется, имеется избыточное давление. Об этом и не только, рассмотрим на различных тактах рабочего цикла двигателя, но уже сейчас, забегая вперед, можно смело предсказать:

Газодинамическая схема принципиально изменила стратегию и тактику, теорию и практику проектирования двигателей внутреннего сгорания и поршневых компрессоров. При правильном ее применении в расчетах она оптимизирует размеры, форму и содержание двигателя и компрессора, существенным образом отражается на увеличении коэффициентов полезного действия того и другого.

Все обоснования приведены в работах автора и в данном учебном пособии. На момент написания этого пособия прошло более 12-ти лет после опубликования объективного факта недееспособности поршневого уплотнения. Информация опубликована и запатентована, доведена до сведения ученых и специалистов — мотористов, тем не менее, производители продолжают «производить» супер современные авто, оснащенные двигателями, имеющими столь существенные дефекты. Попробуем еще раз, более подробно изложить не столь сложное для понимания, но очень важное для специалистов решение проблемы повышения эффективности двигателей внутреннего сгорания.

§2. Газодинамика на различных тактах рабочего цикла двигателя

Работа, наиболее распространенного среди автотракторных двигателей внутреннего сгорания (диаметры цилиндров до 140 мм), четырехтактного двигателя заключается в эффективной реализации всех 4-х тактов рабочего цикла:

— «впуск» свежего заряда воздуха;

— «сжатие» рабочей среды, находящейся над поршнем;

— «рабочий ход» поршня, преобразующий огромное давление рабочих газов в механическую работу;

— «выпуск» отработавших рабочих газов и остатков продуктов горения.

Акцентируя внимание на отдельных тактах рабочего цикла двигателя, попробуем рассмотреть каждый из них в виде отдельного проекта, со своими отличиями и особенностями, но, в итоге объединенными в интегральную конструкцию эффективного использования двигателя.

Рабочий такт «впуск» (всасывание) в цилиндр двигателя, или компрессора, расчетного количества свежего заряда воздуха.

В задачу разработчиков любого конструктивного элемента входит: определение формы и размеров изделия, выбор материала заготовки, исходя из условий, в которых будет работать этот элемент. Это очень важный этап проектирования, от которого будет многое зависеть в работе изделия. В качестве исходных данных разработчикам известен только один размер — диаметр цилиндра.

Принципиальный недостаток многих отечественных конструкций (в том числе ДВС), заключается в том, что проектанты, предохраняя себя от негативных последствий в процессе испытаний и эксплуатации разработанного ими изделия, в своих расчетах берут коэффициент запаса не 1,10 или 1,20, как это должно быть, а 1,50 или 2,0, иногда более того. Какое значение это имеет для экономики, известно большинству специалистов. В рассматриваемом нами случае массового типа производства это просто недопустимо.

Исходя из предназначения рабочего такта «впуск», необходимо помнить, чем надежнее уплотнение между поршнем и цилиндром, исключающий, какой-либо подсос из картера, тем больше степень разряжения пространства над поршнем, тем активнее происходит заполнение цилиндра расчетным количеством атмосферного воздуха.

В начале движения поршня в нижнее положение, учитывая огромные скорости перемещения поршня, над ним и, соответственно, в верхней поршневой канавке, образуется некое разряженное пространство. «Впуск» — это единственный такт рабочего цикла двигателя, на который влияние газодинамической схемы, представленной на рис. 1, не распространяется. На данном такте газодинамика, в определенной степени, нейтральна, поэтому, опережая события, можно, абстрагируясь от последующих рабочих тактов, по иному подходить к проектированию компрессионных колец, исходя только из задач, вменяемых такту «впуск».

Тем не менее, производя достаточно сложный расчет упругих сил поршневых колец, разработчики не должны забывать, что на всех тактах рабочего цикла двигателя уплотнительное (компрессионное) поршневое кольцо должно выполнять две основные задачи и одно обязательное условие:

уплотнять пространство между поршнем и цилиндром, обеспечивать передачу тепла от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру, при минимально возможных механических потерях на трение.

Для поршневого кольца, находящегося прижатым к нижней полке поршневой канавки предыдущим тактом, впуск — это время релаксации, одно мгновение. Например, при ходе поршня 80 мм и скорости вращения коленчатого вала 3000 мин-1, скорость перемещения поршня составляет 6 м/с, на двигателях Формулы — 1 средняя скорость поршня 22,5м/с. В течение чрезвычайно краткого промежутка времени, поршневое кольцо должно принять свое естественное положение относительно поршневой канавки и стенки цилиндра. У технологов, по этому поводу, имеется выражение: поршневое кольцо должно «само установиться» по стенке цилиндра. В процессе движения к нижней мертвой точке (НМТ) за счет трения рабочей поверхности кольца о стенку цилиндра, оно смещается к верхней полке поршневой канавки и прижимается к стенке цилиндра собственными силами упругости кольца.

В этом случае, может быть, стоит воспользоваться рекомендацией отечественного ученого Орлина А. С., памятуя о том, что в те давние времена исследователи очень ответственно относились к публикуемым материалам, поэтому в качестве ориентира можно взять рекомендуемое значение давления кольца на стенки цилиндра 0,05…0,3 МПа (0,5…3 кг/см2) и более [6]. Одновременно, как показали исследования, выражение ученого «…газы прижимают кольцо к стенке цилиндра» не совсем корректно по отношению к современным поршневым кольцам, ибо не соответствуют действительности. В этом убеждаешься, когда выясняется, что они потеряли свою упругость и были прижаты к нижней полке поршневой канавки превосходящей газодинамической силой Fо.

В технических условиях на изготовление «кольца поршневого компрессионного» двигателя КАМАЗ 740.1004032 записано: «Нагрузка, приложенная по стрелкам К, при сжатии кольца гибкой лентой до зазора в замке, равного зазору в калибре 120 мм, должна быть 2,3…3,1 кгс». Из этого следует, что, несмотря на очевидную разницу в методиках измерения упругости поршневого уплотнительного кольца, величины рекомендуемых значений в учебнике и разработчиков двигателя КАМАЗ, одного порядка.

Объективности ради, стоит отметить, не имеет смысла ориентироваться ни на рекомендации ученого, ни на практикуемое изготовителями двигателей КАМАЗ значение «нагрузки» при разработке двигателей, имеющих размеры цилиндров порядка 120 мм. В современных двигателях при расчете элементов кинематической системы «цилиндр — поршневое кольцо — поршень» разработчики учитывают величину износа каждого из них, тем самым продлевая гарантийные сроки эксплуатации поршневых колец.

Допускаемая величина износа цилиндра 0,15 мм, увеличивает зазор в замке компрессионного кольца двигателя КАМАЗ до размера 0,94 мм. При износе только рабочей поверхности поршневого кольца на 0,5 мм, зазор в замке кольца увеличивается на 3,14 мм. В больших двигателях допускается износ рабочей поверхности поршневого кольца до 1,0 мм, что соответствует увеличению зазора в замке кольца на 6,28 мм. Итого, общее «допустимое» увеличение зазора в замке компрессионного кольца составит 7,22 мм! Это без термодинамических, т.е. тепловых расширений [4].

Трудно представить себе, как такое «худое» уплотнение, в конструкции которого, по определению, не должно быть каких-либо зазоров, или они должны быть сведены к несущественному минимуму. К сожалению, трудно дискутировать с оппонентами, у которых обезоруживающие аргументы. Во-первых, двигатели «прекрасно» работают, а во-вторых, компрессионные поршневые кольца выполнены точно в соответствии с указаниями отечественных стандартов [8] и [9].

В данном случае возникает вопрос, за счет чего так «хорошо» работает современный двигатель внутреннего сгорания? Ответ лежит буквально на поверхности и, он настолько очевиден, если привести пример из обихода, ответив на подобный вопрос: можно ли решетом набрать ведро воды? Кто бы сомневался, конечно, можно. Только делать это надо очень быстро и достаточно долго, но… уж слишком мал КПД.

А что, у двигателя разве большой КПД? Нет! Может быть, у него небольшая скорость вращения коленчатого вала? Тоже нет. На последних моделях двигателей ВАЗ обороты малого газа уже за 1000 мин-1!

Двигатели Формулы — 1 максимальную мощность достигают на оборотах свыше 22 000 мин-1, при этом, после каждой гонки следует капитальный ремонт двигателя.

Так, какие же выводы следует делать?

Исходя из предназначения рабочего такта «впуск», необходимо помнить, чем надежнее уплотнение между поршнем и цилиндром, исключающий, какой-либо подсос из картера, тем больше степень разряжения пространства над поршнем, тем активнее происходит забор атмосферного воздуха и выполнение расчетных данных.

Понято, что в первую очередь стоит обратить внимание на конструкцию цилиндропоршневой группы и, в первую очередь, на конструкцию, форму и размеры поршневых колец. Непостижимо! При полной смене антуража самого автомобиля, прославленного АвтоВАЗа, вполне конкурентного зарубежным моделям, десятилетиями двигатели оснащаются бессменными поршневыми кольцами, выполняемыми по воле указанных выше стандартов.

Причем стоит отметить, оборудование и технология изготовления поршневых колец не только двигателей АвтоВАЗа, но и двигателей КАМАЗ, ЯМЗ и других производителей, использованы всемирно известной немецкой фирмы Goetze, находящейся под патронажем не менее известного концерна Federal Mogul — «передового европейского производителя прокладок двигателя и поршневых колец». То есть все претензии к некачественному поршневому уплотнению двигателей надо предъявлять не главным конструкторам этих двигателей, а всемирно известным специалистам, с которыми солидарны «главные».

К этому следует добавить следующее обстоятельство. Из рекламы своего последнего достижения производителя элементов ЦПГ «КОСТРОМА — МОТОРДЕТАЛЬ» представил «ncMDChr (нанохром) — покрытие нового поколения наносится на рабочую поверхность верхних компрессионных и маслосъемных поршневых колец»! Особенно шокирует «…и маслосъемных колец», малоэффективных, выполняющих черновую операцию удаления масла со стенки цилиндра, в сплошной масляной среде.

Непонятно, зачем их «нанохромировать», если рабочая поверхность маслосъемного поршневого кольца и без «нано» не изнашивается. При ремонте двигателя, когда необходимо сменить поршневые кольца, наряду с компрессионными кольцами, под «разборку» попадают и маслосъемные кольца, но не потому, что у них «износилась рабочая поверхность», а потому, что отходами масла забивается, иногда коксуется, спиральный расширитель маслосъемного кольца. Особенно это присуще дизельным двигателям. И, без того малоэффективное маслосъемное поршневое кольцо становится вообще неработоспособным.

Это наглядное свидетельство несовершенства широко применяемого маслосъемного кольца с бесполезным «нанохромом». Тем не менее, Кострома довольна, научно-технический прогресс, инновации налицо, все что нужно, чтобы покупатель по достоинству «оценил» эти новации.

Становится очевидным, конструкции компрессионных поршневых колец, подвергнутые автором жесткому анализу, продолжают «жить» и «совершенствоваться». Должно быть понятно, насколько трудно противостоять таким «китам» автопрома отдельно взятому изобретателю, даже если он кандидат технических наук и у него все это опубликовано в отечественных журналах и за рубежом, имеет больше 35-ти патентов на изобретения. Очевидно, достигнутые результаты исследований и предлагаемые меры, для признанных авторитетов автопрома не столь «очевидны», возможно, существуют другие причины, которые к науке никакого отношения не имеют.

Столь низкая эффективность уплотнения между поршнем и цилиндром ставит под сомнение правильность общепринятого конструктивного решения и является одной из важнейших проблем ДВС. Отрицательные последствия такого решения очевидны, двигатель может «заработать» и нормально работать только на огромных скоростях вращения коленчатого вала, форсируя работу двигателя. К чему приводит «форсаж» должно быть известно даже автолюбителю.

Проблема зазоров — это только часть общей проблемы системы «цилиндр — поршневое кольцо — поршень». В данном случае, на рабочем такте «впуск», при отсутствии избыточного давления над поршнем, интерес должны представлять механические потери на трение компрессионных колец, влияющие на КПД двигателя или компрессора. Величина механических потерь на такте «впуск» зависит от величины сил упругости самого поршневого уплотнительного кольца и коэффициента трения двух кинематических элементов: «поршневое кольцо — цилиндр», конкретнее, рабочей поверхности поршневого кольца и стенки цилиндра.

Форма и размеры поршневого уплотнительного кольца на такте «впуск» зависят в основном от расчетной величины минимально необходимой силы упругости самого кольца. Исходя из вышесказанного, следует определить величину силы упругости поршневого кольца и необходимый материал, из которого кольцо должно быть изготовлено.

В процессе анализа причин низкой эффективности ДВС было установлено, что при расчете размеров и допускаемых отклонений в процессе изготовления, в отечественных двигателях, особенно в цилиндропоршневой группе явно, недостает точности, поэтому, как одна из мер повышения эффективности ДВС, была проведена минимизация зазоров в системе «цилиндр — поршневое кольцо — поршень» [10].

Современные поршневые кольца, в зависимости от их размеров, в основном изготавливают стальные и чугунные. Проведенные исследования, разработанная теория проектирования поршневых колец предоставляют возможность изготовления колец из иных металлов и сплавов, а также неметаллических материалов. Например, отечественная фирма ООО «Компрессорные технологии» рекламирует в качестве материала для изготовления уплотнительных и маслосъемных поршневых колец бронзу с различными наполнителями, различные пластмассы.

Можно уже сейчас, на стадии исследований, определив форму и размеры уплотнительного (компрессионного) поршневого кольца, используя результаты теоретических исследований, рекомендовать в качестве материала для заготовки кольца различные сплавы бронзы и медные сплавы.

Рабочий такт «сжатие» свежего заряда воздуха, топливовоздушной смеси и ее воспламенение.

Рабочий такт «сжатие» принципиально отличается от предыдущего такта «впуск» тем, что получив поршневое кольцо, прижатое к верхней полке поршневой канавки и к стенке цилиндра силой собственной упругости, в начале движения поршня в верхнее положение, поршневое кольцо смещается вниз. Силы трения рабочей поверхности поршневого кольца о стенку цилиндра, а также появляющееся избыточное давление Р0 над поршнем и в поршневой канавке, дополнительно усиливают контакт поршневого кольца с нижней полкой поршневой канавки и стенкой цилиндра.

Очень важно отметить, находясь в нижней мертвой точке в относительно свободном состоянии, поршневое кольцо фиксируется в этом положении, появляющимися изменениями и, в первую очередь, возрастающим давлением над поршнем. Причем, как покажет последующее исследование, это положение уплотнительного поршневого кольца относительно поршня и цилиндра, будет оставаться неизменным на оставшихся тактах рабочего цикла двигателя.

Итак, с началом движения поршня в верхнее положение на рабочем такте «сжатие» вступает в работу газодинамика, согласно, представленной выше схемы на рис. 1. На рабочем такте «впуск» конструкция поршневого уплотнительного кольца, его форма и размеры, не имели большого значения, решая основную задачу эффективного уплотнения свободного пространства между поршнем и цилиндром при минимально возможных механических потерях на трение.

На данном этапе разработчик должен решить задачу правильного использования газодинамических сил, которые позволят сохранить собственные упругие силы поршневого кольца, то есть упругость, тем самым гарантируя его работоспособность [11].

Для решения этой задачи автор разработал формулу, использование которой в расчетах геометрических характеристик уплотнительного поршневого кольца позволяет нейтрализовать отрицательное влияние огромных газодинамических сил на работу поршневого кольца. Эта формула решила историческую несправедливость субъективного решения при назначении высоты поршневого кольца, хотя и исходило это решение от авторитетного немецкого ученого [5].

Предлагалось «выбрать» для проектируемого двигателя свободный размер высоты уплотнительного поршневого кольца в ничем не обоснованном диапазоне размеров, руководствуясь всего лишь рекомендацией ученого авторитета: «Обыкновенно отношение h/a не должно быть ниже 0,5 — 0,45» (h — высота поршневого кольца, а — радиальная толщина кольца).

Эти рекомендации отечественные ученые, а за ними и разработчики поршневых машин, приняли за аксиому, которая, очевидно, в те далекие шестидесятые годы прошлого столетия, не требовала каких-либо доказательств, экспериментальных и прочих исследований, которые должны были проведены при столь принципиальном решении. Но… Хотели, как лучше…

В результате, вместо непонятного диапазона разброса размеров «рекомендаций» высоты поршневого кольца, появились «четкие» указания отечественных стандартов. Конструкторам уже не требовалось тратить время на какие-то расчеты высоты уплотнительного кольца, тем самым с них, а также со всех «генеральных» и «главных» снималась ответственность за некачественную продукцию.

Например, действующий ГОСТ 621—87 для диаметров цилиндров 88 мм и 130 мм «определил» размер высоты уплотнительных колец для обоих 2,0 мм. Непостижимо! Неужели при разработке столь ответственного документа, как технический стандарт, было непонятно, что от заданного размера диаметра цилиндра, равного внешнему диаметру поршневого кольца, зависят все остальные геометрические характеристики кольца?

Как можно игнорировать огромные рабочие давления в цилиндрах двигателя, достигающие 20 МПа (200 кг/см2) и активно влияющие на свободные поверхности подвижного поршневого кольца? В этих экстремальных условиях каждая тысячная доля миллиметра размеров высоты уплотнительного кольца и его радиальной толщины, трансформируется в килограммы силы, отражаясь на работоспособности поршневого кольца и, в конечном итоге, на технико-экономических и экологических показателях двигателя. Почему все так произошло подробно описано в публикациях автора.

Для очередного доказательства уже не единожды опубликованного и запатентованного объективного факта, приведем расчет уплотнительного (компрессионного) поршневого кольца, виртуального двигателя, близкого к желаемой конструкции автору, который мог быть использован для отечественных моделей АвтоВАЗа.

§3. Практические решения из теоретических выводов

Сравнивая два двигателя одного назначения КАМАЗ и МЕРСЕДЕС, автору — профессиональному технологу — мотористу, интуитивно (иногда доверяя конструкторам), был ближе МЕРСЕДЕС. Конечно, не авторитет фирмы здесь имел значение, а прагматизм, подтверждаемый многими годами поиска причин низкой эффективности изделия, проект которого технологи реализуют в металле. Очевидно, не стоит убеждать специалистов — проектантов в необходимости трудных поисков более простой конструкции, которая в полном объеме выполняла бы поставленные перед ней задачи.

Пожалуй, основное преимущество немецкого двигателя, по сравнению с конкурирующими двигателями ООО «КАМАЗ» и ЯМЗ ТМЗ ОАО «Автодизель», является размер его цилиндра 128 мм. Кажется разница небольшая, всего 8 мм, но с учетом огромных рабочих давлений, мощность увеличивается существенно, поэтому конкуренту было позволительно предусмотреть всего 6 цилиндров, со всеми вытекающими отсюда положительными последствиями.

Логически рассуждая, можно было бы порекомендовать отечественным грузовикам класса КАМАЗ и ЯМЗ использовать диаметр цилиндра 130 мм. Кстати, подобную поршневую группу с диаметром цилиндра 130 мм, изготавливает та же фирма ОАО «Костромской завод МОТОРДЕТАЛЬ», только для тракторных двигателей. Понятно, это мероприятие может быть реализовано только при условии принципиальных изменений конструкции поршневых устройств, следуя предлагаемых принципиальных изменений.

Итак, вернемся к расчету уплотнительного (компрессионного) поршневого кольца, которое могло быть использовано для отечественных моделей АвтоВАЗа. Рассматривая стратегию проектирования подобных двигателей, интересно было познакомиться с особенностями двигателей Формулы — 1. При оборотах двигателя 18 000… 22 500 об/мин и более, двигатель развивает мощность свыше 750 л. с., имея диаметр цилиндра 98 мм, ход поршня 39,7 мм, расход топлива порядка 60 л на 100 км.

Вполне очевидно, что скопировать для наших двигателей из ряда АвтоВАЗа, мало что возможно, но стратегию проектирования, учитывая высочайший класс мастерства привлеченных механиков и мотористов Формулы — 1, следует принять во внимание. В настоящее время имеем двигатели ВАЗ с диаметрами цилиндров 76…82 мм, трех- и четырехцилиндровые.

Закончим прерванный расчет влияния газодинамики на работу компрессионного кольца двигателя ВАЗ-2190, представленный выше, но уже для виртуального двигателя с желаемыми исходными данными.

Исходя из проявившейся тенденции наших исследований, можно считать целесообразным, использование для двигателей семейства ВАЗ максимально возможного размера цилиндра. Автор — технолог, интуитивно предполагает, что наиболее предпочтительным может быть взят за основу для дальнейших расчетов — диаметр цилиндра 90 мм. Вторым, очень важным для дальнейших расчетов является величина максимального рабочего давления, которую перенесем из предыдущего расчета компрессионного кольца двигателя ВАЗ — 2190, то есть 8 МПа, а для наших расчетов удобнее оперировать 80 кг/см2.

Итак, нам известен размер внешнего диаметра уплотнительного поршневого кольца. Посмотрим, какой размер внутреннего диаметра «рекомендует» нам ГОСТ Р 53843—2010, «предлагая» радиальную толщину кольца 3,8+0,1—0,15 мм. Следовательно, внутренний диаметр поршневого кольца будет равен 90,0 — 3,8 = 86,2 мм. Причем высоту кольца ГОСТ предлагает взять 2,0 мм. Очень изящное колечко! Очевидно, не стоит доказывать, что разработчики проигнорировали вторую, основную задачу компрессионного кольца — передавать тепло от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру.

Решить эту задачу таким «облегченным» поршневым кольцом просто проблематично, так как была потеряна масса передающего элемента, т. е. поршневого кольца. Следует напомнить, что по причине неудовлетворительного теплообмена между поршнем и цилиндром, автором была обоснована нецелесообразность использования стандартных, применяемых в настоящее время поршневых трапециевидных компрессионных колец (например, на всех моделях двигателей КАМАЗ) [2].

Тем не менее, «трапециевидные» поршневые компрессионные кольца продолжает изготавливать производитель комплектов цилиндропоршневой группы «КОСТРОМА — МОТОРДЕТАЛЬ», оснащая двигатели КАМАЗ, ЯМЗ и многие другие. Придется, уже в который раз, доказывать абсолютную аксиому, изображенную на рис. 2, эта конструкция ничем не напоминает поршневое уплотнительное кольцо и элемент конструкции, который, кроме всего прочего, должен обеспечивать наилучшие условия теплоотвода от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру.

Причем, сам инициатор «скручивающихся», «клинообразных», а по нашему ГОСТу «трапециевидных» поршневых уплотнительных колец, доходчиво объяснял, что «скручивающиеся» кольца получаются в результате того, что «…главные оси инерции образовавшегося (после выточки, скоса, фаски) несиметричного сечения кольца становятся не параллельными (и соответственно), неперпендикулярными к образующей рабочей поверхности, т. е. располагаются наклонно.

Если такое кольцо сжимают до рабочего размера, то оно не остается плоским в своей первоначальной плоскости, а принимает тарельчатую форму так, что нижняя кромка выступает несколько сильнее наружу, и только она приходит в соприкосновение с рабочей поверхностью цилиндра (фиг. 328)» [5]. В данном случае, к большому сожалению, практика подтвердила выводы ученого и с этим можно согласиться, ибо многократно превосходящим над «механикой» газодинамическим силам, без сомнения возможно изменить положение компрессионного кольца в поршневой канавке. Правда, сразу возникает вопрос, а нам «это» надо?

Имея определенный опыт и, не соглашаясь с предложениями ГОСТа, проведем расчеты, согласно нашим теоретическим посылам и нашей интуиции, примем размер радиальной толщины поршневого компрессионного кольца равным 4,0 мм. Согласно газодинамической схеме (рис. 1), для того, чтобы исключить отрицательное влияние газодинамики на работу поршневого компрессионного кольца, следует уравнять осевую газодинамическую силу Fо, действующую на верхний торец кольца, с радиальной газодинамической силой Fрад, прижимающей рабочую поверхность поршневого кольца к стенке цилиндра.

При этом следует учесть силу собственной упругости кольца, которая прижимает рабочую поверхность поршневого кольца к стенке цилиндра Fпр.

Для того, чтобы сбалансировать газодинамическую и механическую системы и обеспечить нормальную работоспособность компрессионного (уплотнительного) поршневого кольца, следует выполнить предлагаемое равенство: Fо = Fрад + Fпр.

Для размера диаметра цилиндра 92 мм ГОСТ предлагает принять «минимальную упругость (в ленте) кольца 14,20 Н (1,45 кгс). Этот параметр, для сравнения, в технических условиях на верхнее поршневое компрессионное кольцо двигателя КАМАЗ (диаметр цилиндра 120 мм) задан в пределах 2,3…3,1 кгс. Так как, в кинематической системе «цилиндр — поршневое кольцо — поршень» произошли и происходят принципиальные изменения по нашей воле, надеемся положительные, примем минимально необходимую величину, например, Fпр = 6,0 Н, то есть 0,6 кгс. Дальнейшие расчеты и соответствующие эксперименты должны подтвердить обоснованность такого назначения.

Для выполнения предложенного равенства сил, необходимо уравнять величины площадей поверхности верхнего торца поршневого кольца S1 и внутренней вертикальной поверхности S2, т. е. S1 = S2. Проведем расчет этих площадей. Выше мы приняли величину диаметра цилиндра 90 мм, размер радиальной толщины 4,0 мм, то есть t = 0,4 см; высоту компрессионного кольца обозначим h; рабочее давление Рраб = 80 кг/см2.

Величина площади поверхности верхнего торца компрессионного кольца определяется по формуле S1 = π (r12- r22), где:

r1 — радиус цилиндра т. е. внешнего диаметра поршневого кольца r1 = 45 мм, или r1 = 4,5 см;

r2 — радиус внутреннего диаметра поршневого кольца, который равен

r2 = r1 — t = 45 — 4 = 41 мм, или r2 = 4,1 см.

Величина площади внутренней вертикальной поверхности кольца S2 определяется по формуле: S2 = 2 πr2h.

В этой формуле мы принимаем высоту поршневого кольца, как неизвестную величину, ибо доказали, что стандарты нам рекомендуют неверные данные. Попробуем их исправить, для этого приравняем обе площади этих разных поверхностей поршневого кольца π (r12- r22) = 2πr2h. В этом равенстве размер высоты кольца h — величина неизвестная, легко определяемая по формуле: h = (r12- r22) / 2r2. Подставим значения и получим: h = (20,25 — 16,81) / 2 × 4,1 = 3,44 / 8,2 = 0,4195 см = 4,195 мм.

Определим величины площадей S1 и S2:

S1 = 3,14 (20,25 — 16,81) = 3.14 × 3,44 = 10,8016 см2;

S2 = 2× 3,14 × 4,1× 0,4195 = 10,801286 см2.

Теперь мы можем точно рассчитать величину газодинамических сил Fо и Fрад, действующих на поршневое компрессионное кольцо, предназначенное для цилиндра двигателя диаметром 90 мм. Для этого умножим величину максимального рабочего давления в цилиндре и в поршневой канавке на размеры определенных площадей поверхностей:

Fо = Рраб × S1 = 80 кг/см2 × 10,8016 см2 = 864,128 кгс;

Fрад = Рраб × S2 = 80 кг/см2 × 10,801286 см2 = 864,103 кгс.

Разницу Fрад — Fо = 0,025 кгс, можно считать ничтожно малой, лежащей в пределах погрешности измерений, если таковые предвидятся.

Можно считать, что практически действие газодинамических сил уравновешено, следовательно, нейтрализовано отрицательное влияние газодинамики на работу поршневого компрессионного кольца. Работоспособность поршневого кольца обеспечивается силой прижима рабочей поверхности кольца к стенке цилиндра, то есть силой упругости самого поршневого кольца. Необходимую величину этой силы можно достигать не только за счет геометрических размеров поршневого кольца, но и определения свойства материала, из которого изготовлено поршневое кольцо и термической обработки, величины зазора в замке кольца, находящегося в свободном состоянии.

Итак, мы получили все необходимые размеры, посмотрим, как будет выглядеть конструкция на эскизе рис. 3.

Отличие от газодинамической схемы, представленной на рис. 1 принципиальное, как по форме, так и по содержанию. Главное, к чему привели принятые меры, это освобождение компрессионного кольца от каких-либо перегрузок, связанных с газодинамикой. Поршневому кольцу вернули его упругие качества, нормальное положение относительно полок поршневой канавки и стенки цилиндра, нормальную работоспособность. Форма, содержание (материал, термические операции) и размеры предоставили благоприятные условия для выполнения функций, возложенных на поршневое компрессионное кольцо.

Напомним, поршневое компрессионное кольцо предназначено для выполнения следующих задач:

— надежное уплотнение пространства между подвижным поршнем и неподвижным цилиндром, исключая какие-либо газодинамические потери, или сведя их к несущественному минимуму;

— передача тепла от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру;

— минимальные механические потери на трение рабочей поверхности поршневого кольца о стенку цилиндра.

Проведем анализ соответствия, представленного на рис. 2 эскиза конструкции поршневого уплотнения, с общеизвестными функциональными требованиями к поршневому компрессионному кольцу.

Первое замечание, касающееся уплотнительных качеств поршневого кольца, расположенного в поршневой канавке с наличием гарантированных, то есть, обязательных, технологических и эксплуатационных (в большей степени тепловых) зазоров. Отметим фактическое состояние по этому замечанию, которое достаточно подробно было изложено в трудах автора.

Стоит обратить внимание на то, какую величину зазоров в кинематической системе «цилиндр — поршневое кольцо — поршень», до сих пор используют наши разработчики. Наиболее показательным в данном случае может быть величина зазора между дном поршневой канавки и поверхностью внутреннего диаметра поршневого кольца, который «рекомендует» учебник 0,7…0,95 мм [12].

Не менее «впечатляющими» также представляются зазоры в замках поршневых колец, через которые, как известно, «в картер двигателя происходит до 60…70% всех утечек». Невозможно понять логику разработчиков, если сравнить максимально допустимую величину зазора 0,45 мм в замке компрессионного кольца двигателя ВАЗ (диаметр цилиндра 76 мм) с минимальной, но тоже допустимой, величиной зазора в замке компрессионного кольца двигателя КАМАЗ (диаметр цилиндра 120 мм). Так, кто из них ближе к истине? К сожалению, можно констатировать, что ни тот, ни другой не смогли обеспечить минимально возможные зазоры в замках поршневых колец.

Принимая за основу концепцию «устранения каких-либо зазоров в кинематической системе „цилиндр — поршневое кольцо — поршень“, или сведения их до минимально возможных величин», как указывалось выше, «как одна из мер повышения эффективности ДВС», была проведена и запатентована их минимизация [10].

Здесь стоит отметить два важных обстоятельства.

1. Сведены к незначительному минимуму механические потери на трение поршневого кольца, за счет возвращения ему расчетных упругих качеств и перевода уплотнительного кольца из разряда «скоблящих» в нормальные условия скольжения рабочей поверхности кольца по стенке цилиндра.

2. Существенно изменилась система теплоотвода от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру, за счет увеличения массы поршневого кольца и величин площадей контактных поверхностей кольца с полками поршневой канавки и стенкой цилиндра.

Эти два, очень важных обстоятельства, отразились на всей конструкции двигателя, обоснования по этому поводу будут представлены в дальнейшем, исходя из основополагающих указанных двух. На этом этапе следует обратить внимание на величину высоты Н головки поршня, называемого жаровым поясом, то есть расстояния от торца поршня до верхней полки верхней поршневой канавки. Вполне очевидно, что эта величина Н должна быть минимизирована, исходя из нескольких требований к конструкции поршня.

Известно, что в существующих зазорах, то есть в ограниченных пространствах, куда попадает топливовоздушная смесь, из-за недостатка кислорода, происходит неполное сгорание топлива, что чревато многими отрицательными последствиями. Понятно, что это в большей степени относится к зазорам между поршнем и цилиндром, и между торцами уплотнительного кольца и полками поршневой канавки. Поэтому, чем меньше высота жарового пояса, тем меньше гарантированный зазор между поршнем и цилиндром, тем меньшее количество топливовоздушной смеси будет участвовать в неблагоприятных условиях ее воспламенения и сгорания, тем меньше расход топлива.

Кроме того, уменьшение высоты жарового пояса приводит к естественному снижению размеров и массы самого поршня, что положительно отразится на всей кинематической системе двигателя. Причем, чем больше диаметры цилиндров, тем эффективнее эта логическая мера совершенствования поршневых машин.

Еще раз целесообразно повторить, что минимизация высоты жарового пояса должна следовать во исполнение указанных выше двух требований.

Все это нашло свое подтверждение при проведении экспериментальных исследований двигателя КАМАЗ. Для установки пакета из нескольких поршневых колец потребовалось расточить верхнюю поршневую канавку, причем растачивание, то есть расширение канавки, можно было сделать только за счет уменьшения размера высоты Н жарового пояса. Испытания проводились на поршне сборочный чертеж 740. 1004015 — 11СБ, величина высоты жарового пояса Н = 22 мм, расточили до размера 18 мм. Оценить влияние этого размера было невозможно, так как повлияли и другие изменения конструкции, которые в совокупности привели к положительным результатам испытаний. Тем не менее, из проведенных исследований можно было сделать очень важный вывод. Устранение огромной силовой нагрузки, действующей в процессе «шабрения» гильзы цилиндра верхним компрессионным кольцом — шабером, позволило «ослабить» жаровой пояс. Очевидно, в принципиально изменившихся условиях, размер высоты жарового пояса должны определять не «механики», а «термодинамики». С высоты положения технолога — моториста, для двигателя КАМАЗ можно, не сомневаясь, предложить размер высоты жарового пояса в пределах 10,0 мм.

Устранение огромных механических потерь за счет перевода «скоблящих» компрессионных поршневых колец в разряд скользящих, позволил «ослабить» всю кинематическую силовую систему двигателя, начиная с поршневого пальца, шатуна и далее по системе. Что, безусловно, положительно отразится на форме и содержании двигателя.

Продолжая дальнейшее совершенствование двигателя, обращает на себя внимание представленный на рис. 3 эскиз чертежа и обозначенные на нем газодинамические силы, которые дают возможность обнаружить издержки такой конструкции, как поршневое кольцо. Во-первых, вполне очевидно, что для двигателей и компрессоров одного уплотнительного поршневого кольца явно недостаточно. Может быть, и можно использовать такую схему для маломощных, высокоскоростных двигателей и компрессоров, но и это является сомнительным предприятием.

Итак, для надежного уплотнения между поршнем и цилиндром целесообразно использовать минимум два поршневых уплотнительных (компрессионных) кольца. И здесь также возникла проблема, как располагать поршневые кольца. Автору помог случай, как решить эту проблему. В конце 80-х годов прошлого века в Республике Татарстан возникла проблема с нехваткой поршней для сельхозтехники при наличии большого количества поршней, снятых с двигателей в процессе их капитального ремонта. Основная причина, по которой контролеры снимали их с эксплуатации — это разбитая верхняя поршневая канавка. Обратились за помощью к технологам Казанского авиационного института, вот тогда автор и предложил просто растачивать — обновлять верхнюю поршневую канавку под два стандартных компрессионных кольца.

Республика успешно отпахалась и отсеялась, а автор получил практическое подтверждение правильности выбранного решения [13], у которого оказалась очень хорошая перспектива.

Анализируя общепринятую в мировой практике двигателестроения схему расположения компрессионных и просто уплотнительных колец, руководствуясь полученными практическими результатами, технологу — мотористу показалось нецелесообразным размещение поршневых колец в «персональных» поршневых канавках.

Если бы поршневые кольца были цельные, то есть неразрезные, тогда, может быть, и не появились бы вопросы к схемам их расположения. В противном случае необходимо было развивать, принятое автором, пакетное расположение поршневых колец в одной поршневой канавке, как это представлено на рис.4.

Дальнейшие исследования предопределили принципиальную схему уплотнения между поршнем и цилиндром. Расположение каждого уплотнительного поршневого кольца в своей поршневой канавке — это еще одна принципиальная ошибка при проектировании поршневого устройства. Пакетное размещение поршневых колец в одной поршневой расточке исправляет многолетнее недоразумение, при этом все поршневые уплотнительные устройства, даже самых небольших диаметров цилиндров, должны иметь количество поршневых колец не менее двух.

Причем, в зависимости от диаметра цилиндра, назначения двигателя или компрессора, пакет может содержать большее количество поршневых колец. Анализ газодинамической схемы, представленной на рис. 4, в свою очередь, тоже имеет существенный недостаток этой конструкции.

Существующий зазор между верхней полкой поршневой канавки (расточки) и верхним торцом верхнего компрессионного (уплотнительного) поршневого кольца открыт для прорыва высокотемпературных рабочих газов в придонную полость поршневой расточки и далее в картер двигателя. Вполне очевидно, к каким негативным последствиям это приводит и становится понятным, почему так часто приходится производить замену моторного масла.

Причем устранить термодинамический зазор между верхним торцом верхнего компрессионного кольца и верхней полкой поршневой канавки практически не представляется возможным. Можно, согласно принятой нами минимизации всех зазоров в системе «цилиндр — поршневые кольца — поршень» [10], предусмотреть в расчетах его нулевое значение, но, как только двигатель начнет прогреваться, он появляется и постепенно увеличивается.

Есть, пожалуй, единственное решение, это использовать в поршневом уплотнительном устройстве одно из осевых расширительных поршневых колец, рассматриваемых в этой книге. Но об этом более подробно изложено ниже, в каждой конструкции всегда имеются свои плюсы и свои минусы, разработчик должен это оценить и принять правильное решение. Тем не менее, можно воспользоваться, пожалуй, одним из своих эффектных и эффективных изобретений, появление в уплотнительном поршневом устройстве «обжимного» кольца.

Чтобы перекрыть этот исторически существующий канал прорыва рабочих газов, было предложено существующую конструкцию дополнить еще одним поршневым кольцом с противоположными физическими свойствами. В отличие от общепринятой в мировой практике конструкции «разжимных» поршневых колец используются разрезные, предложено использовать сжимающие поршневые кольца (рис. 5).

Такое поршневое кольцо плотно прижато к дну поршневой расточки и имеет возможность смещаться вверх — вниз в пределах размера зазора между верхней полкой поршневой расточки и верхним торцом верхнего компрессионного кольца [14].

При подобном размещении поршневых колец в устройстве необходимо выполнять определенные требования, исходя из того, что верхнее компрессионное кольцо единолично решает проблему влияния газодинамических сил на работоспособность поршневого устройства. Оно является не только основным уплотнительным поршневым кольцом, но и термодинамическим элементом, посредником между перегретой головкой поршня и охлаждаемой гильзой цилиндра. Поэтому материал, из которого изготавливается верхнее компрессионное кольцо, должен иметь наибольший коэффициент теплопроводности и наименьший коэффициент трения.

На рис. 6 представлена реальная конструкция поршневого уплотнения для двигателей и компрессоров самых различных назначений. С некоторыми доработками, соответствующими экспериментальными испытаниями, оно может быть запущено в производство.

Оно является не только основным уплотнительным поршневым кольцом, но и термодинамическим элементом, посредником между перегретой головкой поршня и охлаждаемой гильзой цилиндра. Поэтому материал, из которого изготавливается верхнее компрессионное кольцо, должен иметь наибольший коэффициент теплопроводности и наименьший коэффициент трения.

Тем не менее, основное его назначение в кинематической системе «цилиндр — поршневые кольца — поршень», перекрыть прорыв рабочих газов из полости над поршнем в картер двигателя и встречное попадание моторного масла в пространство над поршнем.

Вспоминая о том, что на двигателе «обкатанном и технически исправном, приблизительно 60 — 70% всех утечек происходит через замки поршневых колец» [15], приходит вполне определенное логическое решение.

Чтобы, кроме всего прочего, исключить влияние зазоров замков на эффективность уплотнения между поршнем и цилиндром, поршневые кольца должны устанавливаться в поршневой расточке так, чтобы замки колец были расположены под 1800 по отношению друг к другу. Причем, разрезы замков должны находиться в плоскости перпендикулярной плоскости качания поршня, то есть вдоль оси поршневого пальца.

Для обжимного поршневого кольца есть свое условие установки в поршневой расточке, его разрез замка должен быть расположен под 900 по отношению к другим поршневым кольцам.

Эту конструкцию можно изменить, если верхнее компрессионное (уплотнительное) кольцо заменить на два кольца, не меняя их общую высоту 5,228—0,005 мм, т. е. каждое поршневое кольцо должно иметь высоту 2,625—0,005 мм. Очевидно, стоит напомнить разработчикам, что общепринятое мировой практикой требование по точности исполнительных размеров должно быть до третьего знака после запятой.

К сожалению, на этом этапе совершенствование цилиндропоршневой группы не заканчивается. Исключив популярные до последнего времени «скручивающиеся», разумеется «скоблящие» уплотнительные поршневые кольца и, заменив их на ожидаемые двигателем и компрессором классические скользящие поршневые уплотнительные кольца, возникла необходимость решения не менее важной проблемы устранения отрицательного влияния моторного масла на работу двигателя и последствия этой работы.

Маслосъемные поршневые устройства

Необходимость использования моторного масла в таких кинематических контактных системах, подобных паре «цилиндр — поршневое кольцо», не подвергается сомнениям. Проблема использования моторного масла в современных двигателях внутреннего сгорания, состоит в том, что решение эффективного его использования осуществляется не специальной конструкцией для этого предназначенной, а за счет и, самое главное, в ущерб другой конструкции. Под этой конструкцией подразумевается уплотнительное поршневое кольцо.

В предыдущей Главе достаточно подробно были обоснованы некорректные решения ученых и специалистов — мотористов по поводу применения «низких», «скручивающихся» и прочих уплотнительных поршневых колец, отличающихся по форме и размерам от конструкций, полученных расчетом. Такие конструкции, как правило, в серийных производствах проектируются для выполнения конкретных задач, определенной направленности, их относят к разряду специальных.

Ученые, специалисты не должны игнорировать простую истину проектировщика: в серийном, крупносерийном и, особенно массовом типе производства замещение специального элемента конструкции на универсальную конструкцию, граничит со служебной халатностью. Эту информацию доносят до студентов технических учебных заведений на ранних курсах обучения.

В данном тексте не стоит задача подробно останавливаться на преимуществах того или другого решения для разных типов производства, ибо это классика. Понятно только одно, уплотнительные поршневые кольца должны уплотнять пространство между поршнем и цилиндром, а маслосъемные поршневые кольца должны удалять моторное масло со стенки цилиндра, а потому и те и другие, по определению являются специальными элементами цилиндропоршневой группы.