Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. Цель и задачи исследования 9
1.1. Влияние качества ремонта, приработки, режимов работы и условии эксплуатации дизелей на их долговечность 9
1.2. Анализ неисправностей и изнашивания ресурсоопределяющих трибосопряжений цилиндро-поршневои группы 15
1.3. Методы и средства определения технического состояния цилиндро-поршневои группы дизеля
1.4. Влияние конструктивных особенностей уплотнительных устройств поршня на работу дизеля 32
1.5. Выводы. Цель и задачи исследования 44
2. Теоретические предпосылки к повышению эффективности и долговечности трущихся деталей цилиндро-поршневои группы отремонтированных дизелей
2.1. Обоснование использования уплотнительного устройства поршня и предварительный эксперимент 47
2.2. Выбор и расчет основных размеров и зазоров уплотнительного устройства поршня 51
2.3. Определение механических потерь дизеля при использовании уплотнительного устройства поршня -^
2.4. Обкатка дизелей с предлагаемым уплотнительным устройством поршня
2.5. Выбор и обоснование методов определения диагностических параметров дизелей 67
2.6. Теоретические предпосылки улучшения приработки и снижения износа трибосопряжений цилиндро-поршневои группы в процессе эксплуатации 72
2.7. Математическая модель изнашивания трибосопряжений цилиндро-поршневои группы и прогнозирование их долговечности
2.8. Выводы 81
3. Общая методика и структура экспериментальных исследований 82
3.1. Программа исследований 82
3.2. Проверка и эталонирование топливной аппаратуры дизелей 85
3.3. Методика обкатки дизеля с присадкой к топливу АЛП-4+РКС и определения механических потерь дизеля А-41 87
3.4. Методика проведения сравнительных стендовых испытаний дизеля А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня 90
3.5. Методика эксплуатационных испытаний дизелей А-41 тракторов ДТ-75М с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня 93
3.6. Обработка экспериментальных данных и оценка точности измерений 95
4. Экспериментально-теоретическое исследование уплотнительного устройства поршня 98
4.1. Результаты приработки дизеля А-41 98
4.2. Результаты сравнительных стендовых испытаний дизеля А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня 102
4.3. Определение влияния геометрических параметров цилиндро-поршневой группы на диагностические показатели 104
4.4. Выводы 113
5. Экспериментальные исследования основных показателей работы дизелей А-41 тракторов ДТ-75М с предлагаемыми и штатными уплотнительными устройствами поршня 115
5.1. Результаты сравнительных эксплуатационных испытаний дизелей А-41 тракторов ДТ-75М с предлагаемыми и штатными уплотнительными устройствами поршня 115
5.2. Прогнозирование остаточного ресурса дизелей по результатам сравнительных эксплуатационных испытаний 120
5.3. Результаты замеров зазоров и износов основных деталей и сопряжений ЦПГ дизелей А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня 127
5.4. Выводы 130
6. Технико-экономическая и экологическая оценка использования предлагаемого уплотнительного устройства поршня на тракторе ДТ-75М 131
Общие выводы 136
Литература
- Анализ неисправностей и изнашивания ресурсоопределяющих трибосопряжений цилиндро-поршневои группы
- Выбор и расчет основных размеров и зазоров уплотнительного устройства поршня
- Методика обкатки дизеля с присадкой к топливу АЛП-4+РКС и определения механических потерь дизеля А-41
- Результаты сравнительных стендовых испытаний дизеля А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня
Введение к работе
Одной из причин кризисного состояния современного сельского хозяйства России является резкое снижение его технического оснащения. На технические обслуживания, текущие и капитальные ремонты мобильных сельскохозяйственных машин затрачивается средств в 5-6 раз, а труда - в 10-15 раз больше, чем на их изготовление. При этом ресурс отремонтированной техники составляет 30-50 % ресурса новой [65]. По данным, полученным на машиноиспытательных станциях до 30 % машин при испытании имеют показатели надежности ниже нормативных.
Исследование надежности работы агрегатов современных сельскохозяйственных машин показывает, что 35-45 % отказов приходится на двигатель, а после капитального ремонта этот показатель возрастает на 20 % [91].
Ресурсоопределяющими деталями дизелей являются детали цилиндро-поршневой группы (ЦІ 11'): поршневые кольца, поршни, гильзы цилиндров, работающие в жестких условиях под действием высоких давлений газов, сил инерции и температур.
Максимальные давления газов в камере сгорания дизелей тракторов достигают 5... 12 МПа, а температура 1800...2300 С [72].
Наработка на отказ капитально отремонтированных дизелей по исследованиям В.Я. Сковородина [91] может снижаться в 1,7...3,5 раза. Поэтому даже небольшое увеличение межремонтного срока службы и улучшение эксплуатации капитально отремонтированных дизелей приобретает важное народнохозяйственное значение.
Исследования, проведенные в нашей стране и за рубежом показывают, что увеличение межремонтного ресурса может достигаться различными способами.
В данной работе представлен способ повышения межремонтного ресурса дизелей за счет улучшения уплотнения цилиндро-поршневой группы,
достаточно успешно реализуемый в условиях ремонтной мастерской сельскохозяйственного предприятия.
Целью работы является повышение долговечности отремонтированных дизелей мобильной сельскохозяйственной техники путем совершенствования технологических методов и применения приработочных присадок к топливу, обеспечивающих улучшение работоспособности и эффективности эксплуатации ресурсоопределяющих трибосопряжений цилиндро-поршневой группы.
Объект исследований. Капитально отремонтированные дизели А-41 тракторов ДТ-75М с предлагаемыми и штатными уплотнительными устройствами поршня.
Методика исследования носит комплексный характер и включает: разработку теоретических предпосылок и их экспериментальную проверку в лабораторных и производственных условиях, а также экономическую оценку результатов внедрения исследований.
При проведении теоретических исследований были использованы законы классической механики и математики. Экспериментальные исследования выполняли на основе требований ГОСТов и методов, рекомендуемых при проведении стендовых и эксплуатационных испытаний. Данные экспериментов обрабатывали с помощью современного программного обеспечения и процессора «Intel Pentium III».
Научная новизна диссертации заключается в комплексном подходе к решению проблемы повышения долговечности ресурсоопределяющих деталей отремонтированных дизелей мобильной сельскохозяйственной техники путем совершенствования технологических методов и применения приработочных присадок к топливу, анализу и обобщению теоретических положений и закономерностей, в результате которых:
установлен характер и степень влияния различных факторов на техно-ко-экономические и ресурсные показатели дизелей мобильных машин на этапе их жизненного цикла;
осуществлено теоретическое обобщение и выбран технологический метод ремонта дизелей, улучшающий эффективность и работоспособность ресурсоопределяющих деталей ЩИ с применением присадок к топливу;
предложены математические зависимости, позволяющие прогнозировать ресурсные показатели отремонтированных дизелей мобильных сельскохозяйственных машин при эксплуатации;
решена конструкторско-технологическая задача совершенствования уплотнительного устройства поршня при ремонте дизелей с разработкой химико-математической модели применения приработочных присадок к топливу;
разработаны рекомендации и комплекс средств для реализации предлагаемой технологии модернизации уплотнительного устройства поршня с применением приработочных присадок, обеспечивающих улучшение работоспособности и эффективности эксплуатации ресурсоопределяющих трибо-сопряжений отремонтированного дизеля.
Научные положения и результаты работы, выносимые на защиту
Работа представляет экспериментально-теоретическое обобщение и решение важной задачи - повышение долговечности ресурсоопределяющих деталей отремонтированных дизелей мобильной сельскохозяйственной техники.
На защиту выносятся следующие научные положения:
1. Теоретические предпосылки повышения долговечности трибосопря-
жений ЦПГ отремонтированных дизелей путем совершенствования техноло
гических методов и применения приработочных присадок к топливу.
2. Конструкторско-технологические разработки, обеспечивающие
улучшение работоспособности и повышение долговечности трущихся дета
лей ЦПГ отремонтированных дизелей.
3. Математическая модель прогнозирования повышения долговечности
ресурсоопределяющих трибосопряжений отремонтированных дизелей.
4. Результаты экспериментальных исследований и рекомендации по применению предлагаемых разработок.
Практическая ценность работы. Предложен и внедрен в производство комплекс мероприятий и конструктивных разработок, составляющих основу предлагаемой технологии, которые позволяют:
повысить качество приработки, снизить приработочный износ в 1,4-1,6 раза и увеличить ресурс отремонтированных дизелей в 1,3-1,7 раза;
получить от внедрения разработанных мероприятий годовой экономический эффект 6257 рублей на один трактор.
Пути реализации работы. Результаты исследований могут быть использованы на сельскохозяйственных и других предприятиях Министерства сельского хозяйства России для повышения ресурса отремонтированных дизелей, а так же в учебном процессе вузов агроинженерного образования при изучении курсов «Надежность и ремонт машин» и «Трибологические основы повышения ресурса мобильной сельскохозяйственной техники».
Внедрение. Предлагаемая технология и рекомендации по применению уплотнительного устройства поршня с использованием приработочных присадок к топливу внедрены в ООО «Ключевское» Новобурасского района Саратовской области.
Апробация работы. Основные положения диссертации и ее результаты были доложены, обсуждены и получили положительную оценку:
на научно-технических конференциях СГАУ им. Н.И. Вавилова (Саратов, 1999...2002 гг.), СГТУ (2000 г.);
на межгосударственном научно-техническом семинаре «Проблемы экономичности и эксплуатации ДВС в АПК СНГ» (Саратов, 1999...2002 гг.);
на межгосударственной научно-практической конференции «Развитие села и социальная политика в условиях рыночной экономики», посвященной 70-летию МГАУ им. Горячкина (Москва, 2000 г.);
на научно-техническом семинаре «Проблемы теории, конструкции, проектирования и эксплуатации ракет, ракетных двигателей и наземно-механического оборудования к ним» (Саратов, 2001 г.);
на расширенном заседании кафедры «Тракторы и автомобили». СГАУ им. Н.И. Вавилова (Саратов, 2003 г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 9 научных работ, в том числе патент на изобретение, в которых достаточно полно отражены результаты научных исследований.
Общий объем публикаций 1,8 п.л., в т.ч. 0,9 п.л. принадлежит лично соискателю.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов, списка литературы и приложения. Содержит 167 страниц машинописного текста, 20 таблиц, 32 рисунка и 7 приложений. Список используемой литературы включает 122 наименования, из них 7 на иностранном языке.
Анализ неисправностей и изнашивания ресурсоопределяющих трибосопряжений цилиндро-поршневои группы
Как показывает анализ неисправностей тракторных дизелей наиболее слабым сопряжением цилиндро-поршневой группы является кольцо-канавка поршня, срок службы которого как правило в 1,5...3 раза меньше основного сопряжения юбка поршня-гильза и не превышает предельный радиальный износ колец, т.е. износостойкость цилиндро-поршневой группы лимитируется сопряжением верхнее поршневое кольцо-канавка поршня, в котором наибольшему износу, как показывает ряд исследований [2, 50, 51, 52, 69, 79, 80], так и собственные наблюдения автора [12, 15, 89], подвержено именно верхнее компрессионное кольцо, воспринимающее до 70...75 % механических и тепловых нагрузок, приходящихся на гильзо-поршневую группу [42, 58, 99, 100, 112, 114]. Поэтому верхнее компрессионное кольцо изнашивается в 2...3 раза быстрее вторых и в 4.. .5 раз третьих компрессионных колец [17, 32].
На основе вышеизложенного, объектом изучения с позиции повышения межремонтного ресурса дизеля будет являться сопряжение верхнее компрессионное кольцо-канавка поршня, как наиболее слабое звено цилиндро-поршневой группы.
В поршневых кольцах изнашиваются две поверхности [7, 52, 73, 115]: наружная цилиндрическая, работающая в паре с зеркалом цилиндра и две торцовые поверхности (верхняя и нижняя) [36, 51, 52, 113], контактирующие с торцовыми поверхностями канавки поршня.
Предельной величиной износа по наружной цилиндрической поверхности считают такой износ [24, 28, 62, 92], при котором кольцо, находясь в цилиндре и создавая радиальное давление на его стенки только силами упру 16 гости (такт впуска), теряет контакт (т.е. силы упругости равны нулю) по какой-либо образующей его наружной поверхности с зеркалом цилиндра. После этого кольцо отжимается газами от зеркала цилиндра и утрачивает свои функциональные свойства, связанные с уплотнением, маслораспределением и теплопередачей. На кольца циклически действует давление газов, силы трения и инерции, т.е. кольца периодически переходят от нижней канавки к верхней и наоборот. Особенно это характерно для верхнего компрессионного кольца. Ударное воздействие кольца на канавку происходит при переходе от нижней поверхности к верхней и наоборот.
В начале такта всасывания под действием сил трения и инерции кольцо прижимается к верхней поверхности канавки. При окончании такта у н.м.т. происходит отрыв кольца от верхней стенки канавки и прижим к нижней стенке. В таком положении оно остается весь такт сжатия и в начале такта расширения. На такте расширения (через 30...60 за в.м.т.) кольцо отрывается от нижней поверхности под действием сил трения, инерции и давления газов между кольцами. В таком положении кольцо остается до н.м.т. или даже некоторое время после н.м.т., так как давление газов между первым и вторым кольцами не в состоянии преодолеть силы трения и силы инерции [116].
Происходит перемещение кольца в радиальном направлении при перекладке поршня и в осевом направлении вследствие изменений конфигурации цилиндра, а скорость перемещения существенно зависит от зазора между поршнем и гильзой и может колебаться в пределах 0,3-2 м/с [110].
Причем при перекладке поршня в плоскости качения шатуна, скорость перемещения кольца относительно канавки с диаметрально противоположных сторон разная [70].
Так же кольцо совершает вращательное движение, и хотя оно невелико, но имеет определенное влияние на протекание процесса изнашивания в сопряжении [78]. При работе кольцо и канавка под действием термических напряжений и сил давления газов деформируются относительно радиальной плоскости [36], в результате уменьшается площадь контактирующих поверхностей и увеличивается удельное давление при трении.
Изнашивание в сопряжении кольцо-канавка делится на три четко выраженных участка: приработка (I), установившиеся (II) и аварийное (III) изнашивание (рис. 1.1).
Зависимость изнашивания сопряжения кольцо-канавка от времени Время приработки составляет порядка 40-100 часов, а участок аварийного изнашивания 100-1000 часов.
В сопряжении кольцо-канавка присутствуют все виды абразивного изнашивания (микрорезание, внедрение абразивных частиц в мягкую поверхность канавки, поверхностное деформирование микрообъемов металла и т.д.), которые сопровождаются различными химическими процессами, протекающими при температуре 470...540 К с ударным приложением нагрузки.
Выбор и расчет основных размеров и зазоров уплотнительного устройства поршня
На поршень устанавливаются в одну специально изготовленную канавку 2 верхних серийно выпускаемых кольца, которые имеют трапециидальное сечение, твердое хромовое покрытие и бочкообразный профиль рабочей поверхности.
Кольца имеют наружный диаметр 3,5 мм, внутренний 2,7 мм, ширину 5,4 мм. Для их установки в поршне расточена 1-я поршневая канавка до следующих размеров (рис. 2.2).
Два кольца устанавливаются в проточенную канавку с номинальным зазором по нижнему допускаемому пределу 0,18 мм. Каждое верхнее компрессионное кольцо имеет начальный установочный зазор в замке, соответствующий номинальному плюс величина усика фиксатора с учетом коэффициента линейного расширения. Сам фиксатор изготавливается из полосы пружинной стали 40 ХГС с последующей термической обработкой.
На рис. 2.3-2,6 представлены: поршень с проточкой; фиксатор; поршень с фиксатором, уплотнительное устройство в сборе.
Фиксатор имеет высоту 5 мм, два усика с высотой 2,5 мм и длиной 5,4 мм каждый. Толщина фиксатора 0,5 мм.
Проточки поршней и фиксаторы изготавливались как опытные образцы в ОАО НИТИ-ТЕСАР г. Саратова.
Фиксатор своими усиками разводит два кольца в одной канавке поршня на расстояние /. Определим это расстояние по известной формуле Гинц-бурга [24]: где I - длина консоли колеблющегося кончика кольца, м; D - диаметр цилин дра, м; Sn - ход поршня, м; См = — средняя скорость поршня, м/с; п частота вращения коленчатого вала, мин-1; Pi - давление газа над верхним поршневым кольцом в соответствии с индикаторной диаграммой, Н/м2; Е -модуль продольной упругости, Н/м ; г = b/D - отношение высоты кольца b к диаметру цилиндра D; р - плотность материала кольца, кг/м ; f(a) = cos a + + X cos 2 a - угол поворота коленчатого вала, град; X - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; ф = f?,(KD /4) - относительное сопротивление газов, эквивалентное f - площади проходного сечения нижележащих колец.
Эта формула позволяет определить длину / колеблющегося кончика кольца с различными геометрическими характеристиками для соответствующего технического состояния дизеля.
Собственная частота колебаний каждого кольца, установленного в канавку составит 2,49 Гц, что существенно ниже колебаний серийных уплотни-тельных устройств поршня, имеющих уровень вибрации поршневой группы 7...17 Гц [40]. В данном случае силы взаимодействия колец будут противоположно направлены друг другу, т.е. произойдет автоматическое гашение вибрации одного кольца другим.
В общем случае полная мощность внутренних потерь четырехтактного дизеля может быть представлена следующим уравнением [87]: где NTpp- мощность трения, вызванная силами газов; NTp - мощность трения, вызванная силами инерции; NBn - мощность вентиляционных потерь; N„.n - мощность насосных потерь; NB.T - мощность, расходуемая на приведение в движение вспомогательных механизмов двигателя; Nr.n - мощность гидравлических потерь, вызванных перетеканием газов из основной во вспомогательную камеру сгорания двигателя.
За исключением мощности трения, вызванной силами газов NTp , пропорциональной первой степени числа оборотов, все члены приведенного уравнения пропорциональны третьей степени числа оборотов, т.е. выражение (2.6) можно записать в виде:
В целом сумма Дп3 + En3 + Кп3 + Рп3 составляет приблизительно 40 % от Сп3 для двигателей с неразделенными камерами сгорания.
Поэтому для тракторных дизелей, работающих как правило при номинальных частотах вращения коленчатого вала выражение NMn можно представить в следующем виде: NMn = An + Bn3, (2.8) где В = 1,4 для двигателей с неразделенными камерами сгорания.
Механические потери поршневой группы складываются из потерь на трение поршневых колец и поршня. Изменение силы трения колец происходит в зависимости от их упругости, температуры гильзы и скорости поршня. С учетом характера распределения и величин давления газов в кольцевых канавках среднее давление механических потерь от трения колец определяется по формуле: где Ртк - среднее давление потерь на трение колец; Qn - средняя за ход сила, прижимающая кольцо к гильзе; fn - коэффициент трения кольца при данной силе Qn; S - ход поршня; Vh - рабочий объем цилиндра.
Значения Qn и fn определяются для каждого кольца за четыре такта, после чего их произведения суммируют.
По данным Г.Р. Рикардо (84) механические потери от трения юбки поршня составляют 34...40 % от потерь поршневой группы, а в общем балансе механических потерь - 24.. .26 %.
Методика обкатки дизеля с присадкой к топливу АЛП-4+РКС и определения механических потерь дизеля А-41
Техническое состояние топливной аппаратуры существенно влияет на выходные параметры дизеля. Снижение давления топлива подаваемого насосом в цилиндр дизеля нарушает процесс сгорания, может вызвать преждевременный, возможно аварийный выход дизеля из строя. По исследованиям А.В. Белявцева и А.С. Процерова неисправность или неправильная регулировка только одной форсунки дизеля увеличивает расход топлива на 10-20% [11].
Поэтому для исключения влияния технического состояния топливной аппаратуры на результаты стендовых и эксплуатационных испытаний проведена проверка и эталонирование топливной аппаратуры дизелей А-41, подвергшихся испытаниям.
Проверка габаритных и присоединительных размеров в соответствии с ГОСТ 15059-77 проводилась методами и средствами измерения, обеспечивающими достижение требуемой точности.
Давление начала впрыскивания топлива проверялось и регулировалось на стенде для испытания и регулировки форсунок КИ-22203М на давление начала впрыскивания 17,5 МПа с максимальным отклонением в сторону увеличения не более 4 % в соответствии с ГОСТ 10579-82.
Герметичность по запирающему конусу проверялась на стенде КИ-22203М, в соответствии с ГОСТ 25708-83 созданием в форсунках давления топлива на 1,5 МПа меньше давления начала впрыскивания (17,5 МПа). При этом топливо в течение 15 минут не должно проходить через соединения запирающих конусов иглы и корпуса распылителя.
Подвижность иглы проверялась прокачкой топлива на стенде КИ-22203М через форсунку, отрегулированную на заданное давление впрыскивания, с частотой впрыскивания 35...40 в минуту.
Качество распыливания топлива: мелкость, равномерность распределения частиц топлива по перечному сечению факела распыленного топлива; угол распыливания оценивались визуально во время впрыскивания топлива форсункой с периодичностью 60...80 впрыскиваний в минуту в соответствии с ГОСТ 10579-82.
Пропускная способность проверялась прокачкой топлива через форсунки секциями насоса высокого давления на стенде КИ-22205-01М. Пропускная способность форсунок оценивалась по значению цикловой топлива q в мм3/цикл., которая подсчитывалась по формуле: V q = - (3.1) і где V - объем топлива, поступившего в устройство для измерения подач, мм3; і - число циклов.
Гидравлическая плотность проверялась по ГОСТ 25708-83. Пружины форсунок затягивали до давления начала впрыскивания 22 МПа.
Делали одно впрыскивание, после чего нагнетанием топлива в форсунку создавали давление несколько больше того, при котором начинали измерять плотность. В момент, когда стрелка манометра показывала 20 МПа включали секундомер и засекали время падения давления до 18 МПа.
Так как давление подачи топлива топливным насосом отрегулировать невозможно, т.е. оно определяется качеством изготовления и сборки плунжерных пар, то топливные насосы для стендовых и эксплуатационных испытаний дизелей подбирались из партии капитально-отремонтированных насосов и насосов, имеющихся на складе предприятия. Давление подачи насосом замерялось максиметром. Для стендовых и сравнительных эксплуатационных испытаний были подобраны топливные насосы высокого давления, имеющие равное давление нагнетания.
Эти насосы в соответствии с ГОСТ 10578-86 были проверены и отрегулированы по величине цикловой подачи топлива и равномерности подачи между секциями насоса.
После капитального ремонта дизель подвергается холодной обкатке. В процессе обкатки поддерживают следующие условия: давление масла не менее 0,15 МПа, температура воды на выходе из дизеля 60...75 С.
Результаты сравнительных стендовых испытаний дизеля А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами поршня
Представляется весьма важной задачей исследование влияния основных сопряжений цилиндро-поршневой группы дизеля в процессе их износа на основные диагностические параметры: расход картерных газов Qr, компрессионные свойства Рсж. Эти параметры выбраны как параметры оптимизации исходя из широкого изменения их значений у новой цилиндро-поршневой группы и предельно изношенной. Эти изменения по расходу картерных газов могут достигать 500 % по компрессии 200 %, в то время, как по замерам мощности эти колебания могут достигать 20 %. Это позволяет дать объективную оценку влияния износа основных сопряжений дизеля на диагностические показатели.
Для выполнения данной задачи применено математическое планирование эксперимента, методически основанное на работах (1, 6,26, 27, 39, 47, 53, 54, 64, 96).
Так как эксперименты, проведенные в данной работе достаточно трудоемкие и дорогостоящие, то для их реализации выполнен дробный факторный эксперимент (ДФЭ), т.е. число опытов которого меньше числа возможных сочетаний верхних и нижних уровней факторов, но матрица которого сохраняет все свойства матрицы полного факторного эксперимента (ПФЭ): симметричность, условия нормировки, ортогональность, рототабельность.
За исследуемые факторы приняты: Xi - зазор в стыке верхних компрессионных колец, мм; Х2 - зазор в стыке 2-го и 3-го компрессионных колец, мм; Хз - зазор в сопряжении юбка поршня - гильза цилиндра, мм; Хд - зазор в сопряжении 1-е компрессионное кольцо - канавка поршня, мм.
Для проведения эксперимента составлена матрица, в которой учтено двойное взаимодействие факторов и как малосущественное не принято во внимание тройное взаимодействие.
Матрица планирования представляет собой полуреплику от 24, заданную генерирующим соотношением Х4 = Х]Х2хз с определяющим контрастом 1 = Х!Х2ХзХ4. Перемножая последовательно определяющий контраст на XiX2x3X4 определяем совместно оценки линейных эффектов и взаимодействий [27]. Согласно [1] в плане не учитываем взаимодействия ХіХ4; х2х4; Хзх4. С учетом вышеизложенного матрицу планирования эксперимента представим в виде табл. 4.2.
В эту же таблицу внесем результаты проведенного эксперимента и рассчитанные коэффициенты регрессии, которые придают уравнениям (4.1, 4.2) следующий вид:
При проведении эксперимента значения исследуемых параметров определяются с некоторой погрешностью (класс точности прибора, неточность измерений и т.д.). С некоторой ошибкой определяются и коэффициенты уравнения регрессии, поэтому необходимо определить их значимость. Используя уравнения 4.13, 4.14, можно моделировать техническое состояние дизеля по цилиндро-поршневой группе в зависимости от диагностических параметров: расхода картерных газов и компрессионных свойств. Полученные уравнения регрессии 4.3 и 4.4 показывают, что наибольшее влияние на диагностические показатели оказывают: зазоры в стыке 1-го, 2-го и 3-го компрессионных колец; зазор в сопряжении гильза - поршень.
Зазор в сопряжении первое поршневое кольцо - канавка поршня существенно влияет на расход картерных газов и значительно меньше влияет на компрессионные свойства (на уровне коэффициентов регрессии межфакторных взаимодействий).
Акт, подтверждающий результаты сравнительных стендовых испытаний дизелей А-41 с предлагаемым и штатным уплотнительными устройствами представлен в приложении 3.
1. Более интенсивное снижение таких показателей приработки: как момент сопротивления прокручиванию, прорыв газов в картер у дизеля с предлагаемым уплотнительным устройством поршня свидетельствует об эффективности использования присадки АЛП-4+РКС при обкатке.
2. Мощность механических потерь дизеля, обкатанного по типовой технологии равна расчетной, а у дизеля с предлагаемым уплотнительным устройством поршня, обкатанного с присадкой АЛП-4+РКС к топливу она снизилась с 14,45 до 13 кВт.
3. Мощность механических потерь при прокрутке у дизеля с предлагаемым уплотнительным устройством поршня на 0,7 кВт при n = 1750 мин"1 меньше чем у дизеля со штатным уплотнительным устройством.
4. Как показывают регуляторные характеристики все показатели дизеля с предлагаемым уплотнительным устройством поршня превосходят анало гичные показатели дизеля со штатным уплотнительным устройством. Так на номинальном режиме работы п = 1750 мин-1 эффективная мощность на 3 кВт выше, а удельный расход на 8 г/кВт-ч ниже.
5. Определено влияние зазоров предлагаемого уплотнительного устройства поршня на диагностические показатели: расход картерных газов и давление сжатия, показывающее, что предельное значение этих показателей может достигаться при значительно больших зазорах в ЦПГ, чем рекомендуемые.
6. Получены уравнения регрессии, оценивающие значимость зазора в каждом сопряжении ЦПГ и позволяющие моделировать техническое состояние дизеля по ЦПГ в зависимости от диагностических показателей: расхода картерных газов и давления сжатия.
В табл. 4.2. уиЬ уИ2 Уиз - экспериментальные значения параметров расхода картерных газов в трех сериях; у2Иь У2и2, У2из - экспериментальные значения параметров давления сжатия в трех сериях. Уиі и Уи2_ среднее значение выхода соответствующих параметров, полученное в трех сериях.
Значимость коэффициентов регрессии определим по tj критерию Стью-дента. Для каждого коэффициента вычислим значение tj критерия по формуле: /=ІА (4.5) S\bi\ где bi- рассчитанные коэффициенты регрессии; Sbi- среднеквадратичное отклонение коэффициента регрессии. Sibil = ,- - (4.6) 1 VN-m Задаемся уровнем значимости а = 5 % и определяем число степеней свободы, по которому находим критическое значение tKp (по табл. 1) [27]. Значения Sibil для всех коэффициентов регрессии будут одинаковые: S I-J -Wi-lO-1; 11 V 8-3 11 V 8- Критическое значение, найденного по таблице критерия Стьюдента 2, 119. Рассчитанный критерий Стьюдента для каждого коэффициента регрессии существенно выше tKp, поэтому все коэффициенты регрессии уравнений 4.1 и 4.2 остаются.
