Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Исследование теплообмена в цилшдре дизеля 8
1.1. Современное состояние исследований теплообмена в цилиндре дизеля 8
1.2. Рациональный метод исследования теплообмена в цилиндрах ДВС 27
1.3. Анализ влияния факторов, определяющих теплообмен по результатам теплобалансовых испытаний 35
1.4. Коэффициент теплоотдачи от газа к стенке и интегральные характеристики теплообмена.. 43
1.5. Экспериментальное определение результирующей по теплопередаче температуры 53
1.6. Распределение результирующей температуры как отражение процессов смесеобразования... 67
1.7. Локальное распределение граничных усло вий Ш рода по поверхностям теплообмена в
цилиндре дизеля 88
Глава 2. Исследование температурного состояния деталей цпг при одномерном потоке тепла 105
2.1. Изменение температурного состояния деталей ЦПГ при малых отклонениях режимных параметров 105
2.2. Температурные волны на поверхностях.деталей ЦПГ 122
2.3. Переходные тепловые режимы в деталях ЦПГ ди зеля 148
Выводы 177
Глава 3. Исследование полей температур, деформаций и напряжений в деталях ЦПГ ДВС 178
3.1. Обоснование выбора метода исследования 178
3.2. Конечно-разностное представление производных в разноугольной сетке 190
3.3. Методика решения задач нестационарной теплопроводности в деталях ЦПГ 196
3.4. Методика решения задач термоупругости по заданному полю температур для деталей ЦПГ... 202
3.5. Особенности программы расчета температурных и деформационных полей в деталях ЦПГ 221
Выводы 244
Глава 4. Долговечность деталей цпг в установившихся режимах изнашивания 245
4.1. Взаимосвязь теплонапряженности и долговечности деталей ЦПГ 245
4.2. Процессы смазки в паре трения поршневое кольцо-цилиндровая втулка судовых дизелей ... 258
4.3. Подобие и прогнозирование процессов изнашивания поршневых колец и цилиндровых втулок судовых дизелей 268
4.4. Оптимальная дозировка щелочных масел 280
4.5. Интенсивные износы, их возможные причины 291
Глава 5. Исследование динамики неустановившихся процессов изнашивания деталей ЦПГ 307
5.1. Экспериментальное исследование приработки пары трения поршневое кольцо - цилиндровая втулка судовых дизелей 307
5.2. Динамика износа ЦПГ на режимах ввода и вы вода двигателя из действия 343
Общие выводы и рекомендации 357
Литература 361
Приложение 3
- Рациональный метод исследования теплообмена в цилиндрах ДВС
- Температурные волны на поверхностях.деталей ЦПГ
- Конечно-разностное представление производных в разноугольной сетке
- Процессы смазки в паре трения поршневое кольцо-цилиндровая втулка судовых дизелей
Введение к работе
Директивами XX7I съезда КПСС [I.I.] перед ди з елее троите лями поставлены серьезные задачи. Производство и эксплуатация поршневых ДВС является составной частью одной наиболее важной народнохозяйственной задачи - топливно-энергетической. Дальнейшее повышение энерговооруженности народного хозяйства с обеспечением снижения расходов топлива и масла, трудозатрат на обслуживание, снижение удельной металлоемкости - эти указания КПСС предстоит выполнить дизелестроителям в 11-й пятилетке.
Одна из главных задач 11-й пятилетки - повышение агрегатных мощностей за счет увеличения степени наддува - сопряжена с различными решениями, направленными на ограничение силовых и тепловых нагрузок основных деталей для обеспечения требуемых ресурсов и надежности.
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР проф.Иванченко Н.Н. и к.т.н. Балакин В.И. в программной статье "Проблемы высокого наддува дизелей" [З.І.] одной из четырех выдвинутых проблем современного дизелес троения называют "достижение высокой экономичности дизеля с высоким наддувом и хороших его пусковых качеств в условиях ограничений по максимальному давлению сгорания и тепло-напряженности".
"Проблема каждого нового дизеля - это прежде всего проблема обеспечения определенного теплового режима его деталей... и решение этой проблемы все более усложняется" - пишет в [3.2.] проф. Овсянников М.К. Решение любой инженерной проблемы идет двумя параллельными путями: конструированием и опытным отбором оптимальных решений и созданием теоретической базы прогнозирования этих оптимальных решений. Теоретические основы теплонапряженности дизелей существуют и развиваются учеными ряда стран на протяжении многих лет. Большой вклад в эту науку внесли советские ученые
профессора Костин А.К. [2.I.] , Овсянников М.К. и Давыдов Г.А.
[2.?.] , Петриченко P.M. [2.3.] , Чайнов H.7I. [2.4.] и другие. Однако современное состояние науки о теплонапряженности не удовлетворяет быстрому развитию дизелес троения и недостатки в этой области подробно рассмотрены в [з.2.] . Проблема теплонапряженности это не только предупреждение разрушения деталей цилиндропоршневой группы, но и, в первую очередь, долговечность пары трения поршневое кольцо - цилиндровая втулка. Долговечность настолько тесно связана с теплонапряженностью дизеля, что нередко ее считают составной частью проблемы теплонапряженности. В то же время проблема долговечности - самостоятельная многогранная проблема, не имеющая до сих пор теоретических основ прогнозирования, все более усложняющаяся ростом теплонапряженности и широким применением в дизелях тяжелых сортов топлива. Вопросы долговечности ЦПТ ДВС охватывают процессы смазки, трения и износа, образования вторичных структур, защитных окисных пленок, динамики приработки, коррозийного износа трущейся пары дизеля поршневые кольца - цилиндровая втулка.
В области смазки ДВС наиболее фундаментальные работы принадлежат советским ученым проф.Венцелю СВ. [2.5.] , Сомову В.A. [2.6.] , в области динамики изнашивания Захаренко Б.A. [3.62.] , Точильни-кову Д.Г. [2.7.] , Кюрегяну С.К. [2.8.] и другим.
Однако до сих пор мало исследована природа масляной пленки между кольцом и цилиндровой втулкой, нет работ по обобщению связи долговечности пары с качеством топлива и цилиндрового масла, которые позволили бы устанавливать оптимальные расходы смазки и прогнозировать долговечность пары трения, мало исследована динамика переходных процессов изнашивания.
Целью настоящей диссертационной работы являлось комплексное исследование проблемы теплонапряженности и долговечности цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) судовых дизелей, установление закономерностей и методов прогнозирования интенсивности теплообмена и формиро-
вания температурных, деформационных полей в деталях ЦПГ, выявление взаимосвязи температурного состояния ЦПГ с ее долговечностью через режим смазки и поведение масляной пленки между поршневыми кольцами и цилиндровой втулкой, построение обобщенных зависимостей скорости изнашивания элементов пар трения ЦПГ от содержания серы в топливе, щелочности масла и его расхода, оптимизация режима смазки и, наконец, исследование закономерностей изнашивания пар трения ЦПГ судового дизеля в период его обкатки. В работе формулируются следующие основные научные положения.
Исследование процессов теплообмена в цилиндре дизеля необходимо проводить по первостепенному параметру, определяющему процесс - по результирующей по теплопередаче температуре. Это направление позволило автору установить взаимосвязь локального распределения интенсивности теплообмена с процессом смесеобразования и горения топлива, создать методику расчета траекторий струй топлива и падающих лучистых потоков тепла от излучающих поверхностей факела. Метод физического моделирования лучистого теплообмена, разработанный автором, позволяет прогнозировать локальное распределение результирующей по теплопередаче температуры для деталей ЦПГ как при стационарных, так и нестационарных режимах работы. Методика прогнозирования граничных условий теплообмена используется далее в решении задач теплопроводности в ЦПГ дизеля.
Одним из серьезных недостатков существующих машинных методов решения задач теории теплопроводности (МКЭ, метод квадратных сеток) является высокая трудоемкость ручной подготовки исходных данных.
Автором разработан новый вид универсальной разноугольной сетки, приводится теоретическое обоснование аппроксимации дифференциального уравнения теплопроводности для этого вида сетки. Новая математическая модель температурного поля в деталях ЦПГ судового дизеля позволяет адекватно описывать криволинейные границы облас-
ти решения задачи, резко сокращает (в десятки раз) трудоемкость ручной подготовки исходных данных, примененный в алгоритме метод улучшения сходимости сокращает время решения стационарной задачи на 500 узлов до 3 минут, а нестационарной - до 15 минут.
Методика прогнозирования граничных условий, предложенная автором и новая математическая модель температурного поля представляют собой решение комплексной задачи о теплонапряжен-ности в деталях ЦПГ судового дизеля.
3. В работе установлена взаимосвязь температурного состояния ЦПГ дизеля с ее долговечностью. Эта взаимосвязь формулируется четырьмя критериями и экспериментально доказанным существованием критических температур цилиндровых масел, применяемых в судовых дизелях. Доказывается экспериментально причинная связь возникновения интенсивных износов с критической температурой применяемых цилиндровых масел и даются рекомендации по предупреждению этих износов. В области докритических температур при работе на сернистых топливах устанавливается зависимость долговечности ЦПГ от условий работы и предлагается метод оптимизации режимов смазки. Для исследования переходных процессов изнашивания разработан индуктивный метод, соизмеримый по точности с методом радиоактивных изотопов, абсолютно безопасный и применимый к любому крейцкопфно-му двигателю без каких-либо специальных приспособлений к нему. Метод позволил установить новые закономерности приработки пары поршневые кольца - цилиндровая втулка и предложить рациональный режим обкатки судовых ДВС, давший годовой экономический эффект 100 тыс.рублей.
Совокупность вышеприведенных научных положений защищается автором как новое перспективное направление в решении комплексной проблемы теплонапряженности и долговечности цилиндропоршневой группы судовых дизелей.
Рациональный метод исследования теплообмена в цилиндрах ДВС
Стационарные тепловые потоки можно определять в плоских стенках по температурным перепадам и этим методом часто пользуются в практике исследований теплообмена совместно с тепловым балансом. Однако для большей части тепловоспринимающей поверхности соотношение выполняется только приближенно и погрешность тем выше, чем больше кривизна линий тока тепла в месте постановки термопар. Точнее должен определяться средний коэффициент теплоотдачи методом решения обратных задач теплопроводности. Опытным путем находятся температуры в нескольких точках детали ЦПГ, а затем, назначая соответственно режиму работы двигателя во время испы таний часть граничных условий ( Тгр оы , / ох ), подбора определяется оС п ср . Обычно такие решения выполняются на электромоделях и процедура отыскания аСг ср сравнительно проста.
Однако и в этом случае корректность постановки задачи не соблюдается: как ТГш р , так и вС оу задает исследователь ориентировочно и, конечно, с погрешностью. Во-вторых, малым изменениям температурного поля соответствуют большие изменения оС и это увеличивает погрешность определяемой величины.
Особенно четко проявляются недостатки метода обратных задач при попытке установить распределение С Гш ср по радиусу поршня.
Так, в монографии [2.1 J приводятся результаты подобных исследований: в двигателе с ЩЩ оСг ср в центре оказалось в 3 раза большим, чем на периферии (поршни неохлаждаемые), в поршне мотокомпрессора МК-10 (с охлаждаемым поршнем) - оС r постоянное по радиусу, а с охлаждаемой стороны о0х задавалось по линейному закону от центра днища к его периферии в пределах от 930 до 3000 Вт/(м«К). В двигателях четырехтактных Д49, В2-300 и М50 обратная задача дала тоже практически неизменное оС r с по радиусу.
При решении обратных задач Тг по радиусу задается постоянной и, естественно, вся неравномерность теплового потока перено сится на оС г ер, . В настоящее время нет сомнения в том,что при центральной форсунке тепловой поток на периферии в 2,5-3 раза больше, чем в центре, следовательно в двигателях МК-Ю, Д4-9, В2-300 и М-50 неравномерность оСг#ср, должна быть того же порядка, а обратная задача дала равномерное распределение. Можно полагать,что и численные значения оСгср, , получаемые в обратных задачах практической ценности не представляют.
Тепловой локальный стационарный поток можно определять экспериментальным путем с достаточной точностью только в том случае, когда термопары расположены на одной линии тока тепла. Выполнить это требование в реальных конструкциях деталей ЦПГ практически невозможно. Необходимо искать искусственные пути преодоления этой трудности. Одним из таких путей может быть создание специальных датчиков одномерного потока, пример конструкции датчика приведен на рис.1.1.
Корпус датчика состоит из двух частей. В верхней цилиндрической части выполняются два сверления - одно 0 2 мм для проводки термопары, закладываемой на глубине 2 мм от поверхности, второе - для запрессовки трубки термоприемника результирующей по теплопередаче температуры. Вторая термопара запрессовывается под бурт нижнего штуцера. После запрессовки штуцер в верхнем корпусе фиксируется двумя коксами. В собранном виде датчик устанавливается с уплотнительной прокладкой в гнезде детали заподлицо с поверхностью. Между корпусом датчика и стенкой гнезда оставляется радиальный зазор 0,5-1 мм. В результате получаем цилиндрическое тело,изолированное по боковой поверхности, с граничным условием на поверхности о(.г#срг , Тг, р. и с нижней торцевой поверхности с условием I рода - Тк . Воздушный зазор вообще можно считать изоляцией, так как конвективные токи в нем будут малы. Через несколько часов работы такой зазор будет заполнен нагаром,теплопровод НОСТЬ КОТОРОГО 0,1 Cft В таком датчике устанавливается одномерный тепловой поток от верхнего торца к нижнему независимо от кривизны изотерм поля детали в месте постановки датчика. Искажение температурного поля детали постановкой датчика может искажать локальный тепловой поток о , но не оказывает теоретически никакого влияния на определяемый коэффициент теплоотдачи еСг. ср. і так как
Температурные волны на поверхностях.деталей ЦПГ
Второй одномерной задачей теплопроводности в дизелях является задача о температурных волнах. Периодичность рабочего цикла дизеля вызывает соответствующее гармоническое изменение температур поверхностей стенок,ограничивающих камеры сгорания двигателя. Несмотря на сравнительно малые амплитуды колебания температур, не превышающие 30-40С, в малооборотных дизелях, они вызывают весьма существенные дополнительные колебания температурных напряжений в стенках цилиндра. При температурных напряжениях от стационарного теплового потока G, =2000 3000 кгс/олг (200-300 мПа ), дополнительные напряжения могут достигать 1000 кгс/см ІОО Мїїа ).
Аналитический метод расчета периодических изменений температуры [2.21.3.30.]» основанный на применении гармонического анализа и графический метод Шмидта Е. весьма трудоемки, а единичные числовые решения, получаемые этими методами, не дают возможности анализировать явление вцелом.
Ниже приводится обобщение экспериментальных данных на основе теории подобия. Определяющее уравнение для квазистационарного процесса теплопроводности представляется в виде: где с - теплоемкость материала стенки; Д - теплопроводность материала стенки; Т - удельный вес материала стенки; 00 - частота воздействия температурного импульса
(угловая скорость коленчатого вала); еСгл- коэффициент теплоотдачи от газа к стенке в точке Z ,индикаторной диаграммы; Д"ЬГг- амплитуда колебания температуры газа в цилиндре дизеля - лігі = Ті Та ; Р - среднее по времени давление газа в цилиндре; Я - максимальное да ление газа в цилиндре. Используя метод теории размерностей, определяющее уравнение можно привести к критериальному виду:
Первый критерий характеризует теплоинерционные свойства стенки и интенсивность теплообмена с окружающей средой, параметрический критерий Пр характеризует ширину импульса температурного воздействия газов на стенку. С увеличением обоих критериев относительная амплитуда температуры растет и, наоборот. Случай, когда Лр- -1или г0пц — 0 мы не рассматриваем, как нереальный для граничных условий в цилиндре дизеля, хотя теоретически в этом случае дЬсгп- о.
На рис.2.7. представлено влияние первого критерия на относительную амплитуду температуры. Как видно, для обработанных двигателей получены две кривые, около которых хорошо группируются опытные точки. Два двигателя большой размерности близки по пара 124
метрам и рабочему процессу, поэтому точки укладываются на одну кривую, третий двигатель резко отличен от первых двух (малый размер цилиндра, высокое число оборотов, высокие R , доходящие до 90 кгс/сьг (9 Шїа ) и опытные данные для него образовали другую зависимость.
Обработка приведенных опытных данных в логарифмических координатах показала, что в обоих случаях имеет место зависимость где С - некоторая постоянная, различная для кривых. Дальнейшая обработка опытных данных приведена на рис.2.8. Как видно, обе совокупности опытных данных обобщаются в одну со среднеквадратичным отклонением от апроксимирующей кривой 9,2%.
Окончательный вид зависимости относительной амплитуды температуры от критериев подобия следующий: Подставляя в (2.5.) огг из (2.6.) и выражая со ж Cm через частоту вращения коленчатого вала, получим: Из (2.7.) видно, что относительная амплитуда не зависит ни от скоростного режима двигателя, ни от его оборотности. Это не совпадает с существовавшим мнением о большом ЕЛИЯНИИ СО на температурные колебания, в частности считали, что в высокооборотных двигателях амплитуда сравнительно мала именно из-за большой угловой скорости.
Независимость . ,ст от числа оборотов вытекает из обратной закономерности otri =-f (п) -с увеличением Vn амплитуда должна уменьшаться при неизменном оСгг , но так как в цилиндре дизеля Сг ї увеличивается пропорционально Vn то происходит взаимная компенсация влияния этих двух факторов.
Обнаруженная закономерность хорошо подтверждается результатами исследований Кинда [З.б.] при работе двигателя по внешней характеристике - амплитуда практически оставалась неизменной при четырех значениях П
В малооборотных дизелях амплитуда колебаний температуры больше, чем в высокооборотных при одинаковых материалах (СОЛ -idem ) из-за большего отношения /уЪи, и большей полноты импульса -ф- . В то время как для высокообо штных дизелей характерны - Д 0 63 для малооборотных- д j \\ если даже г = бает , то К в высокооборотных в 1,4 1,5 ра за больше, чем в малооборотных.
Амплитуда в значительной степени зависит от материала стенки. Средние значения комплекса С р А для материалов позволяют установить соотношения амплитуд в алюминиевой, чугунной и стальной стенке при одинаковых граничных условиях как 1:1,5 :2, 35. Это еще одна из причин более высоких амплитуд в стенках малооборотных дизелей - поршни, втулки и крышки высокооборотных дизелей изготавливаются соответственно из алюминия и чугуна, в малооборотных только втулки чугунные, крышки и поршни - стальные.
Конечно-разностное представление производных в разноугольной сетке
Рассмотрим конечно-разностное представление производных первого,второго порядков по одной и двум координатам, производные по нормали к границе области, необходимые для преобразования дифференциальных уравнений теплопроводности и термоупругости в алгебраические.
По формуле (3.II.) так называемого "явного вида" между дТ и К существует, как известно, взаимосвязь, определяющая процесс сходимости расчета. Для простейшего случая квадратной сетки Ц а Для наименьшего W = }0 мм в моделях ЦПГ получаем лТ « 1,8 с и, следовательно, достижение установившегося режима ( 20 мин 30 мин) произойдет за 600 1000 расчетов температурного поля.
Ориентировочно для расчета одной точки т (З.П.) требуется 70 операций умножения, 20 - сложения и 50 логических операций,что на "Минск-32" занимает 0,003 0,007 м с ; при 150 узлах в сетке расчет всего поля займет 0,45 1,05 с, а достижение установившегося режима 5 15 мин. Такая длительность счета вполне приемлема, даже при ошибке оценки на 100% в меньшую сторону.
Неявная форма записи разностного уравнения получается в случае представления производной по времени в виде: а в левой части уравнения Фурье разности по координатам записываются по моменту І = 1с Таким образом, в разностном уравнении оказывается известным только одно значение "Ь г к-1 по предыдущему моменту, в остальных точках температуры неизвестны. Следовательно, необходи мо записать систему из п уравнений по количеству узлов сетки и решать ее методом исключения Гаусса. Другой способ - решить уравнение относительно i.. . и решать поле методом последова тельных приближений. Уравнение для ііі, получает вид, совпадающий с (ЗЛІ.) Отличие будет только в индексе при "Ь/і, (шестое слагаемое), которое берется по моменту is \с-\ . Существенным преимуществом неявной формы уравнения является независимость пространственного и временного шагов. До установившегося режима можно дойти за 15 временных шагов, что может дать экономию машинного времени. Правда, метод итераций может потребовать от 15 до 50 приближений (без приемов ускорения сходимости) и тогда при нижней цифре счет ускорится в 3 4 раза, а при верхней может оказаться почти таким же, как и в случае явной формулы. Использование приемов улучшения сходимости может сократить число приближений до 7 8 счетов и тогда машинное время уменьшится в 6 8 раз. В настоящее время отсутствует строгое обоснование связи временного и пространственного шагов для сетки, отличной от квадрат-ной, и применение формулы йь ц z вообще является условным. При анализе может оказаться, что дХ « -ц" - - для косоугольной сетки. Это еще одно преимущество "неявной формулы". Наконец, использование неявной формулы обеспечивает унифицирование всей задачи, особенно задач нестационарной и стационарной теплопроводности, как это будет показано ниже. Решая разностное уравнение, соответствующее (З.Ю.), получим: Я В последнем и состоит унификация алгоритмов решения стационарных и нестационарных задач теплопроводности. Из (З.ІІ.-З.І2.) могут быть получены любые известные случаи сеток. Интересно, что для квадратной сетки из (3.12.) для нестационарной задачи получаем: температура центральной точки сетки равна сумме температур окрестных точек, 200 умноженных на соответствующие коэффициенты влияния плюс температура центральной точки на предыдущем временном шаге. На этом принципе основан метод электромоделирования нестационарных температурных полей, разработанных Либманном [3.33] . Для стационарной задачи с квадратной сеткой получаем общеизвестную формулу итераций: температура центральной точки равна среднеарифметической температуре окрестных точек. В подавляющем большинстве задач теплонапряжеиности решается третья краевая задача, в которой задается интенсивность теплообмена на границе области: Это уравнение записано по внутренней нормали, для внешней нормали знак производной меняется на обратный: (3.14.) Углы С , /3 и плечи С, , L. на каждой ординате определяются по формулам (З.б. -3.9.) для криволинейной границы поршня с газовой стороны. При плоском днище формула (5.ІЛ.) существенно упрощается. В этом случае сетка будет прямоугольная,угол Эта формула справедлива также для рабочей поверхности втулки, боковой поверхности поршня с газовой стороны, если к границе подходит прямоугольная сетка. Если сетка косоугольная (верхняя часть головки поршня), расчет производится по (3.14.), в исходные данные заносятся величины с, , С. , «С и j в соответствии с рис.3.5. Условие теплообмена со стороны охлаждения где -?г=- взято по внешней нормали. Решение получаем аналогичное (3.14.), изменяются только индексы:
Процессы смазки в паре трения поршневое кольцо-цилиндровая втулка судовых дизелей
Процессам смазки цилиндро-поршневой группы в общей проблеме долговечности дизелей всегда уделялось большое внимание и существенный вклад в эту отрасль знаний вне.сли советские ученые Сомов В. А. [2.6. ] , Венце ль СВ.. [2.5.] Фомин Ю.Я. І2.42.] Большаков В.Ф. и Гинзбург Л.Г. [2.43.]
Исследование процессов маслоподачи лубрикаторными системами смазки, начатое сравнительно недавно, позволило вскрыть интересную особенность этих систем - исключительно низкое давление масла, создаваемое плунжером лубрикатора, в связи с чем поступление масла в цилиндр происходит не в момент нагнетательного хода плунжера лубрикатора, а только при низких давлениях за штуцером. По сути,процессом маслоподачи управляет не плунжер лубрикатора, а поршень цилиндра. Наглядной иллюстрацией к этому является рис.4.2., на котором приведены обобщенные результаты наших мо дельных исследований [3»52.] на системе маслоподачи Зульцер RD76,особенность которой заключается в различной заклинке кулаков лубрикатора относительно кривошипов цилиндров на одном и том же двигателе [2.40] . Б любом двигателе все цилиндры можно подразделить на три группы. В первой группе, где начало подъема плунжера 1Ч. п. п0 УГЛУ поворота кривошипа от в.м.т. составляет 210-290 п.к.в. каждый нагнетательный ход плунжера приводит к двум подъемам нагнетательного клапана: при положении поршня над поясом штуцеров (восходящий ход поршня) и под ним (нисходящий ход поршня), причем под поршень подается до 80% всей цикловой подачи масла. Вторая группа цилиндров (290-70 п.к.в.) характерна одним подъемом клапана при положении поршня выше пояса штуцеров. Независимо от ТНіПі угол начала открытия нагнетательного клапана
Третья группа цилиндров (70-120п.к.в.) характерна линейной зависимостью тн.« от \н.п. при первом подъеме клапана и началом второго подъема клапана, когда поршень находится выше штуцеров. Линейная зависимость при первом подъеме объясняется тем, что давление за штуцером при 7 =80 120 п.к.в. оставалось почти неизменным (кривая в нижней части рис.4.2.) и момент со сдвигом 22-35 п.к.в. соответствовал началу подъема плунже Ра «. Эти и натурные исследования [2.42] убеждают в том, что: 1. Закон маслоподачи создается не кинематикой плунжера лубрикатора, а кинематикой поршня через расположение штуцеров и изменение давления газов за штуцером; 2. Момент начала подачи масла в разных цилиндрах двигателя Зульцер пробегает все значения угла поворота кривопипа от 0 до 360п.к.в.,но опыт эксплуатации не выявляет существенного различия долговечности вт лок по цилиндрам.Очевидно оптимальных фаз маслоподачи не существует. 3. Даже при малых давлениях за штуцером сдвиг по фазе между 7н,п, и и.к достигает 35 п.к.в. и синхронная с плунжером подача масла в цилиндр невозможна. Натурные исследования системы маслоподачи фирмы Бурмейстер и Вайн подтверждают это.
Причиной изложенного в лубрикаторных системах является очень малое отношение объема цикловой подачи масла к объему нагнетательной магистрали ( 10 ) в связи с чем из-за сжимаемости масла создать достаточно высокое давление перед штуцером невозможно. Вторым этапом маслоподачи является процесс продвижения цикловой подачи масла от нагнетательного клапана штуцера к поверхности трения. Длина этого канала вместе со сверлением во втулке не превышает 200-250 мм, где штуцера проходят через блок цилиндров.
В этом канале возможно образование газовых наверн в двух местах - в полости за нагнетательным клапаном и в торце штуцера, если под него не устанавливать специальную вытеснительную прокладку. При наличии газовой каверны при повышении давления в цилиндре столбик масла после нее будет играть роль жидкого поршня и сожмет газ. При резком сбросе давления (кольца прошли вверх под поясом штуцеров) газ в каверне быстро расширяется, разгоняет жидкий поршень в обратном направлении к цилиндру. Если силы инерции превысят силы поверхностного натяжения, некоторая часть жидкого поршня оторвется на срезе канала с вылетом капли масла в цилиндр. Это явление нами наблюдалось неоднократно в прозрачной модели цилиндра. Пилюгин А.С. [ 3.53. ] позже обнаруживший это явление, назвал его "метанием" капель масла в цилиндр и развил теорию вытеснителъных стержней, капиллярных подводов масла для предотвращения потерь смазки и повышения долговечности. Наши наблюдения показали, что через несколько часов работы системы "метание" прекращается за счет неизбежного растворения газа в масле. Поэтому отрыв масла от выходного отверстия возможен только в режиме ввода двигателя в действие и при восходящем ходе поршня, когда сброс давления очень резок. Иначе - в результате метания масло попадает обязательно на нижние кольца, либо на тронк поршня и обязательно участвует в процессе смазки. Это явление серьезного внимания не заслуживает.
Впервые, в процессе исследований маслоподачи на прозрачных моделях, нами наблюдался процесс распыла масла в маслораспредели-тельных канавках. Кинорегистрация этого процесса приведена в [ 2.II.] . При перекрытии канавки кольцом возникает перепад давлений, вызывающий течение газа через канавку, как через сопло. Потеря масла на распыл, как явствует из табл.4.2., достигает на модели 30% всего поданного масла. Наибольший распыл наблюдается естественно, на концах канавок и, следовательно,образующие цилиндра на средине между отверстиями подвода смазки получают меньше всего масла. По данным фирменных материалов Бурмейстер и Вайн на этих образующих обнаруживается повышенный износ. Четкие следы распыла обнаруживаются под первым кольцом на поршне.
Простейший конструктивный способ борьбы с распылом описан в [2.И.], Рассмотренные выше процессы предшествуют главному из процессов смазки - образованию масляной пленки, между поршневым кольцом и цилиндровой втулкой. Ранее большинство авторов предполагали граничный режим смазки между поршневым кольцом и цилиндровой втулкой и только
Фурухама Ф«3.] в 19БІ году экспериментально установил на личие гидродинамического режима в этой паре.
Наши модельные исследования [3.54 показали, что развитие масляной пленки подчиняется более слржным законам. Масляная пленка после начала работы пары трения развивается в 3 этапа. Б первом этапе (рис.4.3.а) нарастает"неподвижная" пленка - толщина ее по ходу поршня не изменяется.
Во втором этапе (осциллограмма б) наступает гидродинамический режим - толщина пленки растет с увеличением скорости поршня и наоборот. В третьем этапе гидродинамический режим остается только вблизи н.м.т. (осциллограмма в).
Последний "загидродинамический режим" является установившимся и прослеживался нами на протяжении 7-8 часов работы установки. Продолжительность достижения установившегося режима смазки зависит от продолжительности остановки (рис.4.4.) Специальными экспериментами выявлена независимость режима смазки от профиля заходной кромки на кольце. На рис.4.5. приведены результаты исследования зависимости толщины пленки по ходу поршня от фаз маслоподачи и способа подвода масла применительно к двигателю Бурмейстер и Вайн. Маслораспределительные канавки уменьшают среднюю толщину пленки на 15-18% (рис.4.5.а и б); понижают минимальную толщину пленки на подошвах волн. По этим показателям маслораспределительные канавки
