Содержание к диссертации
Введение
1. Проблема разрушения поршневых колец судовых дизелей в процессе их эксплуатации 9
1.1. Задачи, решаемые кольцевым уплотнением поршней 9
1.2. Факторы, определяющие работу и состав кольцевого уплотнения 10
1.3. Причины поломок поршневых колец. Основные мероприятия по устранению их разрушения 11
1.4. Аналитический обзор научных трудов по проблеме поломки поршневых колец „...26
1.5. Выводы. Формулировка цели и постановки задачи 30
2. Теоретические предпосылки создания методики расчета пара метров вибрации поршневого кольца 32
2.1. Природа возникновения осевых колебаний поршневого кольца 32
2.2. Допущения, принятые при разработке теории расчета вибрации поршневых колец 40
2.3. Теория расчета вибрации поршневых колец. Уточнение исходных формул расчета вибрации и их корректировка 42
2.4. Влияния различных факторов на вибрацию поршневых колец 53
2.5. Выводы по второй главе 55
3. Методика расчета параметров вибрации поршневых колец су довых среднеоборотных дизелей. Исследование конструкции деталей цилиндропоршневой группы судовых дизелей произ водства ОАО «РУМО» ...57
3.1. Методика расчета параметров вибрации поршневого кольца 57
3.2. Исходные данные для расчета параметров вибрации верхнего поршневого кольца судового двигателя 6ЧРИ 36/45 64
3.3. Результаты расчета параметров вибрации поршневого кольца 66
3.4. Оценка уровня форсирования двигателя 6ЧРН36/40 (Г95) 68
3.5 Результаты опытной работы кольцевого уплотнения поршней форсированного среднеоборотного двигателя 72
3.6. Схема поиска причин разрушения поршневых колец 77
3.7. Анализ конструкции деталей цилиндропоршневой группы .80
3.8. Выводы по третьей главе 90
4. Практическое использование методики устранения вибрацион ного разрушения поршневых колец дизельных двигателей 91
4.1.'Практические рекомендации по изменению конструкции деталей цилиндропоршневой группы 91
4.2. Алгоритм конструирования антивибрационного уплотнения поршней 92
4.3. Применение поршневого кольца специальной конструкции 99
4.4. Расчет формы и размеров пазов антивибрационного компрессионного кольца 103
4.5. Выводы по четвертой главе 108
Заключение 110
Литература 114
Приложения 124
- Факторы, определяющие работу и состав кольцевого уплотнения
- Допущения, принятые при разработке теории расчета вибрации поршневых колец
- Исходные данные для расчета параметров вибрации верхнего поршневого кольца судового двигателя 6ЧРИ 36/45
- Алгоритм конструирования антивибрационного уплотнения поршней
Введение к работе
Опыт эксплуатации судовых двигателей показывает, что надеж-1 ность их работы, сроки проведения текущих и средних ремонтов определяется параметрами технического состояния деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ), среди которых цилиндровая втулка (ЦВ) и поршневые кольца (ПК) наиболее ответственные и быстро изнашиваемые.
В настоящее время на водном транспорте, как на речном, так и на морском эксплуатируется сотни тысяч различных судовых дизелей. Мировая практика эксплуатации судовых дизелей показывает, что за последние 30 лет существенно возросла их цилиндровая мощность по 1 причине увеличения степени наддува, то есть форсирования. Конечно, судовладельцы заинтересованы в установке на суда более мощных и экономичных дизелей.
Однако при увеличении степени форсирования новых дизелей на заводах-изготовителях возникают серьезные проблемы, связанные с обеспечением надежности работы важнейших узлов и деталей. Именно по этой причине многие дизелестроительные заводы не могут приступить к серийному производству новых марок дизелей.
На протяжении многих лет ведутся научные исследования, направленные на повышение работоспособности и ресурса деталей ЦПГ.
В научных трудах таких ученых как Андрияхин В.Н., Криулин А.В., Голубев В.В., Погодаев Л.И., Пимошенко А.П., Матвеев Ю.И., Хмелев-
' скаяВ.Б. и других рассмотрены вопросы повышения износостойкости, теплостойкости, жаропрочности, кавитационной стойкости, точности механической обработки деталей ЦПГ СОД.
Одним из мало изученных явлений, возникающих в процессе эксплуатации форсированных дизелей является вибрация поршневых колец, которая приводит к поломкам ПК и сопровождается задирами и повышенными износами ЦВ, прорывом газов в картерное пространство двигателя, понижением мощности двигателя и увеличением расходов топлива и масла.
Основные работы по теории поршневого кольца принадлежат
известным ученым Б.Я. Гинцбургу, Ю.Г. Иссинскоу, К. Энглишу (С. Englisch), П.Дайксу (P. Dykes), М. Кума (M.Kiihm), М. Эвейсу (М. Eweis). Вопросам устранения вибрационного разрушения ПК посвящены экспериментальные исследования фирм Riken (Япония),
Daros (Швеция), Goetze (Германия), Wartsila (Финляндия) и Sulzer
(Австрия).
Однако, актуальной остается проблема разработки методики оценки склонности ПК к вибрационному разрушению при проектировании и изготовлении новых двигателей, а также отсутствует единый подход к конструированию антивибрационного кольцевого уплотнения.
Целью работы является разработка методики расчета параметров вибрации поршневых колец судовых дизелей и конструктивных мероприятий для исключения их вибрации на стадии проектирования и в процессе эксплуатации.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:
На основании аналитического обзора и условий эксплуатации деталей ЦПГ судовых дизелей установить основные причины поломок поршневых колец.
Провести анализ влияния различных конструктивных и эксплуатационных факторов на возникновение вибрации ПК дизельных двигателей.
На основании анализа существующих гипотез вибрации ПК разработать алгоритм расчета параметров вибрации.
Уточнить математические модели расчета параметров вибрации ПК судовых форсированных дизелей, по данной методике произвести расчет параметров вибрации для вновь изготавливаемых судовых дизелей.
Предложить конструктивные мероприятия для устранения вероятности поломок ПК и их склонности к вибрации.
Произвести экспериментальные исследования опытных колец на испытательном дизельном стенде для подтверждения достоверности выполненных расчетов, а также конструктивных разработок и предложений.
Объектом исследований являются детали ЦПГ СОД.
Предмет исследований - явление вибрации поршневых компрессионных колец судовых двигателей.
Научная новизна полученных результатов заключается в следующем:
Уточнена методика расчета вибрации компрессионных колец СОД.
Разработан алгоритм и уточнены математические модели расчета параметров вибрации ПК для форсированных судовых дизелей.
Предложены основные принципы конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения ЦПГ СОД.
Разработана схема поиска причин разрушения ПК.
Показано, что вибрация ПК форсированных двигателей носит резонансный характер.
Показано, что в процессе эксплуатации вибрации подвергается не весть комплект кольцевого уплотнения, а только верхнее компрессионное кольцо.
На защиту выносятся следующие основные результаты и положения:
методика расчета параметров вибрации ПК судовых дизелей;
теоретические основы расчета параметров вибрации ПК;
методика конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения деталей ЦПГДВС;
конструктивные предложения по устранению резонансных явлений и вибрации ПК как на стадии проектирования новых дизелей, так и в процессе их эксплуатации.
Практическая ценность и реализация результатов работы заключается;
1)в разработке методического подхода к решению вопроса поиска и устранения причин разрушения ПК форсированных дизелей;
в проверке достоверности разработанной методики расчета параметров вибрации ПК применительно к СОД производства ОАО «РУМО» (г. Нижний Новгород),
в разработке практические рекомендации по устранению вибрации поршневых компрессионных колец, позволяющие повысить надежность их работы.
результаты исследований внедрены в производство на ОАО «РУМО» при проектировании и изготовлении форсированных двигателей марки 6 ЧРН 36/40 (Г95) и 6 ЧН 36/40 (5003).
Методы исследований. Основным методом исследований является аналитический, основанный на известных зависимостях газодинамики и теоретической механики.
Достоверность полученных результатов подтверждена про-, должительными натурными испытаниями опытных деталей (ПК) на форсированном судовом дизеле марки 6 ЧРН 36/40 (Г95), а также па испытательном одноцилиндровом дизельном стенде в цеховых условиях ОАО «РУМО» (наработка более 3 000 ч). Экспериментальные исследования производились с использованием стандартных методик и программ испытаний. Полученные результаты сопоставлялись с теоретическими исследованиями.
Апробация работы. Результаты исследований докладывались и обсуждались на XI научно-практической конференции вузов Повол-. жья и Юга Нечерноземной зоны РФ (г. Рязань, 2000 г.), научно-методической конференции профессорско-преподавательского состава, аспирантов и специалистов ФГОУ ВПО ВГАВТ (г. Нижний Новгород, 2005 г.), технических советах Центрального научно-исследовательского дизельного института (г. Санкт-Петербург).
Публикации по теме диссертации. Основные положения диссертации опубликованы в 4 печатных работах.
Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и 1 приложения. Основной текст диссертации из-, ложен на 126 с машинописного текста, в том числе 32 рисунка и 4 таблиц. Список библиографических источников включает 95 наименования.
Факторы, определяющие работу и состав кольцевого уплотнения
Общепринятое представление о комплектации кольцевого уплотнения прршней основано на традиционном взгляде на его функциональную необходимость производить газовое уплотнение над-поршневого пространства и не допускать проникновения масла в ка-1 меру сгорания двигателя во избежание его последующего сгорания.
Проникновение газов в заколечное пространство поршня приводит к окислению масла двигателя и соответствующему ухудшению его физических свойств в части смазывания трущихся поверхностей, а также местному перегреву поверхностей поршня цилиндровой втулки и отдельных деталей картера двигателя, что может явиться одной из причин взрыва картерных газов. Проникновение масла в камеру сгорания приводит к его выгоранию и увеличению расхода масла на угар, а также к закоксовыванию и потери подвижности поршневых колец.
Комплектация кольцевого уплотнения должна учитывать специфические особенности конструкции и работы двигателя, а также характер протекания рабочего процесса. Произвольная комплектация кольцевого уплотнения может привести к повышенному прорыву газов и увеличенному расходу масла на угар, возникновению серьезных неисправностей в работе двигателя, поломкам и повышенному износу деталей ЦПГ[2].
В соответствии с изложенным, к вопросу комплектации кольцевого уплотнения поршней ДВС, нельзя подходить, исходя только из имеющихся общих рекомендаций аналогов двигателей. Комплектация кольцевого уплотнения должна производиться с учетом всех факторов, влияющих на работу двигателя и протекание рабочего процесса, возможности получения наибольшей производительности (мощности) двигателя при оптимальных величинах расходов топлива и масла при минимальных значениях сил, трения в узлах и деталях группы движения, а также получения высоких значений ресурса деталей ЦПГ.
Кольцевое уплотнение должно включать в себя: 1.) компрессионные кольца традиционных или специальных кон-, струкций, обеспечивающих высокую надежность и экономичность работы деталей ЦПГ; 2) маслосъемные кольца, обеспечивающие получение соответ- ствующих характеристик двигателя по расходу масла в ЦПГ.
Для уменьшения расхода масла на угар можно воспользоваться применением маслосъемных колец с повышенной упругостью за счет введения в его конструкцию не только направленных вниз скребков, но и упругих пружинных расширителей, искусственно увеличивающих силу прижатия кольца к стенке втулки цилиндра [28, 42]. При та-- кой конструкции маслосъемных колец уменьшается не только расход масла на угар, но и происходит осушение рабочей поверхности втулки цилиндра от масла. Это приводит к увеличению работы трения в дета-1 лях цилиндропоршневой группы, уменьшению КПД двигателя, увеличению износов втулки цилиндра и поршневых колец, уменьшению срока службы масла и самого двигателя в целом. Поэтому наличие пружинных расширителей в маслосъемных кольцах для некоторых двигателей не всегда оправдывают их применение.
Существующее многообразие причин поломок поршневых ко-. лец не позволяет точно и однозначно решить вопрос о факторах, влияющих на их долговечность.
Поломка ПК наблюдается почти у всех типов двигателей. Чаще всего наблюдается поломка в быстроходных двигателях большой мощ ности при высоких нагрузках, а также у дизелей, особенно при работе на тяжелых сортах топлива, и при этом значительно чаще у двухтактных, чем у четырехтактных двигателей. Более склонными к поломке колец оказываются также двигатели, работающие на природном, колошниковом и на генераторном газе. Главное влияние на поломку колец оказывают состояние машины и условия их эксплуатации [64],
В большинстве случаев поломка колец обнаруживается при разборке поршня с целью его очистки и осмотра. Однако при вниматель- ном наблюдении поломку колец можно обнаружить в работающем двигателе по снижению компрессии в соответствующих цилиндрах, увеличению утечки газов, которая у поршневых машин сопровождается более быстрым старением циркуляционного масла, по снижению мощности двигателя и повышению температуры выхлопных газов; первым симптомом наличия поломок ПК часто также служит ухудшение сгорания и более дымный выхлоп.
Чаще всего поломка ПК происходит в области его замка. Реже поломка кольца происходит в спинке, хотя здесь действует максимальный статический изгибающий момент. Если наблюдается поломка кольца в спинке, и одновременно не было сильного пропуска газов, задира рабочей поверхности или неполного прилегания но торцевой поверхности в этом месте, то причиной поломки может быть дефект структуры материала или микротрещина, появившаяся при монтаже кольца на поршень.
В процессе эксплуатации первоначально, как правило, отламываются сравнительно короткие куски от концов кольца. Если это осталось незамеченным, и двигатель продолжает работать, то спустя некоторое время опять отламывается короткий кусок и т.д. [76]. В некоторых случаях, особенно у четырехтактных двигателей, в одной канавке можно обнаружить целый ряд коротких кусков кольца, а у двухтакт ных чаще всего обнаруживают пустые канавки. В двухтактных двигателях отломанные куски кольца могут вылетать через выпускные окна в выхлопном коллекторе, не произведя дальнейших повреждений. Впрочем, куски колец могут вызвать также тяжелые повреждения продувочных окон, если таковые имеются.
Весь этот процесс непрерывного обламывания небольших кусков кольца может заканчиваться в течение невероятно короткого промежутка времени. Однако у всех двигателей обломки колец, свободно лежащие в канавках, в большинстве случаев вызывают серьезные повреждения торцевых поверхностей канавок. В поршнях из легких металлов под действием сил инерции эти обломки могут пробить гребни и огневой поясок и попасть в камеру сгорания. Помимо повреждения клапанов, заклиниваясь между поршнем и головкой цилиндра, обломки могут вызвать повреждения головки цилиндра, огневого днища поршня, сопел форсунок или форкамерных вставок.
Причины поломок колец не всегда бывают ясными и определенными; однако этому явлению способствуют следующие факторы, которые в большинстве случаев действуют одновременно и их эффект суммируется [64]. На поршне: - неплоские торцевые поверхности канавок вследствие повреждения или износа - перекос этих поверхностей по отношению к оси поршня (временный или постоянный) происходит вследствие неточности механической обработки, сборки или коробления от нагрева..
Допущения, принятые при разработке теории расчета вибрации поршневых колец
Для разработки методики расчета вибрации ПК ограничимся одним частным случаем и рассмотрим лишь вибрацию верхнего кольца. При изложении вопроса введем в анализ безразмерные параметры, что позволит существенно обобщить результаты. Рассмотрим схему . кольцевого уплотнения (рис.2.4), состоящую из верхнего поршневого кольца и второго кольца, в предположении, что гидравлическое сопротивление второго кольца прохождению газа эквивалентно сопротивлению нижнего комплекта (второго и нижележащих колец). Давление газа над к верхним кольцом, обозначим через Pj, давление газа в полости под первым кольцом - через р , давление газа в картере -через Pi.
Считаем, что газ вдоль лабиринтного уплотнения проходит практически без изменения температуры - изотермически. При этом температура газа равна среднему арифметическому значению температуры поршня и цилиндра. Примем, что снижение давления от рі до р2 соответствует до критической скорости изотермического течения, т.е. р{ ір2 - 4е = 1,65. Снижение давления от р2 до р соответствует течению с критической скоростью, т.е. р21ръ У 1,65 .
При показанном положении кольца в канавке, когда оно не лежит на какой-либо ее стороне, для прохода газа по верхней щели шириной д„ имеется площадь, которую примем равной f. = д д Да-лее увидим, что кольцо вибрирует, находясь вблизи верхней стороны канавки, так что площадь прохода щели под кольцом /1 - д д боль і шеу:; поэтому сопротивлением проходу газа через нижнюю часть пренебрегаем.
Площадь прохода газа, эквивалентная по сопротивлению площади всех нижележащих колец, обозначим через у, а суммарный торцовый зазор между кольцом и канавкой - через $ - Дя + д .
С учетом принятых обозначений вводятся следующие безраз-1 мерные величины позволяющие произвести необходимые расчеты и облегчить обобщение полученных результатов: установление закономерности движения кольца в канавке в направлении оси поршня X, которую направим вниз (рис. 2.5). Вдоль этой оси действуют следующие силы: давления газа р инерции кольца ри трения Р. Сила трения р не , значительна, поэтому принимаем ее равной нулю. Пользуясь принципом Даламбера, запишем:
Для определения результирующей силы давления газа р находится перепад давлений сверху и снизу кольца. Количество газа, изотермически с до критической скоростью перетекающего через щель площадью ft, определяется по формуле:
Количество газа, изотермически с критической скоростью вытекающего через щель площадью f3, определяется по формуле:
В написанных выражениях ; и//? коэффициенты истечения, которые для упрощения принимаются равными; g- ускорение свободного падения; R- газовая постоянная, т- абсолютная температура газа; t время.
При установившемся движении газа, что принимается с оговорками, например, при рассмотрении мгновенного положения поршня и кольца, dG =dG _ Поэтому, воспользовавшись этими параметрами и найдя из уравнения , получим:
Ускорение кольца можно представить в виде суммы переносного ускорения (поршня) j и относительного ускорения j . Переносное ускорение: Это уравнение определяет относительное перемещение кольца в канавке поршня.
Отметим, что в периоды цикла до и после ВМТ, когда переносная сила инерции р отрицательна (направлена вверх) и превышает равнодействующую силы давления газар , правая часть последнего равенства отрицательна и, следовательно, отрицательно относитель ное ускорение . При этом кольцо может переместиться по на dt1 правлению к верхней поверхности канавки, вследствие чего уменьшается ширина дв щели и площадь f для прохода газа. Это снизит давление газа р2 под кольцом (см. формулы 2.3.1 и 2.3.5), и равнодействующая давления газа р (см. формулы 2.3.10 и 2.3.11) увеличится и превысит отрицательную силу инерции р . В результате кольцо отодвинется от верхней поверхности канавки вниз. В увеличенную по ширине щель размером д снова будет проходить большое количество газа. Тогда давление газа под кольцом р повысится настолько, что большая по величине сила инерции р снова сдвинет кольцо к верху.
При повторении описанного явления возникнут автоколебания кольца вокруг некоторого среднего положения вблизи верхней поверхности поршневой канавки, поддерживаемые энергией газового потока, проходящего через поршневое уплотнение. Равновесное положение, вокруг которого колеблется поршневое кольцо, определяется шириной щели Следовательно, при равновесном положении сила инерции р и результирующая давления газа р равны и противоположно направлены, т.е.
Исходные данные для расчета параметров вибрации верхнего поршневого кольца судового двигателя 6ЧРИ 36/45
К исходным данным расчета вибрации поршневого кольца относятся параметры, указанные в формулах расчета поршневого коле-, на, а именно:нижележащих колец, а - угол поворота коленчатого вала, RKp = 200 мм - радиус кривошипа, Ьш = 850 мм - кинематическая длина шатуна, у = 7300 кГс/м - удельный вес материала, Е = 12 104 МПа - модуль упругости материала кольца, cj.i = 80 МПа - предел усталости материала кольца сгв = 350 МПа - предел прочности материала кольца Давление газовых сил, действующих на верхнее поршневое кольцо по углу поворота коленчатого вала представлено в табл. 3.2.1
По разработанным формулам расчета вибрации кольца и приня-, тым. исходным параметрам был произведен расчет. Результаты расчета при различных значениях давления потока газа перед первым ком-прессионным кольцом для двигателей различного уровня форсировки . производства ОАО «РУМО» представлены в табл. 3.3.1. і По результатам расчета видно, что длина консоли кольца «1» за I метно отличается от длин отломившихся во время работы дизеля кусочков верхнего компрессионного кольца и запас прочности кольца п. ] несколько больше единицы. Это может быть следствием единственной причины: неточности принятых исходных параметров по величи I і . не Ґз - эквивалентной площади проходного сечения всех нижележа і і щих колец, и невозможностью точного описания положения верхнего компрессионного кольца на поверхностях поршневой канавки и его ( положения относительно цилиндровой втулки [55]. Рассмотрим это утверждение более подробно. Опасность поломки кольца возникает при запасе прочности n.i 1, в то время как рекомендуемый минимальный запас прочности машиностроительных конструкций должен быть в пределах значений 1.3 - 1.8 [4]. Анализируя формулу (2.3.38), видим, что изменение ни од , і . ной входящей в нее величины, за исключением параметра ф, не может вызвать такого изменения запаса прочности. Поэтому проследим в і первую очередь, как сказывается на вибрации кольца вариация пара- метра (р, определяемого по формуле (2.3.1).
Если нижележащих колец нет, то нет и их сопротивлений, ф = со, и вибрация колец возникнуть не может. Точно так же, при абсолютной плотности нижележащих колец (ф = 0) поток газа мимо кольцевого уплотнения прекращается, и согласно формулам (2.3.28), (2.3.38),
При относительно малой величине ф возбуждаются такие высокочастотные колебания, которые не ограничиваются стенками поршневой канавки. Запас прочности при этом высок, и поломка кольцу не грозит., По мере увеличения сечения В и пропорциональной ему вели і чины ср размах колец возрастает при уменьшении частоты колебаний и запаса прочности. По достижении размаха колебаний Д, равного зазору кольца в канавке, колебания кольца начнут ограничиваться стен-, .камй канавки.
Если и далее увеличивать проходное сечение нижележащих ко-лец, то размах колебаний кольца будет стремиться стать больше ширины канавки, и кольцо при недостаточной прочности может получить высокие остаточные напряжения изгиба и начать ломаться. . Приведенные результаты расчета подтверждают тот факт, что в что было ранее отражено в сравнительной таблице параметров двигателей. Запас прочности верхнего компрессионного .\ кольца двигателя при этом составил величину 1,22 - 1,23.
Для дизеля Г70 запас прочности составил величину 1,43 - 1,48, что свидетельствует о том, что поломок колец у этого двигателя быть не должно, что подтверждается опытом эксплуатации этого дизеля. і Впервые на заводе ОАО «РУМО» (бывший завод «Двигатель революции») столкнулись с вопросом разрушения поршневых колец при испытании и доводке среднеоборотного судового двигателя 6 ЧРН 36/40 (Г95).
Двигатель 6ЧРН 36/40 четырехтактный, вертикальный, реверсивный, с газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха, с неразделенной камерой сгорания в поршне имел следующие технические характеристики: цилиндровая мощность - 337 кВт (470 л.с); обороты двигателя -10 сек 1 (600 мин"1); средняя скорость поршня - 8,0 м/с; максимальное давление сгорания -13,0 МПа среднее эффективное давление -1,845 МПа геометрическая степень сжатия - 11,5; . давление наддува абсолютное - 0,22 МПа отношение S/D-1,1
Для оценки степени форсирования двигателя 6ЧРН 36/40 произведем сравнение его характеристик с характеристиками выпускаемых на заводе судовых дизелей Г70-883 и Г74, приведенными в табл. 3.1. В рассматриваемых дизелях типа Г70 никогда не наблюдалось разруше-ние верхних компрессионных колец и имели место эпизодические поломки в двигателях Г74. Из табл. 3.4.1 следует, что форсирование двигателя Г95 было произведено за счет значительного увеличения на 60% максимального давления сгорания рабочего цикла, увеличения средней скорости поршня до 60% и уменьшения на 20% хода поршня. . Анализ приведенных характеристик, выполненный в соответствии с анализом влияния различных параметров на вибрацию поршне-врго кольца раздела 2.4, показывает: 1. Степень сжатия двигателя Г95 находится на уровне ранее выпускаемых двигателей. , . , 2. Средняя скорость поршня имеет несколько более высокое значение, что уменьшает размах колебаний кольца, запас прочности и длину колеблющейся консоли, увеличивает частоту собственных колебаний, что может увеличить опасность поломки кольца. 3. Максимальное давление газа в цилиндре двигателя Г95 в среднем было увеличено на 60%. При этом запас прочности и частота собственных колебаний уменьшаются, что увеличивает вероятность поломки колец. Размах колебаний Дкр увеличивается, что благоприят но сказывается на прочности кольца при развитии вибрации. Длина , вибрирующей кольца консоли почти не меняется. 4. Уменьшенное значение короткоходности S/D по всем пара метрам неблагоприятно для вибрационной прочности кольца. С уменьшением хода поршня частота собственных колебаний возраста ет, а запас прочности и размах колебаний уменьшается. Результаты относительного влияния различных параметров двигателя на работоспособность и вероятность поломки поршневого кольца согласно проведенного анализа приведены в таблице 3.4.2. При этом Пропорциональность изменения критической величины ко-I лебаний Дф оценивается в соответствии с формулой 2.3.40 следующим соотношением:
Алгоритм конструирования антивибрационного уплотнения поршней
Основой конструирования антивибрационного уплотнения яв-, ляется проверка возможности возникновения явления вибрации в 1 кольцевом уплотнении по результатам эскизной проработки конструкции ЦПГ. На рис. 4.2.1 представлен алгоритм конструирования антивибрационного уплотнения поршня.
Согласно приведенного алгоритма необходимо исследовать два I , направления устранения вибрации ПК - на стадии конструирования и Первое направление предназначено для решения вопроса устра- нения вибрации уже изготовленного двигателя, где изменение размеров деталей ЦПГ невозможно. Это характерно для двигателей, находящихся в эксплуатации. Как уже отмечалось ранее, вибрация кольца может возникать при достижении определенных значений износов ЦПГ. В этом случае все работы следует вести в направлении доработки конртрукции верхнего ПК. Как показала экспериментальная про-. верка, незначительное изменение конструкции ПК даже в условиях эксплуатации, позволяет полностью избежать появления вибрационного разрушения. г - В этом случае производится проверка характеристики течения (газа через кольцевое уплотнение.
При сохранении условия ламинарного течения газа через коль-цевое уплотнение производится проверочный расчет параметров вибрации поршневого кольца и, если коэффициент запаса прочности ока-зывается равным или менее 1,0, делается вывод о необходимости применения антивибрационного ПК в верхней канавке поршня.
Если условие ламинарного течения газа не подтверждается, то ,.это.приводит к появлению резких ударных нагрузок на поршневое кольцо и к его непременным поломкам [64].
Второе направление связано со стадией конструирования ЦПГ - нового двигателя. В этом случае представляется возможным изменить не только конструкцию и комплектацию кольцевого уплотнения, но и внести корректировку в компоновку самого двигателя в части: 1) увеличения расстояния от огневого днища поршня до верхнего компрессионного кольца за счет соответствующего расположения 1 .2) уменьшения зазора между поршнем и цилиндровой втулкой.
В этом случае при получении результата не ламинарного тече-ния газа вдоль кольцевого уплотнения производится корректировка, геометрических параметров ЦПГ до получения характеристик лами-1 парного течения газа. Чаще всего это связано с несоблюдением общепринятых рекомендаций по проектированию деталей ЦПГ двигателя. После получения ламинарного течения газа вдоль кольцевого уплот-. нения производится проверка запаса прочности поршневого кольца.
Если зйпас прочности материала кольца удовлетворяет условию проч [ і ности, то , корректировка размеров деталей цилиндро-поршневой группы далее не выполняется. При условии получения запаса прочности п.] 1 в комплектацию кольцевого уплотнения поршня рекомендуется ввести антивибрационное кольцо. 1 Реализация этого направления позволяет уменьшить газовую и динамическую нагрузку на верхнее компрессионное кольцо и уменьшить склонность кольца к вибрации.
Одной из причин того, что в расчете может получится запас .прочности меньше 1, является деформация поршня от действия тепло-вых.и силовых нагрузок. Рассмотрим этот вопрос более подробно.
Как уже отмечалось в главе 2, с увеличением давления сгорания что быстрое нарастание давления в цилиндре двигателя приводит к увеличению давления на рабочей поверхности кольца и стремится і вдавить кольцо в поршневую канавку [52]. Потеря контакта кольца с _ втулкой цилиндра и нарушение соответственно соотношения дейст 1 вующих на поршневое кольцо сил, может привести к отрыву кольца от опорных поверхностей поршневой канавки и возникновению радиальной и осевой вибрации. Это зависит не только от формы рабочей поверхности поршневого кольца, но и от положения кольца в поршне I . вой канавке вследствие деформаций поршня при его напряженно-деформированном состояния под действием силовых и тепловых факторов, а Также от формы, которую приобретает втулка цилиндра і вследствие представлены эпюры распределения давления газов на поршневое кольцо в результате изменения относительного положения кольца, втулки цилиндра и поршневой канавки, получив-. шихся вследствие их тепловых и силовых деформаций по исследованиям фирмы «Daros» [70]. і ; В связи с необходимостью четкого определения положения тор I " I цевых поверхностей поршневых канавок поршня относительно кольца необходимо иметь полное представление о теплонапряженном и си i; ловом состоянии поршня при работе, т.к. тепловая напряженность де , талей цилиндропоршневой группы - одна из важнейших проблем при создании форсированных двигателей. Рассмотрим расчетную модель составного охлаждаемого поршня. Поршень - наиболее нагруженная конструкция цилиндропоршневой группы и наиболее сложная в отношении расчета возникающих в і нем температурных полей и напряжений. Схема теплообмена поршня рассматриваемой конструкции приведена на рисунке 4.2.3. Тепло к головке поршня подводится от рабочих газов с результирующей по теплообмену температурой Тг,рез, и коэффициентом теп І лопроводности аг.ср. через днище поршня и цилиндрическую поверхность головки до первого уплотнительного кольца. Указанные параметры теплообмена в общем случае могут иметь разные значения на .разных участках тепловоспринимающей поверхности головки
