Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор и анализ работ, посвященных исследованию влияния динамики процесса сгорания на механическую напряженность кривошипно-шатунного механизма
1.1. Жесткость процесса сгорания и критерии ее оценки ХО
1.2. Методы расчетной оценки влияния динамичности нагружения деталей кривошипночпатунного механизма 14
1.3. Расчет деформаций при произвольном законе нагружения 31
2. Расчетное исследование влияния скорости нарастания давления на динамическую прочность кривошипно- шатунного механизма 37
2.1. Выбор расчетной модели кривошипночпатунного механизма 37
2.2. Приведение кривошипночпатунного механизма к системе с дискретными параметрами 46
2.3. Определение инерционных и упругих параметров эквивалентной системы 49
2.3.1. Определение ГЛ2 ^
2.3.2. Определение Сг 50
2.3.3. Определение /77* 51
2.3.4. Определение d 7I
2.4. Уравнения движения 73
2.5. Выбор закона нагружения ?8
2.6. Расчетная оценка влияния динамичности нагружения на напряженность кривошипно-шатунного механизма отсека тепловозного двигателя 80
2.7. Оценка возможности изменения частот свободных колебаний деталей кривошипно-шатунного механизма изменением их упруго-массовых характеристик 101
2.8. Оценка влияния динамичности нагружения на напряженность кривошипно-шатунного механизма развернутого двигателя Д70 106
3. Экспериментальное исслещование влияния жесткости процесса сгорания на напряженность кривошипно-шатунного механизма 109
3.1. Экспериментальная установка и измерительная аппаратура 109
3.2. Методика установки режимов, обеспечивающих изменение динамичности нагружения 118
3.3. Обработка опытных данных 123
3.4. Результаты экспериментального исследования 133
Заключение 137
Библиографический список
- Жесткость процесса сгорания и критерии ее оценки
- Расчет деформаций при произвольном законе нагружения
- Приведение кривошипночпатунного механизма к системе с дискретными параметрами
- Экспериментальная установка и измерительная аппаратура
Введение к работе
В решениях ХХУІ съезда КПСС и в "Основных направлениях экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года" поставлены задачи значительного повышения мощности«экономичности» обеспечения высокой надежности и долговечности дизелей.
Решение этих задач связано также с оценкой влияния скорости нарастания давления газов при воспламенении топлива в камере сгорания на прочность деталей двигателя.
Особенностью процесса сгорания в дизелях является уменьшение скорости на линии расширения, что увеличивает продолжительность сгорания и существенно понижает коэффициент полезного действия. Для повышения коэффициента полезного действия необходимо уменьшить продолжительность сгорания, что является целью совершенствования процессов смесеобразования и сгорания и что приводит к росту показателей динамичности цикла - скорости нарастания и максимального давления цикла.
В качестве тенденции при форсировке двигателей по среднему эффективному давлению можно отметить снижение степени сжатия, обусловленное необходимостью ограничения максимального давления цикла. Снижение температуры в конце процесса сжатия приводит из-за увеличения периода задержки воспламенения к повышению показателей динамичности цикла /I/ .
Уровень виброактивности и шумности дизелей определяется наряду с другими факторами скоростью нарастания давления /2/.
Со скоростью нарастания давления связывают повышенный износ деталей, вибрацию и шумность работы, значительные динамические нагрузки кривошипно-шатунного механизма /З, 13/, т.е. снижение надежности дизелей.
Существующие методы расчета механической напряженности деталей двигателя не учитывают динамичности нагружения. Стремление к форси-
5 рованию двигателя по параметрам рабочего процесса и к уменьшению весовых показателей увеличивает значение методов расчетной оценки влияния динамичности нагружения на напряженность деталей дизеля.Это подтверждается исследованиями А.С. Орлина и др. /14/ .
Зависимость экономичности от максимального давления цикла в настоящее время достаточно полно исследована как в теоретическом, так и в экспериментальном плане. Однако исследований влияния динамичности нагружения на напряженность деталей двигателей проведено очень мало. Были проведены отдельные исследования на дизелях без наддува и с низким наддувом, когда максимальное давление цикла не превышало 8-9МПо. На тепловозных двигателях, отличающихся высокой форсировкой и, как следствие этого, - высокими показателями динамичности цикла, такие исследования не проводились.
Необходимо отметить, что возможность расчетной оценки влияния показателей динамичности - максимального давления цикла и скорости нарастания давления на напряженность деталей двигателя различны. Максимальное давление цикла характеризует уровень нагрузки и легко учитывается существующими методами расчета, тогда как для оценки влияния динамичности нагружения на напряженность деталей двигателя не существует общепринятых методов расчета.
В отличие от стационарных работа тепловозных двигателей отличается наличием значительного времени работы на переходных режимах. Исследованиями нагрузок деталей кривошипно-шатунного механизма на переходных режимах /15/ установлено, что скорость нарастания и максимальное давление сгорания на таких режимах превышают их значения на номинальном режиме. Так для двигателя Д6-250 ТК увеличение быстроты нарастания до іОМПо/2/Іод (на 47J6) и максимального давления сгорания до 9,5 MflD (на 19$) на переходном режиме привело к росту суммарной силы на 24$, а максимальной скорости в ее нарастания на 52$ по сравнению с их значениями на номинальном режиме.
Пусковые режимы тепловозных дизелей характеризуются не толь
ко большой величиной действующих сил, но и чрезвычайно высокой дина
мичностью нагружения. Исследованиями Костина А.К. и других /16,17/
рабочего процесса четырехтактных дизелей І2ЧН 18/20 и 14 24/36 на
пусковых режимах показали, что максимальное значение скорости нарас
тания давления и/1/иТ в три -семь раз превышает номинальную
величину. Это объясняется тем, что при первых вспышках рейка топ
ливного насоса находится на упоре максимальной подачи, а период за
держки воспламенения при холодном пуске в три - четыре раза больше
номинального при цикловой подаче, значительно превышающую номиналь
ную. Суммарная сила и ее динамичность будет еще в большей степени
превышать номинальные значения из-за существенного уменьшения инер
ционных сил при низкой частоте вращения коленчатого вала.
Все это определяет актуальность исследования влияния динамичности нагружения на динамическую прочность кривошипно-шатунного механизма тепловозного дизеля.
Актуальность этого вопроса не ограничивается тепловозными двигателями. Так, у многотопливных двигателей при переходе на легкие топлива растут показатели динамичности цикла /18,19/ . Для оценки необходимости применения тех или иных мероприятий для их снижения необходимо иметь метод расчетной оценки влияния динамичности нагружения на механическую напряженность деталей двигателя.
Установлено, что при низких температурах окружающего воздуха растут показатели динамичности процесса сгорания автотракторных двигателей, что приводит к усиленному износу деталей цилиндра-порш-невой группы /4,5/ и в ущерб экономичности для снижения показателей динамичности цикла уменьшают угол определения подачи топлива /20/ .
В процессе работы дизелей возможно нарушение регулировок топливной аппаратуры, которое приводит к значительному увеличению показателей динамичности цикла /10/ . Для оценки влияния нарушения регулировок на надежность работы необходимо иметь опять-таки метод
расчетной оценки влияния динамичности нагружения на механическую напряженность деталей двигателя.
Динамичность нагружения кривошипно-шатунного механизма определяется изменением газовых и инерционных сил. Если инерционные силы зависят от числа оборотов, то сила давления газов определяется законом изменения давления в цилиндре двигателя, который зависит от большого числа факторов. К ним относятся : тип камеры сгорания и угол опережения подачи топлива, температура окружающей среды и степень охлаждения наддувочного воздуха, мелкость распыла и закон подачи топлива, температурное состояние деталей камеры сгорания и вид топлива. Скорость нарастания давления при воспламенении топлива зависит от количества топлива, поступившего в камеру сгорания за период задержки воспламенения.
Влиянию всех перечисленных факторов на период задержки воспламенения и на закон изменения давления в цилиндре посвящено большое количество работ. Все эти факторы можно использовать для изменения скорости нарастания и максимального давления цикла, а комбинацией их можно добиться изменения одного из показателей динамичности цикла при неизменной величине другого.
Обычно при увеличении скорости нарастания растет и максимальное давления сгорания. Одновременное изменение этих показателей динамичности процесса сгорания затрудняет оценку влияния каждого из них на напряженность деталей двигателя, на их износ и работоспособность подшипников. Между тем такая оценка позволила бы определить пределы рациональной форсировки двигателя или выбрать оптимальные параметры рабочего процесса при допустимой напряженности деталей, достаточной работоспособности подшипников и допустимом износе трущихся деталей.
При доводке рабочего процесса обычно пользуются одноцилиндровыми отсеками. Кривошипночпатунные механизмы отсека и развернутого
двигателя находятся в различных условиях. Более тяжелый маховик отсека уменьшает низшую частоту свободных колебаний коленчатого вала и тем самым приближает период свободных колебаний ко времени нагружения силами, возникающими при сгорании топлива. Такое приближение повышает чувствительность кривошипночпатунного механизма к динамичности нагружения и может привести к значительному увеличению напряженности. Поэтому результаты исследования влияния динамичности нагружения на механическую напряженность кривошипночпатунного механизма одноцилиндрового отсека будут характеризовать напряженность кривошипно-шатунного механизма развернутого двигателя с некоторым запасом.
Целью настоящей работы является исследование влияния скорости нарастания давления на динамическую прочность кривошипночпатунного механизма тепловозного дизеля, разработка методики исследования динамической прочности кривошипночпатунного механизма при произвольном законе нагружения, позволяющей еще на этапе проектирования оценить уровень динамической напряженности с учетом параметров рабочего процесса и конструктивных особенностей кривошипно-шатунного механизма.
В соответствии с поставленной целью в работе решены следующие задачи :
разработана расчетная схема и математическая модель кривошипночпатунного механизма;
разработана методика расчетной оценки динамической прочности кривошипно-шатунного механизма при произвольном законе нагружения;
проведено расчетное исследование влияния скорости нарастания давления на динамическую прочность кривошипночпатунного механизма тепловозного дизеля;
разработана методика и выполнена экспериментальное исследование влияния скорости нарастания давления на динамическую прочность кривошипночпатунного механизма отсека тепловозного дизеля
ЧН 24/27.
Работа выполнена в Северо-Западном заочном политехническом институте, Харьковском ордена Ленина политехническом институте им. В. И. Ленина и Коммунарском горно-металлургическом институте.
Жесткость процесса сгорания и критерии ее оценки
Работа двигателей с воспламенением от сжатия иногда сопровождается стуками. Такую работу двигателя называют жесткой. Со стуками связывают повышенные динамические нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма и их преждевременный износ Большинство исследователей считает причиной стуков большую скорость нарастания давления при сгорании и в связи с этим считает необходимым ограничить величину последней определенными пределами.
Н.В. Петровский /21/ считает, что работа двигателя будет мягкой, если (А[1/Дф)с„ не будет превышать для тихоходных двигателей 0,2+0,3 Ша/град, повышенной быстроходности - 0,3+0,4 МПа/град, быстроходных - 0,6 0,8 МПа/град.
В.А. Ваншейдт /22/ утверждает, что для обеспечения мягкой работы двигателя (AfL/A ) не должна превышать 0,2 0,5 МПа/град.
У Т.М. Мелькумова /23/ "пределом плавной работы двигателя можно считать скорость нарастания давления 0,4+0,6 МПа/град угла поворота коленчатого вала".
В работах других авторов высказывается предположение, что одной только скорости нарастания давления недостаточно для объяснения природы стуков.
Бредбери {BlQdbQ7u)IZ\l считает, что жесткая работа двигателя вызывается не большой скоростью нарастания давления, а большой степенью его повышения. Двигатель начинает работать жестко при степени повышения давления Л 2
В.А. Чапкевич /7/ предполагает жесткость работы двигателя оценивать скоростью нарастания давления, которая определяется двумя значениями : II а) на участке от начала воспламенения до в.м.т. и б) на участке от в.м.т. до максимального значения давления сгорания. В.А. Чапкевич считает, что шум и вибрация двигателя нахо дится в прямой связи со скоростью нарастания давления. Необходимо отметить, что изменение скорости нарастания давления при исследо вании производилось изменением угла опережения подачи топлива. При этом изменялось и максимальное давление сгорания. Одновременное изменение скорости нарастания давления и максимального давления сго рания затрудняет оценку влияния на шум и вибрации двигателя только скорости нарастания давления.
На основании проведенных исследований В.И. Зинченко /8/ пришел к выводу, что уровень шума в двигателях определяется величиной скорости нарастания давления по времени, т.е. величиной A[L/AT.
Некоторые исследователи утверждают, что количественная оценка жесткости работы двигателя не может быть проведена только по двум параметрам - скорости нарастания давления и максимального давления сгорания. Для более полной оценки жесткости работы двигателя необходимо иметь дополнительный параметр, связывающий величину и интенсивность действующих сил и учитывающий скорость протекания процесса по времени. В качестве такого дополнительного параметра В.Н. Попов /25,26/ предполагает принять величину приращения механической энергии рабочих газов за вторую фазу сгорания. определяемую из уравнения изменения механической энергии рабочего газа в период сгорания.
В работе /3/ на основе изучения скорости изнашивания поршево-го кольца двигателя Д20 в зависимости от жесткости работы двигателя авторы предложили новый параметр для оценки жесткости работы двигателя Этот параметр назван ими динамическим импульсом и определяется "как произведение максимальной скорости нарастания давления (dft/U MQX на приращение давления Л ft (до первого пика) на участке быстрого нарастания давления (рис. I.I ) в переднем фронте индикаторной диаграммы .
В работе /9/ отмечается, что жесткость работы дизеля не исчерпывается одной лишь абсолютной величиной скорости нарастания давления. При оценке динамичности процесса сгорания следует учитывать так же плавность изменения давления и расположение линии сгорания относительно в.м.т.
Расчет деформаций при произвольном законе нагружения
Анализ осциллограмм деформаций деталей кривошипно-шатунного механизма работающего тепловозного дизеля показывает, что в момент резкого нарастания давления в цилиндре двигателя в деталях кривошипно-шатунного механизма возникают колебания, амплитуды которых определяют величины динамических добавок к статическим деформациям. Наличие сил сопротивления приводит к затуханию колебаний к следующей вспышке.
Поэтому расчет деформаций деталей кривошипно-шатунного механизма представляется как расчет переходного процесса при нагружении его в процессе сгорания топлива.
В теории колебаний и в теории управления разработаны методы расчета переходных процессов на импульсные воздействия, т.е. на действие единичного скачка, единичной импульсной функции, синусоидального импульса и т.д.
Законы нагружения кривошипно-шатунного механизма заметно отличаются от законов импульсных воздействий, поэтому необходимы методы расчета колебаний при произвольном законе нагружения.
В общем случае внешней силы P( t) произвольного закона уравнение движения имеет вид
При периодической возмущающей силе или силе, описываемой достаточно простым аналитическим выражением, решение находится либо разложением в ряд Фурье, либо непосредственным интегрированием/35/ . Нахождение решения с помощью рядов Фурье перестает быть эффективным даже при периодическом возмущении, если сила изменяется достаточно резко/36/ . Во многих случаях возмущающая сила задается графически или не может быть представлена простой аналитической функцией.
В этом случае решение находят приближенными методами. Одним из таких методов является метод с использованием переходных функций /36, 37, 38 / . Действие произвольной силы Pf-i) заменяется действием следующих друг за другом постоянных сил Р в течение интервала Л (рис. І.Ю). Приближенное представление произвольной силы последовательностью элементарных импульсов
Произвольная сила действует на упругую закрепленную массу. Рассмотрим один из промежутков Л , в течение которого возмущающая сила PL имеет постоянное значение. Перемещение массы от действия постоянной силы в момент времени Т Л рассматриваемое от начала действия силы PL , определяется выражением 1.6)
При Т Л получим перемещение и скорость в конце рассматриваемого интервала. Затем, используя эти значения как новые начальные условия, находятся перемещение и скорость в конце следующего промежутка Л . Суммируя результаты промежуточных вычислений, получим перемещение груза для любого значения Г . Выбирая достаточно малые промежутки А для времени, можно получить приближенное решение с любой точностью при замене произвольной возмущающей силы последовательностью постоянных сил, действующих в течение небольшого промежутка времени Л
Этот расчет можно произвести графически по методу Лямоэна 35 на фазовой плоскости. Фазовая плоскость представляет систему координат, в которой по осям отложены перемещение и скорость. В каждый момент времени состояние характеризуется перемещением X и скоростью X. . Этим координатам на фазовой плоскости соответствует точка. С течением времени точка перемещается по фазовой плоскости, описывая фазовую траекторию.
Приведение кривошипночпатунного механизма к системе с дискретными параметрами
Наличие распределенных и сосредоточенных масс, сложность конструкции не позволяет для расчетной оценки частоты свободных колебаний заменить реальную конструкцию расчетной схемой с одной - двумя массами. По экспериментальным данным парциальная частота свободных колебаний коленчатого вала / = 275 Гц
Основные детали кривошипно-шатунного механизма имеют следующие частоты (парциальные) свободных колебаний поршень - 8100 Гц, поршневой палец- 7750 Гц, шатун - 1885 Гц, коленчатый вал - 275 Гц.
Из таблицы видно, что поршень и поршневой палец имеют частоты свободных колебаний значительно отличающиеся от частот свободных колебаний шатуна и коленчатого вала. При этом неучтенные факторы для поршня и поршневого пальца позволяют считать, что полученные значения частот свободных колебаний занижены. Поэтому принимая, что колебания поршня и поршневого пальца окажут незначительное влияние
на колебания шатуна и коленчатого вала, будем учитывать только их массу; т.е. массу поршня, поршневого пальца и верхней головки объединим, а упругие элементы между ними будем считать абсолютно жесткими. Массы крышек коренных подшипников очень малы по сравнению с массой кривошипно-шатунного механизма, поэтому этими массами пренебрегаем и учитываем только их податливость.
Так как масса остова, рамы и фундамента значительно превышает массу кривошипно-шатунного механизма, то принимаем ее бесконечно большой относительно нее рассматриваем поведение кривошипно-шатунного механизма при нагружении.
Таким образом, упругую шестимассовую систему приводим к двух» массовой системе эквивалентной по динамическим свойствам кривошипно-шатунному механизму.
Рассмотрим кинематическую схему кривошипно-шатунного механизма отсека тепловозного двигателя. На рис. 2.3 этот механизм показан в в.м.т. I - коленчатый вал ; 2 - ограничительное кольцо; 3 - шатун ; 4 - поршень с кольцами и поршневым пальцем; 5 - маховик ; б - противовесы ; 7 - подшипник.
Кривошипно-шатунный механизм состоит из поршня с кольцами, поршневого пальца, шатуна, ограничительного кольца, коленчатого вала с опорами маховика.
При составлении эквивалентной системы учитывается податливость шатуна, коленчатого вала и опор, а точки приведения масс соответствуют местам сосредоточения масс кривошипно-шатунного механизма. Такими местами являются ось поршневого пальца шатуна и ось шатунной шейки коленчатого вала. Работа С.Г. Ткаченко/32/ подтверждает возможность замены кривошипно-шатунного механизма
При ее составлении выполнялись условия эквивалентности, сформулированные Л.И. Штейнвольфом/44/: 1. Равенство частот свободных колебаний исходной системы и соответствующих частот эквивалентной системы. 2. Равенство упругих сил исходной системы упругим силам эквивалентной системы. 3. Ортогональность собственных форм эквивалентной системы. Дискретные массы эквивалентной системы кривошипа и жесткости упругих опор; ГПнг - масса нижней головки шатуна; /Пп - масса комплекта поршня, состоящая из поршня с кольцами и поршневого пальца; / - масса верхней головки шатуна; Г^ст ~ масса стержня шатуна, приведенная к нижней головке. Жесткость упругих связей эквивалентной системы С{ и С2 равны соответственно изгибной жесткости коленчатого вала в плоскости кривошипа на упругих опорах и продольной жесткости стержня шатуна.
Итак, кривошипночпатунный механизм для расчетной оценки влияния динамичности нагружения на механическую напряженность заменен эквивалентной двухмассовой системой, которая характеризуется следующими параметрами
Уточним инерционные и упругие параметры упругой системы (см, рис. 2.4) эквивалентной по динамическим свойствам кривошипно-шатунному механизму и найдем их численное значение для отсека тепловозного двигателя Д70 (ЧН 24/27).
Определение /772 Масса rnz состоит из масс, приведенных к оси поршневого пальца: Приведенную массу комплекта поршня принимаем равной массе комплекта. Приведенная масса стержня шатуна определяется из уравнения энергий при продольных колебаниях закрепленного стержня с сосредоточенной массой на свободном конце /35 /:
Это равенство, полученное в предположении, что масса стержня весьма мала по сравнению с сосредоточенной массой, может быть с достаточной точностью применено в случае, когда масса стержня равна сосредоточенной массе. Ошибка в этом случае/39/не превьппает 0,75%.
Экспериментальная установка и измерительная аппаратура
Экспериментальное исследование влияния жесткости процесса сгорания на напряженность кривошипно-шатунного механизма проведено на двухцилиндровом отсеке тепловозного двигателя Д 70 с одним работающим цилиндром в лаборатории тепловозных и судовых двигателей кафедры ДВС Харьковского ордена Ленина политехнического института им. В.И.Ленина. Основные данные отсека а = 24 см S = 27 см п = 1000 мин"1 Ї = 12,8 flme = і,Ч5МПа flint = 245к Па tint = 65С л/е = 147 кВт Диаметр цилиндра Ход поршня Частота вращения Степень сжатия Среднее эффективное давление Давление наддува Температура наддувочного воздуха Цилиндровая мощность
Нагружение и измерение мощности производилось гидротормозом. Стенд оборудован системами и измерительной аппаратурой, обеспечивающими нормальную работу отсека на всех режимах и проведение необходимых замеров. Общий вид стенда показан на рис. 3.1.
Во время испытаний регистрировались такие величины : нагрузка двигателя, число оборотов, расход топлива, давление наддувочного воздуха и газов в выпускном ресивере, температуры воздуха и газов во впускном и выпускном ресиверах,перед диафрагмой, воды и масла, входящих и выходящих из двигателя, расход масла и воды. Измерение этих параметров производилось известными методами, применяемыми при испы Кроме того, записывались осциллограммы деформаций, отметки в.м.т., отметки времени.
Все замеры производились после установления теплового состояния двигателя на определенном режиме, что контролировалось по постоянству температуры выпускных газов, температуры наддувочного воздуха, температуры воды и масла на выходе из двигателя, которые непрерывно регистрировались автоматическими потенциометрами. Программа исследования обеспечивала работу двигателя с равной нагрузкой и равным максимальным давлением сгорания на всех режимах при различных законах изменения давления в цилиндре, что обеспечивало различную динамичность нагружения кривошипно-шатунного механизма.
Контроль максимального давления сгорания и определение максимальной скорости нарастания давления осуществлялись по индикаторным диаграммам, снятым индикатором МАИ-2. Для записи диаграмм применялся клапанный датчик.
Максимальная скорость нарастания давления (—-) определя ( л Р/тах лась как максимальное приращение давления на одном градусе поворота коленчатого вала.
Механическая напряженность деталей оценивалась величиной коэффициента динамичности, //д - отношением деформаций при динамическом и статическом нагружении максимальной действующей силой AfCT fer где А - абсолютные деформации ; ф - относительные деформации.
Тензорезисторы на исследуемых деталях располагались таким образом, чтобы они регистрировали характерные для данной детали деформации, возникающие при сгорании.
При выборе расчетной схемы все сосредоточенные и распределенные массы кривошипно-шатунного механизма приводятся к верхней головке шатуна и к шатунной шейке коленчатого вала. Расчетная схема учитывает только жесткость шатуна на сжатие, изгибную жесткость коленчатого вала в плоскости кривошипа и жесткость подшипников в направлении оси цилиндра.
В качестве индикаторов напярженности кривошипно-шатунного механизма выбраны шатун и коленчатый вал.
В соответствии с этим на стержень шатуна вдоль оси наклеивался рабочий тензорезистор для регистрации деформации сжатия и растяжения. Компенсационный тензорезистор наклеен на пластинку из метериала шатуна, которая крепится рядом с рабочим тензорезистором. Предусмотрена защита тензорезисторов от масла. Расположение тензорезисторов по казано на рис. 3.2.
Для регистрации деформации изгиба шатунной шейки вдоль ее на противоположных сторонах были прикреплены четыре тензорезистора. Они располагались попарно в плоскости кривошипа вблизи середины шейки на месте снятого второго шатуна.
Схема размещения тензодатчиков показана на рис. 3.3. Для термообработки наклеенных клеем БФ-2 тензорезисторов коленчатый вал нагревался электрическими нагревателями, которые размещались в картере двигателя. Контроль температуры поверхности шейки вблизи наклеенных тензорезисторов производился с помощью термопар.
Тензорезисторы соединялись в полный мост для уменьшения влияния переходных сопротивлений в токосъемнике.
Провода от тензорезисторов выводились через канал в коренной шейке коленчатого вала к распределительному фланцу, который крепится на хвостике. Между записывающим механизмом индикатора МАИ-2 и хвостиком коленчатого вала устанавливался ртутный токосъемник.
Вследствие того, что шатунная шейка имеет сквозное отверстие с эксцентриситетом в плоскости кривошипа, линейная деформация поверхности волокон на противоположных сторонах шейки в этой плоскости различна. Величина деформации в этом случае, определенная с помощью тензорезисторов, будет иметь среднее значение абсолютных величин деформаций тех мест шейки, на которые наклеены тензорезисторы.
В данной работе не ставится задача установления распределения направлений в деталях. Поэтому величины деформаций, определенные таким образом, можно использовать в качестве индикатора оценки влияния динамичности процесса сгорания на механическую напряженность кривошипно-шатунного механизма.
