Текст книги "Как сделать двигатель лучше. Новые поршневые кольца"

§2. Газодинамика на различных тактах рабочего цикла двигателя

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

– «впуск» свежего заряда воздуха;

– «сжатие» рабочей среды, находящейся над поршнем;

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Так, какие же выводы следует делать?

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

§3. Практические решения из теоретических выводов

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Рис. 2. Компрессионное кольцо с фаской на верхнем торце в динамике: 1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – поршневое кольцо

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

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

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

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

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

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

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

r₂ – радиус внутреннего диаметра поршневого кольца, который равен

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

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

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

Определим величины площадей S₁ и S₂:

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

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

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

F_о = Р_раб × S₁ = 80 кг/см² × 10,8016 см² = 864,128 кгс;

F_рад = Р_раб × S₂ = 80 кг/см² × 10,801286 см² = 864,103 кгс.

Разницу F_рад – F_о = 0,025 кгс, можно считать ничтожно малой, лежащей в пределах погрешности измерений, если таковые предвидятся.

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

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

Рис. 3. Эскиз поршневого уплотнения экспериментального образца двигателя с диаметром цилиндра 90 мм: 1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – поршневое кольцо

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

Напомним, поршневое компрессионное кольцо предназначено для выполнения следующих задач:

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

– передача тепла от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру;

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

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

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

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

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