Текст книги "Цилиндропоршневая группа двигателей и компрессоров. 100% инновационных элементов ЦПГ"

Эта закономерность с успехом используется при проектировании технологической оснастки, например, в клиновых зажимных устройствах станочных приспособлений. То есть, если применить клин с углом менее 12⁰ то будет полная гарантия того, что без внешнего воздействия (гидравлики, пневматики или механики) он из зажима не выйдет. Компрессионные кольца любой формы и размеров в процессе эксплуатации сначала покрываются копотью, сажей и нагаром, а затем коксуются под действием высоких термических и динамических нагрузок, становится очевидным возможность их более быстрого заклинивания и при больших углах клина, чем угол самоторможения 12⁰.

Очевидно, разработчикам прежде всего следует обеспечить подвижность компрессионного кольца по отношению к поршневой канавке, а не находиться в опасной зоне. Поэтому следует критически отнестись к рекомендации уважаемого документа.

Анализ состояния двигателей КАМАЗ, поступивших на капитальный ремонт, свидетельствует о том, что основной причиной, побудившей снять двигатель с эксплуатации, чаще всего является нагарообразование. Причем, все это объяснимо и вполне можно было предвидеть, если внимательно рассмотреть схему работы подобного поршневого кольца (рис. 4).

Рис. 4. Схема изменения величины зазора в результате износа рабочей поверхности компрессионного кольца: 1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – новое компрессионное кольцо; 4 – положение компрессионного кольца в результате износа; а₀ – величина зазора между верхней полкой поршневой канавки и верхним торцом компрессионного кольца до износа; а₁ – величина этого зазора в результате износа рабочей поверхности компрессионного кольца

Кроме известных функций, надо помнить о том, что верхнее компрессионное кольцо выполняет работу нагаросъемного кольца.

При движении поршня в верхнее положение на такте «выпуск» верхнее компрессионное кольцо верхним торцом снимает со стенки цилиндра остатки продуктов горения топливовоздушной смеси и смазочного масла (копоть, сажу, и пр.). Часть этих продуктов выбрасывается в камеру сгорания и затем с выхлопными газами в атмосферу, а часть под давлением попадает в гарантированный зазор между верхней полкой поршневой канавки и верхним торцом компрессионного кольца и далее в придонную полость поршневой канавки.

Из рисунка видно, что угол наклона верхнего торца компрессионного кольца, как передний угол станочного резца, способствует этому, явно негативному процессу, ускоряя нагарообразование на свободных поверхностях компрессионного кольца и поршневой канавки и дальнейшее их коксование под действием высоких температур и давлений.

Причем, следует отметить, что этот процесс начинается с запуска нового двигателя и постоянно сопровождает его работу в течение всего срока его эксплуатации с нарастающим отрицательным эффектом. По мере износа рабочей поверхности компрессионное кольцо смещается к стенке цилиндра.

В отличие от трапециевидного поршневого кольца смещение компрессионного кольца прямоугольного профиля никак не сказывается на изменении зазора между верхней полкой поршневой канавки и верхним торцом кольца. Смещение компрессионного кольца с двойной трапецией «обеспечивает» двойное увеличение этого архиважного зазора. Последствия очевидны и выводы разработчики должны сделать сами. Правда, все это, к сожалению, справедливо, если трапециевидные компрессионные кольца размещены каждое в своей поршневой канавке.

Тем не менее, дальнейшие исследования и поиски наиболее эффективных конструкций поршневых уплотнений, обеспечивающих наилучшие условия теплопередачи от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру, заставили вернуться к трапециевидным компрессионным кольцам. Это стало целесообразно при проектировании поршневых устройств, расположенных в одной поршневой расточке, конструкции таких устройств, представлены ниже.

В заключение следует обратить внимание конструкторов на применение покрытий рабочей поверхности компрессионных колец, которые на современных поршневых кольцах применяется двух видов: мягкое и твердое. Мягкое покрытие (широко распространенное ранее лужение рабочей поверхности компрессионных колец) предназначается для более быстрой приработки колец по гильзе цилиндра. Твердое покрытие (например, хромирование рабочей поверхности компрессионных колец), конечно предназначено для увеличения их срока службы.

Причем, следует отметить, что в последние годы лужение стали заменять другими, естественно более дорогими покрытиями. Например, ведущее предприятие по производству деталей цилиндропоршневой группы для автомобилей и тракторов в России и СНГ ОАО «Костромской завод МОТОРДЕТАЛЬ» изготавливает комплекты поршневых колец с хромированными рабочими поверхностями. Рекламируя свои изделия, костромичи ссылаются на технологии «ведущих мировых производителей», среди партнеров завода называется международный концерн Federal Mogul.

Так стоит ли покрывать рабочую поверхность поршневых колец твердыми покрытиями? При проектировании любой конструкции разработчик старается предусматривать в ней «слабое» звено, которое в процессе эксплуатации может быть легко сменяемым, наиболее простым и, наверное, самым дешевым. Невозможно оспорить то, что таким звеном в цилиндропоршневой группе является компрессионное кольцо. Учитывая активное «воздействие» современных компрессионных колец на гильзу цилиндра, повышать их режущие свойства, т.е. увеличивать износ цилиндра мягко выражаясь, не бесспорное и, тем более, экономически не обоснованное решение. В крайнем случае, партнер ОАО «КАМАЗа» концерн «Federal Mogul» с целью повышения маслосъемных свойств 2-го кольца предлагает отказаться от износостойкого покрытия, изменить форму с односторонней трапеции на прямоугольную и т. д. Непонятная в данном случае «цель» американцев, но меры как раз укладываются в русле наших настоящих и ранее опубликованных выводов.

Увеличить срок службы компрессионных колец можно, если обеспечить между поршневым кольцом и зеркалом цилиндра устойчивый гидродинамический смазочный слой, разделяющий поверхности трения. Но это условие может быть выполнено, если при расчете поршневого уплотнения будут учтены газодинамические силы, действующие на кольцо, у которого будут сохранены упругие свойства и оно обретет свои упругие качества и, соответственно, необходимую работоспособность.

§6. Размеры компрессионных колец

Итак, с формой кольца становится все ясно, а вот с его размерами большой вопрос. Понятно, что конструктору, который проектирует компрессионное кольцо, уже задан один из основных размеров – наружный диаметр кольца, который соответствует диаметру цилиндра двигателя. Определив необходимые усилия прижатия рабочей поверхности кольца к стенке цилиндра, он подсчитает внутренний диаметр, исходя из упругих свойств материала и высоты кольца. И здесь, к сожалению, им предлагается воспользоваться некими рекомендациями. В основополагающем первоисточнике [8] на странице 417 сделан совсем не очевидный вывод: «Раньше кольца выполнялись в осевом направлении сравнительно высокими, так как считалось, что качество уплотнения улучшается с увеличением высоты кольца. В действительности это предположение при точном выполнении колец не оправдывается. Поэтому в настоящее время, когда оборотность двигателей постоянно повышается, имеется тенденция к применению низких колец». Правда, на странице 418 отмечаются существенные недостатки «низких» колец, но: «Тем не менее, поршни гоночных машин часто снабжаются крайне низкими кольцами, высотой всего в 1мм».

Но главное, на что необходимо обратить внимание при назначении величины размера высоты кольца, это каков будет ресурс ЦПГ и самого двигателя. В источнике, к сожалению, не сообщается о том, что эксплуатация двигателей с такими «сверхнизкими» высотами происходит на сверхвысоких частотах вращения коленчатого вала, а посему после каждой гонки двигатель подвергается капитальному ремонту. Такие двигатели могут себе позволить только спортсмены и военные.

Завершая рассуждения о «выборе» высоты кольца, выдается совсем не очевидная, а по мнению автора, ошибочная рекомендация: «Обыкновенно отношение h/а не должно быть ниже 0,5 – 0,45» (h – высота кольца, а – радиальная толщина кольца). Эти рекомендации разработчики, как прилежные студенты, стараются аккуратно исполнять. Так на отечественных двигателях семейства ВАЗ верхнее кольцо имеет высоту 1,5 мм, нижнее – 2,0 мм (при радиальной толщине 3 мм), на двигателях ЗМЗ – высота колец 2 мм (при радиальной толщине 4 мм), на двигателях КАМАЗ – 3,0 мм (при радиальной толщине 5мм). Кстати этим рекомендациям следует и отечественный ГОСТ 621—87, который, например, для диаметров цилиндров 92 мм и 130 мм предлагает одни и те же значения высоты колец.

Рассматривая влияние газодинамики на работу компрессионных колец, было обращено внимание на разницу осевой газодинамической силы и радиальной силы. К каким негативным последствиям это приводит достаточно подробно рассмотрено выше. Можно понять проектантов, стремящихся снизить механические потери в поршневом двигателе за счет уменьшения площади контакта рабочей поверхности кольца со стенкой цилиндра. То есть хотели, как лучше…

И было бы вполне справедливо, если бы в поршневой канавке отсутствовало рабочее давление. Но, мы уже цитировали [3], что: «В момент вспышки при положении поршня в ВМТ давление в канавке 1-го кольца близко к давлению Рz в цилиндре». К тому же мы зафиксировали максимальные газодинамические силы, влияющие на работоспособность компрессионного кольца.

В данном случае газодинамика диктует свои законы. Чтобы сохранить упругие свойства поршневого кольца и его работоспособность, надо просто позволить радиальной силе прижимать кольцо к стенке цилиндра. А это возможно только в том случае, если обе газодинамические силы, по меньшей мере, будут равны.

Как было отмечено выше, давление газов действует на окружающие его поверхности с силами прямо пропорциональными величинам этих поверхностей. Поэтому, чтобы сбалансировать газодинамические силы, действующие на поршневое кольцо, необходимо уравнять площадь поверхности верхнего торца S₁ с площадью внутренней вертикальной поверхности S₂ (рис. 1). Величина площади верхнего торца поршневого кольца определяется по формуле S₁ = π (r₁²– r₂²), где разница (r₁ – r₂) представляет радиальную толщину поршневого кольца t. Величина площади внутренней вертикальной поверхности поршневого кольца определяется по формуле S₂ = 2πr₂h. Из формул видно, что малое значение S₁ определяется малой, т.е. «низкой» высотой поршневого кольца h, величину которой легко определить из равенства площадей. Итак: S₁ = S₂, т.е π (r₁²– r₂²) = 2πr₂h, следовательно:

h = S₁ / 2πr₂ или h = (r₁²– r₂²) / 2r₂

Эта формула определения высоты поршневого компрессионного кольца запатентована. В описании патента подтверждается ошибочность применения «низких» компрессионных при проектировании поршневых уплотнений. Не будет лишним еще раз напомнить об этом:

«Современные рабочие кольца, как правило, имеют высоту кольца меньше, чем его толщину (толщина – это разница внешнего и внутреннего диаметров кольца) в 1,5…2,0 раза, поэтому площадь верхнего торца компрессионного кольца больше его внутренней вертикальной поверхности.

Следовательно, сила, действующая на верхний торец кольца по оси поршня, больше радиальной силы, прижимающей кольцо к стенке цилиндра, Причем, разница этих сил в десятки и сотни раз превышающая силу собственной упругости кольца, блокирует радиальную силу собственной упругости кольца, лишая кольцо упругости и подвижности относительно поршня. Компрессионное кольцо теряет свои функции, становится неработоспособным, уподобляясь конструктивному элементу поршня на самых ответственных тактах рабочего цикла двигателя.

Причем эта закономерность существует при любом избыточном давлении в поршневой канавке» (конец цитаты) [5].

Надо полагать, что данные исследования определили одну из основных причин низкого КПД двигателя. Приведенная выдержка свидетельствует о том, что практически на всех используемых в отечественной и зарубежной практике двигателях внутреннего сгорания (а также поршневых компрессорах) компрессионные кольца просто не работают! Положение, в какой-то степени, облегчается только за счет снижения трения колец о стенку цилиндра все новыми и новыми дорогостоящими синтетическими маслами, специальными присадками и, что очень важно отметить в данной ситуации, очень частой их заменой, заметно влияющей на экономику эксплуатации транспорта.

Становится очевидным, что высота компрессионного кольца не может быть рекомендованной, тем более «низкой» или «высокой», а только расчетной.

По формуле расчетная высота поршневых колец получается несколько выше, чем их радиальная толщина. Например, двигатель КамАЗ при радиальной толщине кольца 5мм должен иметь высоту кольца 5,227 мм (вместо 3 мм!), двигатель ЗМЗ при радиальной толщине кольца 4мм, соответственно 4,19 мм (вместо 2 мм!), двигатель ВАЗ-2103 при радиальной толщине 1,5 мм верхнего, самого нагруженного компрессионного кольца, должен иметь высоту кольца 3,128 мм. Если пользоваться терминологией классиков, компрессионные кольца всегда должны быть «высокими».

Здесь стоит обратить внимание на одно обстоятельство. Выполняя наш заказ на экспериментальную конструкцию, представители фирмы Goetze попросили нас указывать размеры с отклонениями до третьего знака. Похвально. Это говорит о многом, о культуре производства, точности изготовления на всех видах операций от штамповки, механообработки, сборки, испытаний и эксплуатации. Будем считать, что наша формула определения высоты поршневого кольца просто необходима.

Для подтверждения достаточно очевидных выводов на базе НТЦ ОАО КамАЗ были проведены стендовые испытания 8-ми цилиндрового двигателя КАМАЗ 740.37—400, к сожалению, турбодизеля. «К сожалению» потому, что турбонаддув мешал чистоте эксперимента, особенно на средних и высоких скоростях вращения коленчатого вала. В первом пробном эксперименте для начала было решено проверить работоспособность пары компрессионных колец новой конструкции с общей расчетной высотой 5,227 мм, установленных в одну нижнюю поршневую канавку. Для этого пришлось привести в соответствие нижние поршневые канавки.

Было проведено испытание на задиры и горячая обкатка двигателя в течение 90 часов по используемой в НТЦ программе-методике 740.37—39020 ПМ. Кстати, в качестве заготовок для экспериментальных колец брались прямоугольные компрессионные кольца (причем только нижние кольца, которые не имели твердых покрытий рабочей поверхности) соответствующих тракторных двигателей с диаметром цилиндра 120 мм.

Пробные испытания подтвердили работоспособность экспериментальных колец, установленных в одну поршневую канавку, показали равномерную приработку по всему диаметру рабочей поверхности, что явилось косвенным доказательством сохранения кольцами своих упругих качеств.

Следующие испытания проводились при полном оснащении поршней экспериментальными кольцами, плюс закладные ступенчатые кольца в верхних поршневых канавках [18]. Необходимая в таких случаях дополнительная регулировка топливной аппаратуры не допускалась. Испытания проводились по той же методике в течение 100 часов наработки.

Исходя из задачи испытаний, а именно, установление превосходства новых конструкций поршневых уплотнений над прототипами, следовало бы иметь в качестве объекта исследований простой ДВС без каких-либо наддувов. Понятно, что наддув только мешал объективности и чистоте эксперимента. Как и прогнозировалось, нашло свое подтверждение: новые поршневые уплотнения и необходимость создания дополнительного давления свежего заряда воздуха на впуске в цилиндр – взаимоисключающие друг друга конструкции. Качественное уплотнение серьезным образом повлияло на увеличении коэффициента избытка воздуха α, а это, в свою очередь, отрицательно сказалось на основных характеристиках двигателя. Кроме того, потеря новыми кольцами, скоблящих свойств сопровождающих работу серийных колец, сказалась на повышении расхода масла на угар и, соответственно, на экологических характеристиках.

Тем не менее, испытания показали, что на малых частотах вращения, там, где не заметно или малозаметно влияние турбонаддува на процессы сгорания топлива, картина совсем иная. Прежде всего, один из основных показателей эффективности двигателя – удельный расход топлива заметно меньше, чем на рабочих частотах вращения. Но и это еще не все.

Вполне очевидно, что исключение утечек сжимаемого воздуха и рабочей смеси или сведение их к минимуму, открывают новые возможности для всех видов и типов ДВС. Особенно это важно для средних, мощных и сверхмощных дизелей и силовых дизельных установок, которые в силу своего назначения часто и продолжительно используют режимы холостого хода. Очень важная задача – снизить удельный расход топлива на режимах холостого хода, но, пожалуй, не менее важная уменьшить частоту вращения коленчатого вала самого холостого хода. Это не только снижение расхода топлива, но и существенное увеличение ресурса двигателя, улучшение состояния окружающей среды.

Существующие поршневые уплотнения ограничивают нижний предел частоты вращения коленчатого вала и для больших и для малых двигателей значениями 800…1000 м^-1. При меньших частотах двигатели просто отказываются работать ввиду больших газодинамических потерь, механических потерь на трение и снижения рабочего давления в камере сгорания ниже критического значения. Теоретически идеальное уплотнение между поршнем и цилиндром позволяет осуществляться рабочим процессам в камере сгорания при любых скоростях вращения коленчатого вала, так как обеспечивает критическое давление исходя из термодинамических расчетов.

На протяжении всего испытания поршневое уплотнение показало равномерную прирабатываемость компрессионных колец по гильзе цилиндра и повышенную компрессию. Как уже было установлено, переход верхнего и нижнего торцов кольца к рабочей поверхности у поработавших стандартных компрессионных колец происходит по радиусу. В отличие от прототипа у экспериментальных компрессионных колец кромки остаются острыми, что свидетельствует о сохранении положения компрессионного кольца в поршневой канавке за счет действия радиальной силы при сохранении кольцом своих упругих качеств.

Неприятным сюрпризом для испытателей, повлиявшим на продолжение испытаний, был повышенный расход моторного масла. Предполагалось, что увеличение количества компрессионных колец с таким оригинальным расположением в одной поршневой канавке, должно было уменьшить проникновение моторного масла из картера двигателя в камеру сгорания, но, к сожалению, оно ощутимо возросло. Понимание пришло достаточно быстро. «Скользящие» компрессионные кольца стали эффективно исполнять свое предназначение, по всей рабочей поверхности плотно контактировать со стенкой цилиндра, сокращая на минимум газодинамические потери и обеспечивая теплоотвод от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру. Компрессионные поршневые кольца вполне закономерно перестали помогать неэффективным маслосъемным кольцам «скоблить» стенку цилиндра, со всеми вытекающими отсюда последствиями.

Учитывая организационные трудности проведения необходимых и достаточно длительных экспериментов на дизеле в условиях ОАО КамАЗ, и для того чтобы убедить оппонентов в достоверности сделанных выводов, был проведен достаточно простой в реализации эксперимент на двигателе автора ВАЗ 21061 с диаметром цилиндра 76 мм. В двигателе доработали поршни на экспериментальные, в которых обе поршневые канавки под компрессионные кольца расточили в расчетный размер 3,128 мм (вместо 1,5 мм верхняя канавка и 2 мм нижняя канавка). Так как в природе соответствующих по высоте компрессионных колец не существует, а изготовить их кустарно не представляется возможным, то пришлось установить одно стандартное кольцо высотой 1,5 мм и перешлифованное на плоскошлифовальном станке из стандартного кольца (высотой 2 мм) в размер 1,628 мм нижнее кольцо. Кроме того, при расточке поршневых канавок под дополнительные кольца зазоры были минимизированы [17].

С точки зрения газодинамики в цилиндрах двигателя испытания показали очень хороший результат. До модернизации манометр показывал максимальное давление в одном из цилиндров 1,02 МПа. Причем, как оказалось при последующей разборке двигателя, изношенность компрессионных колец (при пробеге автомобиля 95 540 км) была несущественной, но показательной. Радиальная толщина колец осталась неизменной как у нижнего, так и у верхнего кольца, а высота колец несколько уменьшилась, у верхнего наиболее нагруженного кольца на 0,044 – 0,046 мм, у нижнего кольца на 0,028 – 0,036 мм. Это еще раз подтверждает выводы, сделанные ранее на двигателях ЗМЗ.

При сборке двигателя после установки экспериментальных поршней положение клапанов не менялось, так как герметичность их контакта с седлами при проверке была в пределах нормы.

Замеры компрессии в цилиндрах с экспериментальными поршнями показали очень хороший результат, в каждом цилиндре стабильно 1,14 МПа, т.е. на 0,12 МПа больше, чем в прототипе. Понятно, что при таких обстоятельствах, так широко рекламируемый «мягкий» наддув и даже обычный наддув для двигателей КАМАЗ становится не целесообразным (очевидное совпадение, у КАМАЗа наддув составляет 0,12 МПа). Увеличенное давление в камере сгорания двигателя ВАЗ 21061 предопределило дополнительное регулирование процесса горения (момент зажигания, качество и количество топливовоздушной смеси).

Дорожные испытания двигателя ВАЗ 21061 в течение 5 000 км превзошли все ожидания. Двигатель показал хорошую приемистость, возросшую мощность и стабильность в работе, уменьшился расход топлива. Так при скорости 60 км/час (скорость вращения коленчатого вала 2000 м^-1) расход топлива составил 6,9 л на 100 км пробега.

Возросшая мощность двигателя потребовала необходимость замены 4-х ступенчатой коробки передач на 5-ти ступенчатую. Это положительно сказалось на работе двигателя. Снизился и изменился характер расхода топлива (рис. 5), более равномерно распределилась скорость вращения коленчатого вала по скорости движения (рис. 6). Подросла приемистость двигателя, он стал более «отзывчивым» на изменения режимов, с ним поездка стала более комфортной.

А всему «виной» стала компрессия, которая повысилась на 0,12 МПа. Но об этом соображения автора будут представлены ниже. Между прочим, опасения некоторых оппонентов о том, что спаренные компрессионные кольца могут затруднить их смазке и привести к их перегреву и даже заклиниванию, не оправдались. Двигатель выдержал более 25 тыс. км пробега и успешно продолжал испытания.

Рис. 5. График зависимости расхода топлива (л/100км) от скорости движения

Рис. 6. График зависимости скорости движения от скорости вращения коленчатого вала

Следует отметить, что хорошая компрессия в цилиндрах – это хороший двигатель. От величины и стабильности компрессии в процессе эксплуатации двигателя зависит буквально все. Поэтому следует более подробно остановиться на создании и обеспечении расчетной величины компрессии в цилиндрах двигателя.

Вообще, полученный во время испытания эффект был прогнозирован. Как уже отмечалось ранее [14]: «Как показывают данные прямых измерений, выполненных на двигателе 14 13/14, обкатанном и технически исправном, приблизительно 60 – 70% всех утечек происходит через замки поршневых колец». К этому следует добавить эксплуатационные изменения, происходящие в двигателе. В первую очередь, это термодинамические изменения формы и размеров. При нагреве цилиндра, внутренний диаметр его увеличивается, следовательно, увеличиваются диаметр компрессионного кольца и, соответственно, зазор в замке кольца.

При износе цилиндра на 0,15 мм зазор в замке увеличивается на 0,94 мм. При износе только рабочей поверхности компрессионного кольца на 0,5 мм зазор в замке увеличивается на 3,14 мм. В больших двигателях допускается износ рабочей поверхности компрессионного кольца до 1,0 мм, что соответствует увеличению зазора в замке на 6,28 мм. Итого, общее «допустимое» увеличение зазора в замке компрессионного кольца составит 7,22 мм! Это без учета термодинамических изменений.

Если учесть, что давление рабочих газов в цилиндре достигает десятки и даже сотни атмосфер, можно представить, какие потери сжимаемого воздуха, топливовоздушной смеси и рабочих газов происходят через зазоры в замках компрессионных колец. В итоге снижается компрессия в цилиндре, возникают проблемы с запуском двигателя, особенно в холодное время года, мощность его падает, увеличивается расход топлива и масла на угар, увеличивается количество вредных и загрязняющих примесей в выхлопных газах.

Для достижения большей эффективности поршневого уплотнения можно воспользоваться некоторым его усложнением, применяя различные экспандеры [19], закладные ступенчатые или конические кольца. Во всех случаях это значительно проще и целесообразнее конструкции сложной в производстве и эксплуатации системы турбонаддува.

Чтобы исключить появление детонации, которое может сопровождать появление новых уплотнений, вполне возможен переход на топливо с более высоким октановым числом. Таким образом, может происходить форсирование двигателя, но не за счет усложнения конструкции двигателя и увеличения скорости вращения коленчатого вала, а, наоборот, за счет ее упрощения.

Как было отмечено выше, основная утечка рабочих газов происходит через зазор в замках компрессионных колец, который в данном случае перекрывается установкой двух колец, повернутых замками относительно друг друга на 180⁰. Это обстоятельство приводит к тому, что резко снижается воздействие высокотемпературных рабочих газов на моторное масло, физико-химические свойства которого сохраняются более продолжительное время, увеличивая сроки его замены. Для двигателей легковых машин, особенно иномарок сроки замены моторного масла рекомендуют выдерживать в пределах 10 000…15 000 км пробега, со всеми выходящими отсюда экономическими последствиями.

Вынужденный простой любого вида транспорта, дополнительные человеческие и финансовые ресурсы, утилизация и переработка отработанного масла, во многих случаях загрязнение окружающей среды, и т. д. Новые поршневые уплотнения гарантируют существенное увеличение ресурса моторного масла и сроков его замены, но при условии эффективной работы маслосъемного кольца, либо иной конструкции его замещающей.

Проведенные испытания позволили сделать очень важный вывод для разработчиков, изготовителей двигателей внутреннего сгорания. Эффективное уплотнение между поршнем и цилиндром исключает создание дополнительного давления свежего заряда воздуха на впуске в цилиндры. Турбонаддув, используемый как компенсатор газодинамических потерь, теряет свою актуальность, исходя из технических и экономических соображений [2]. Остальные выводы, тактического характера, специалисты сделают сами, ознакомившись с проводимыми исследованиями, но ясно одно, потенциальные возможности двигателей внутреннего сгорания далеко еще не исчерпаны и у них хорошая перспектива дальнейшего развития.

Сделанный анализ в очередной раз дает основание для следующего вывода: трапециевидные компрессионные кольца в том виде, как они рекомендованы действующими ГОСТами, применять в современных поршневых машинах не целесообразно. И вообще, желательно воздержаться от практического применения этой формы компрессионных колец.