Анатолий Дружинин - Цилиндропоршневая группа двигателей и компрессоров. 100% инновационных элементов ЦПГ

Итак, становится очевидным, что несовершенство архаичного по сути уплотнения между поршнем и цилиндром приводит многотрудную работу больших коллективов разработчиков и изготовителей двигателей к скромным результатам, которые должны и могут быть значительно лучше и убедительнее.

Приведенные аргументы должны обратить внимание разработчиков на совершенствование существующих конструкций, памятуя о том, что от качества поршневого уплотнения во многом зависит не только форма, но и содержание современного двигателя. О том, что в поршневых машинах используется заведомо некачественное уплотнение между поршнем и цилиндром, можно судить исходя из анализа формы износа рабочей поверхности компрессионных колец и поверхностей верхнего и нижнего торцов, на которые следует обратить особое внимание. Они отличаются по форме и размерам у различных моделей двигателей, причем эти отличия, в основном зависят от соотношения высоты компрессионных колец, радиальной толщины и величины гарантированного зазора между верхней полкой поршневой канавки и верхним торцом поршневого кольца.

Уплотнительные кольца, в силу своей конструктивной специфики, применяются только разрезные, имеют так называемый замок, т.е. зазор в разрезе кольца. Учитывая, что над поршнем и в зазоре между поршнем и цилиндром создается огромное давление рабочих газов от 8 МПа бензиновых двигателей до 20 МПа дизелей, величина зазора замка кольца имеет существенное значение. Многолетние исследования и поиски оптимальной конструкции поршневого уплотнения показали, что размещение компрессионных колец по разным поршневым канавкам приводит к тому, что «60…70% всех утечек происходит через замки поршневых колец» [14].

Некую неопределенность с назначением величины зазора в замках уплотнительных поршневых колец можно наблюдать на отечественной технике различных производителей. Так, например, зазор в замке компрессионного кольца двигателей ВАЗ при диаметре цилиндра 76 мм – от 0,25 до 0,45 мм; двигателей ЗМЗ при диаметре цилиндра 92 мм – от 0,3 до 0,7 мм; двигателей КАМАЗ при диаметре цилиндра 120 мм – от 0,4 до 0,6 мм, и т. д.

По этим данным трудно понять логику разработчиков, если сравнить максимально допустимый зазор 0,45 мм в замке компрессионного кольца двигателя ВАЗ с минимальным, но тоже допустимым зазором 0,4 мм в замке компрессионного кольца двигателя КАМАЗ. Причем в процессе эксплуатации износ компрессионных колец увеличивает величину зазора в замке до таких значений, когда продолжать эксплуатировать двигатель становится экономически нецелесообразно и экологически не позволительно, ему требуется капитальный ремонт.

Кроме того, широкие пределы размера зазора в замке компрессионных колец вызывают газодинамический дисбаланс двигателя, его повышенную вибрацию. Особенно это характерно для двурядных двигателей. Например, в одном ряду двигателя КАМАЗ может находиться цилиндр с поршнем, в котором установлено компрессионное кольцо с допустимым зазором в замке 0,4 мм, в другом ряду – с допустимым зазором в замке 0,6 мм. В результате различных газодинамических потерь в этих цилиндрах производится различная работа, которая сопровождается различными динамическими нагрузками, приводящими к дисбалансу в кинематической системе двигателя и дополнительным вибрациям со всеми вытекающими отсюда отрицательными последствиями. Разработчикам следует не только уменьшить отклонения на выполнение размера зазора, но и минимизировать его с учетом термодинамических изменений формы и размеров поршня и цилиндра.

Не прибегая к каким-либо дополнительным исследованиям, можно предложить исполнительные размеры зазоров замка для двигателей ВАЗ – 0,25 +0,05 мм, для двигателей ЗМЗ – 0,3 +0,05 мм; для двигателей КАМАЗ – 0,4 +0,05 мм. Технологи должны постараться выполнить эти условия. Насколько позволяет проведенный анализ, пока этого в отечественных двигателях не делается.

Последние теоретические и экспериментальные исследования показали, что величину зазора в замке поршневого кольца можно не только минимизировать, но даже и обнулить. Более подробно об этом будет изложено в другом разделе.

Парадокс, но факт, что многие десятилетия, широко используемые в мировой практике поршневые уплотнения, пожалуй, самая архаичная и безнадежно устаревшая конструкция в современном двигателе. Классическая, жесткая схема уплотнения между поршнем и цилиндром с гарантированными термодинамическими зазорами и постоянно растущими в процессе эксплуатации зазорами в замках поршневых колец допускает, по общепринятому выражению специалистов «утечку» рабочих газов. Может быть, учитывая огромное рабочее давление в цилиндре, динамику процесса и существенные потери свежего заряда воздуха на такте сжатие и, не меньшие потери газо-воздушной смеси на такте рабочий ход, корректнее эти потери классифицировать, не как «утечки», а как прорывы рабочей среды, находящейся в цилиндре над поршнем в направление картера двигателя. Может быть, это позволит разработчикам обратить особое внимание при проектировании элементов цилиндропоршневой группы, обеспечивающих расчетноеи стабильноерабочее давление и более полноеего срабатывание.

При проектировании нового уплотнения между поршнем и цилиндром необходимо вспомнить о том, что существующие схемы поршневого уплотнения допускают очень большие потери: «В момент вспышки при положении поршня в ВМТ давление в канавке 1-го кольца близко к давлению Р zв цилиндре, а в канавке 2-го кольца составляет лишь 50% этой величины» [3]. Это свидетельство значительного прорыва рабочих газов, как в первую, так и во вторую поршневые канавки, и так далее. К сожалению это простая констатация факта без каких-либо последствий.

Рабочий такт «сжатие» характеризуется тем, что при повышенных газодинамических потерях снижается эффективность достижения критического давления сжатия, ухудшается приемистость двигателя из-за ухудшения процесса воспламенения и сгорания топливовоздушной смеси. На такте «рабочий ход» потери рабочих газов приводят к более резкому падению рабочего давления над поршнем и уменьшению полезной работы цикла и, соответственно, всей работы двигателя. В этой связи уместно привести следующие данные. «На преодоление трения поршневых колец приходится приблизительно до 40…50%, а иногда до 60% всех механических потерь в двигателе. Причем в карбюраторном двигателе с тремя поршневыми кольцами на первое кольцо приходится 60%, на второе 30% и на третье 10% затрат энергии на трение колец» [5].