автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Повышение энергоэкономических показателей четырехтактного дизеля на основе математического моделирования работы и совершенствования конструкции деталей поршневой группы

На правах рукописи УДК 621.436.016.4.

Аникин Сергей Алексеевич

ПОВЫШЕНИЕ ЭНЕРГОЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ НА ОСНОВЕ МАТЕМАТИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ РАБОТЫ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ КОНСТРУКЦИИ ДЕТАЛЕЙ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ

05.04.02 - тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Тверь - 1997

Работа выполнена в Тверском государственном техническом университете и Московском государственном техническом университете им. Н.Э.Баумана

Научный руководитель

Официальные оппоненты

Ведущее предприятие

- доктор технических наук, профессор Н.А.Иващенко

- доктор технических наук, профессор И.В.Леонов

кандидат технических наук, доцент А.Р.Макаров

- Акционерное Московское Общество "Завод им. И.А.Лихачева" (AMO "ЗИЛ")

Защита диссертации состоится "

1997 г.

в "I часов на заседании специализированного совета К.053.15.05 "Тепловые машины и теоретические основы теплотехники" при Московском государственном техническом университете им Н.Э.Баумана по адресу: 107005, Москва, Лефортовская набережная, д.1, корпус "Энергомашиностроение".

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ им. Н.Э.Баумана.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просьба направлять по адресу: 107005, Москва, 2-ая Баумановская ул., д.5, МГТУ им. Н.Э.Баумана, ученому секретарю совета К.053.15.05.

Автореферат разослан Ученый секретарь диссертационного совета к.т.н., доцент

i " H^ClSSJjI 1997 г.

Ефимов С.И.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Повышение энергоэкономических показателей двигателей внутреннего сгорания (ЛВС) является важной Задачей отечественного двигателестроения. Большую роль в ее решении играет совершенствование конструкции узлов и деталей двигателя, в том числе цилиндро-порпневой группы (ЦПГ) . Сравнительный анализ индикаторных и эффективных показателей автомобильных дизелей обнаруживает существенные резервы энергосбережения эа счет снижения механических потерь, энергии соударений и расхода масла на угар в ЦПГ дизеля 84 11/11,5 производства AHO «ЗиЛ». Однако выполнявшиеся до настоящего времени экспериментальные исследования условий смазки, трения и износа данного дизеля очень трудоемки, дороги и при этом недостаточно информативны. Поэтому актуально проведение расчетного исследования работы деталей ЦПГ данного двигателя, результатом которого явились бы рекомендации по конструирования) указанных деталей с целью снижения расходов топлива и масла на угар.

Цель работы. Повышение энергоэкономических показателей дизеля 84 11/11,5 производства AMO «ЗиЛ» путем совершенствования конструкции деталей ЦПГ.

Методы исследования. Используется метод математического моделирования процессов смазки, трения и износа деталей ЦПГ и оптимизация конструкции деталей по результатам вариантных расчетов с помощью специальных вычислительных программ. Предложенные рекомендации проверены экспериментально на основе сравнительных моторных испытаний опытных и серийных объектов.

Научная новизна. В данном исследовании разработаны оригинальные математические модели и соответствующие программы расчета условий работы основных деталей поршневой группы - поршневого кольца и поршня. Особенностью моделей является учет трения в сопряжениях, деформации деталей в ходе работы, характера поперечного движения колец и поршня в пределах зазоров, свойств смазочного материала.

Практическая ценность. Программы, созданные на основе разработанных математических моделей, позволяют эффективно рассчитывать основные энергоэкономические показатели: механические потери и расход масла на угар, а также оценивать качественный характер износа поршневого кольца и поршня. Применение этих программ в со-

вокупности с экспериментальной проверкой дает возможность выбс энергоэкономичной конструкции основных деталей поршневой группы

Апробация работы. Материалы диссертационной работы были у ложены в докладах на Всесоюзных научно-технических конференции "Современные проблемы кинематики и динамики ДВС" (Волгоград, 1$ г.), "Контактная гидродинамика" (Куйбышев, 1986 г.), "Износ стойкость машин" (Брянск, 1991 г.); на 52-ой научно-методичес* и научно-исследовательской конференции МАДИ (Москва, 1994 г.), XXV международном научно-техническом совещании по проблемам прс ности двигателей (Москва, 1994 г.) , на международной науч! технической конференции "Двигатель-97" (Москва, 1997 г.), а та* на заседаниях кафедры "Поршневые и комбинированные двигать* МГТУ им. Н.Э.Баумана (1993 - 1997 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 печатных £ бот, в том числе получено одно авторское свидетельство.

Структура и обчем работы. Диссертация состоит из введеш четырех глав, выводов, списка литературы и приложения. Она сод£ жит 103 страницы текста, включая 8 таблиц; 48 рисунков, а та* список литературы из 131 наименования.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертациош работы, поставлены цель и задачи исследования, а также изложе основные положения работы.

В первой главе рассматриваются энергоэкономические показав ли, методы их расчета и пути повышения.

В соответствии с действующими стандартами показателями тс ливно-масляной экономичности ДВС являются удельный эффектив* расход топлива на номинальном режиме и относительный расход мае на угар. При условии постоянства индикаторных показателей рабе ДВС удельный эффективный расход топлива может быть снижен пуп уменьшения механических потерь. Последние при прочих равных усх виях определяются в основном значением силы трения в ЦПГ и меньшей степени потерями кинетической энергии при соударенк поршня о цилиндр.

Расход масла в значительной мере определяется толщиной сх масла, оставляемого на поверхности цилиндра поршневым кольце ближе расположенным к камере сгорания поршня. В свою очередь тс

щина слоя смазочного материала связана с нагрузкой на летали, а нагрузка определяет износ поверхностей при нарушении сплошности масляного слоя.

Иэ вышеприведенного следует необходимость нахождения указанных параметров деталей поршневой группы для оценки показателей потерь механической энергии и материалов. Для решения этой задачи наиболее эффективным подходом является математическое моделирование условий работы деталей сопряжения.

Моделированием различных аспектоз условий смазки деталей поршневой группы занимались J1.M. Бурштейн, C.B. Кобяков, A.B. Костров, А.Р. Макаров, Э.М. Мохнаткин, Ю.Н. Никитин, В.Н. Никишин, М.Р. Петриченко, P.M. Петриченко, Г.М. Рык, B.C. Семенов, Н.Д. Чайнов и др..

В исследованиях этих авторов ставились другие цели нежели в данной работе, что обусловило отличия в содержании моделей и выходных параметров.

Разработке методов профилирования рабочей поверхности колец и боковой поверхности юбки поршня посвящены работы Б.Я. Гинцбур-га, P.M. Петриченко, В.Н. Никишина, A.B. Кострова, А.Р. Макарова, Г.М. Рыка и др.

Однако по настоящее время характерные параметры обращенной к цилиндру рабочей поверхности кольца (РПК), такие как угол конусности, радиус кривизны и максимальная стрела бочкообразного профиля, задаются исходя из номинального диаметра и осевой высоты кольца без увязывания параметров РПК с каким-либо энергоэкономическим показателем двигателя.

Крупным вкладом в теорию профилироваьия поршней наиболее распространенного ныне бочкообразно-овального типа стала работа, выполненная под руководством проф. Б.Я. Гинцбурга. Практика показала достаточную надежность сконструированных по этой методике поршней, однако, с точки зрения энергосбережения они не были оптимальными, т.к. при их профилировании совершенно не учитывался реальный режим смазки и трения, а также характер поперечного движения поршня в пределах зазора.

Наиболее перспективными иэ альтернативных бочкообразному профилю являются многоопорные поверхности, эффективность применения которых для ползунов впервые была обоснована в монографии Э. Фальца и затем в цикле исследований Г.М.Рыка, итогом которых стала разработка и применение для тракторных дизелей гаммы поршней с

многоопорными профилями юбок, имеющих несущие параболически« участки по обеим сторонам оси поршневого пальца.

Недостатком метода профилирования многоопорных поршней П( Рыку было отсутствие численных соотношений, увязывающих параметр: профиля с факторами, определяющими режим работы ДВС.

На основании изложенного для достижения поставленной цел] необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать уточненные математические модели для описани условий работы сопряжений поршневое кольцо-цилиндр и поршень цилиндр.

2. Обосновать, сформулировать и црименить метод профилирова ния поверхностей трения деталей поршневой группы для повышеки энергоэкономических показателей автомобильного дизеля.

3. Выполнить расчетно-эсперименталыюе исследование с цель оценки эффективности профилирования и других технических решений

Во второй главе представлены математические модели сопряже ний основных деталей ЦПГ.

Равновесие кольца на слое смазки относительно противолежали стенок цилиндра под действием внешних и внутренних сил опреде ляется с помотцыо модели упруго связанных сечений с возможными пе ремецениями вдоль осей ОХ и ОУ (рис.1) .

В силу значительного превышения периметра (полупериметра кольца по сравнению с его осевой высотой в этой модели пренебре гали боковой утечкой масла и вкладом радиальной скорости кольца. несущую способность. Поэтому для нахождения гидродинамическох давления в слое масла с вязкостью ц, скоростью V и толщиной Ь и с пользовалось уравнение Рейнольдса для одномерного потока в кв; зистационарной форме:

Значения давлений р,. и р2 на границах РПК принимались и; вестными и задавались как доли давления газов рг. Отметим, ч' из-за малого перепада температуры по высоте кольца, для фиксир< ванного угла поворота коленчатого вала вязкость считали постоя1 ной.

Параметры движения поршня определялись в соответствии с ра! четной схемой, представленной на рис.2. Согласно этой схеме по]

шень обладает тремя степенями свободы: перемещениями относительно цилиндра по координатным осям системы ОХУ и вращением (опрокидыванием) в плоскости этой системы координат.

В модели учитывается влияние на динамику поршня деформации юбки поршня и образующей цилиндра, изменение вязкости смазочного материала по длине нагретых поверхностей деталей ЦПГ.

Применяя к поршню уравнения плоскопараллельного движения твердого тела, имеем систему из трех урзвнений с девятью неизвестными. Поскольку такая система неразрешима, то для получения результата воспользовались стандартным приемом разбивки задачи на два этапа.

В первом приближении пренебрегали движением поршня в пределах зазора и использовали оценочные значения всех сил и моментов трения - система уравнений движения пориня становится разрешимой:

их = Ргх + шдсоэО, 5ур - к^созр - Г„х - Г.х;

О = -тдз1п0,5ур - Г^зхпР + Вцг + Ту;

0 = (Г„х + Р** - Ргх)Ус - Н„[з1пР(хР - X,;) +

+ созР(уР - Ус) ] + Ту(хк - Хс) + Мс + Мц,

где ш - масса поршня;

уР - угол развала цилиндров;

И,,, - реакция шатуна;

Г, - силы трения юбки поршня и кольца;

Кц - реакция цилиндра;

Т - сила трения кольца в канавке поршня;

р - угол отклонения шатуна;

Мс - момент тренйя в паре палец-патун;

Мц - момент силы

Хр, уР - координаты оси пальца;

Хс, ус - координаты центра масс поршня;

х* - осевая координата канавки кольца.

На втором этапе находим положение равновесия поршня относительно цилиндра. При этом для определения гидродинамического давления р(х,г) использовали уравнение Рейнольдса в двумерной нестационарной постановке:

_/ь3 „ 1 ( 811 „ ал

V —Ур = а -V — + 2 — . Ц ^ V Йх дь)

В силу симметричности значений давления относительно плос кости качания шатуна решение этого уравнения искали на половши развертки юбки поршня. При этом на верхней и нижней границе юбю поршня давление равно нулю, а на на линиях пересечения поверх ности юбки с плоскостью качания шатуна равна нулю проиэводна давления по направлению периметра.

Данная задача решалась проекционно-сеточным методом Бубнова Галеркина (методом конечных элементов - МКЭ). Для решения систем алгебраических уравнений применялся метод неполной факторизации.

Форма зазора юбка поршня-цилиндр Ь, входящая в уравнени< Рейнольдса, определялась как сумма нескольких составляющих:

Ь = Ь(х,ОЛ) = Дг + Ь, + 5„ + б„ + (Дт + Ау) соз9,

где Ь„ - профиль юбки поршня в нагретом состоянии;

5„ - деформация юбки от действия нормальной нагрузки;

5Ц - деформация цилиндра, обусловленная температурными у механическими факторами;

А, - приращение зазора при повороте поршня на малый угол 1 относительно оси поршневого пальца Р;

Ау - смещение координаты центра масс поршня (точка С) вдол! оси ОТ относительно своего положения при соосном размещении поршня в цилиндре;

0 - угол по окружности поршня.

Назначение массива Ь„(х,0) в настоящем исследовании ос: ществлялось исходя из результатов расчета профилей боковой п< верхности поршней по методикам кафедры "Поршневые и комбинирова: ные двигатели" МГТУ им. Н.Э. Баумана, основанным на применен МКЭ.

Параметр 6„ описывает радиальную деформацию поверхности вэ ки, вызванную действием нормальной нагрузки. Для расчета деформ ции применяли эмпирическую формулу, полученную в ходе обработ результатов экспериментальных измерений деформации юбки порш дизеля 84 11/11,5:

8. =

10 Кг^. ЗЕЬ Ь'

[о,015 - 0,1х + ч/10(хн - 0,002)(0,006 + х - 10хг)] х

29

96 - (100х - 7)

где гс, - средний радиус стенки юбки поршня;

11ст - средняя толщина стенки юбки;

х, в - линейная и угловая координаты деформированного профиля юбки;

Хд - координата приложения нормальной нагрузки N.

Деформация цилиндра 5д принималась осесимметричной по форме и, аналогично параметру Ь„, рассматривалась в качестве известной входной функции.

Идентификация режимов трения поршня осуществлялась исходя из касания последнего стенок цилиндра. Фактом касания в данной точке считалось достижение критической толщины масляной пленки. Режиму граничного трения соответствует касание поршнем стенок цилиндра по обе стороны относительно плоскости, проходящей через ось цилиндра и палец шатуна. Режиму смешанного трения соответствует касание поршнем стенок цилиндра только по одну сторону относительно указанной плоскости. При отсутствии касания полагали режим трения гидродинамическим. В режимах смешанного и граничного трения под-считывались приложенные к поршню силы контакта.

Учет влияния скорости сдавливания масла на гидродинамическую несущую способность юбки поршня выполняли в процессе численного решения уравнения Рейнольдса путем аппроксимации:

И1 __ (х, г) - Ь1.1(х, т.)

дЬ Дt '

где ЛЬ - время поворота коленчатого вала на угол, соответствующий шагу расчета Да (а - угол поворота коленчатого вала).

На первом шаге расчета (а = 0°) предыдущее положение поршня считали соосным цилиндру.

Для определения температуры масла в заьоре использовали среднее значение температур сходственных точек поверхностей поршня и цилиндра. При этом распределение температур по длине цилиндра считали линейным, а по длине поршня - кусочно-линейным. Значения температур в характерных точках поверхностей деталей поршневой группы полагали известными входными параметрами.

Динамическая вязкость моторного масла как функция температуры Ъ и марки масла вычислялась согласно эмпирической формуле:

Ц = (У100 + 11) • 1СГ2 ■ е-»-'«-'.5»».!" + <4у100 - 10) • 1<Г\

где Vioo — кинематическая вязкость масла при температуре 100 °С входящая в обозначение отечественных моторных масел.

После завершения расчета гидродинамики и параметров движени деталей вычислялись целевые функции. Учитывая реальный характе трения в ЦПГ ДВС, силу трения деталей поршневой группы находил как сумму составляющих гидродинамического и граничного трени поршня (кольца) на основе известных зависимостей Петрова и Амон-тона, соответственно.

Потерю кинетической энергии при соударениях поршня о цилинд находили при помощи Зависимости для изменения кинетической энер гии тела при плоскопараллельном движении.

Часовой расход масла на угар в отдельном цилиндре оценивал с использованием полуэмпирической зависимости, учитывающей испа рение слоя масла со стенок цилиндра за такты сжатие и расширение

При расчете износа деталей поршневой группы принимали уста новившийся режим механического истирания поверхностей, описывае мый моделью Арчарда. При этом давление контакта изнашиваемых те вычисляли на основе зависимостей теории упругости.

Идентификация разработанных моделей выполнялась путем сопс ставления результатов расчета распределения гидродинамическох давления в сопряжениях с результатами расчета этого параметра п моделям других авторов.

Так, сопоставление вида функций распределения гидродинамиче ского давления масла по поверхности юбки поршня (рис.3) свиде тельствует об идентичности результатов, полученных в случае пр* менения модели настоящего исследования и модели известной работ О, Ли и Генки.

В третьей главе проводится анализ и расчетное исследован* влияния конструкции деталей поршневой группы на энергоэкономиче ские показатели двигателя.

Для рационально сконструированной детали характерно особс сочетание формы, профиля и ориентации элементов детали, спосо( ствухзщее минимизации потерь энергии и материалов в процессе рабе ты ДВС.

В данном исследовании обосновывается целесообразность прим( нения колец с абсолютным перепадом высот РПК ДЬ = (10...20) mi и юбок поршня с абсолютным перепадом профиля ДЬ = (12...60) мм Для длин иесухщх частей профиля деталей получены следующие соо' ношения: : 12 = 3 : 1 - для кольца и li : 12 = 2 : 3 - д:

юбки поршня, где 1к 12 - длины несущих участков профиля при обратном (V < О) и прямом (V > О) ходах детали, соответственно.

Многочисленные эксперименты по измерению износа кольца в канавке поршня в эксплуатации свидетельствуют, что помимо перекладки, перекоса осей и торцов канавок поршня при работе двигателя имеет место специфическая деформация кольца в пределах ЗаЗора канавки поршня, получившая в литературе различные термины: перекос, тарельчатый изгиб, скручивание, угловая деформация и т.п. . В данной работе получена формула представляющая зависимость угла скручивания кольца от размеров и формы его сечения, свойств материала и параметров внешней нагрузки.

Среди поршневых колец дизеля 84 11/11,5 объектом расчетного исследования было выбрано первое (верхнее) компрессионное кольцо, имеющее бочкообразно-симметричный профиль РПК и поперечное сечение в виде равнобочной трапеции. Выбор был обусловлен той ответственной ролью, которуе играет данное кольцо в формировании меха-ничских потерь и расхода масла на угар.

Результаты расчета позволили выявить четыре лучших профиля из первоначальных тринадцати по признаку минимизации трех целевых функций: расхода масла на угар '<3«, изношенной массы ш„ и давления механических потрь Рш, (табл.1) .

Таблица 1

N профиля Протяженность зон различного вида трения, % Си, г/ч г Рнп, кПа

Гидродин. Смешанное Граничное

1 83 2 15 12,4 0,502 15,7

2 82 2 16 7,6 0,504 17,0

3 56 14 30 4,1 0,582 22,4

4 75 2 23 3,9 0,259 20,9

По совокупности показателей, приведенных в табл.1, преимущество перед другими обнаружил двухопорный профиль N4; среди бочкообразных профилей лучшими служебными свойствами обладал профиль N3, имеющий рекомендованное соотношение длин несущих участков РПК.

Результаты расчетов целевых функций, в том числе механических потерь ркд, уровня акустической мощности соударений и линейного износа Ь» поршня, выявили существенное влияние профиля юбки поршня на энергоэкономические показатели (табл.2).

Таблица

N Протяженность ЗОН Ркп, и,

профиля различного вида трения, % кПа ДБ мкм

Гидродин. Смешанное Граничное юбка голов к:

1 48 42 10 53 108 6 60

2 66 25 7 46 108 1 17

3 85 7 8 47 104 3 10

Вызванное оптимизацией профиля юбки поршня улучшение услови смазки и трения иллюстрируется характером изменения сил трени поршней, представленным на рис.4(а).

Влияние профиля юбки отразилось также и на показателях изнс са поверхности поршня. Так, замена серийного бочкообразного про филя N1 на опытный бочкообразный N2 с рекомендованными значения* параметров профиля обеспечила по результатам расчета шестикратнс снижение износа юбки и почти трехкратное снижение износа голов* поршня. Переход от бочкообразного профиля N1 к двухопорному I-также снижает износ поверхности поршня: юбки в 2 раза, головки в 6 раз. Достигнутое снижение интенсивности износа объясняете уменьшением доли как смешанного, так и граничного трения поршне с профилями N2, N3 по сравнению с профилем N1: оптимизированнь бочкообразный и двухопорные профили формируют в течение рабочех цикла большие Значения толщин слоя масла, чем серийный бочкооС разный профиль (рис.4.(б)).

В четвертой главе представлены результаты экспериментальнс оценки эффективности предложенных технических решений на дизeJ 84 11/11,5.

Объекты исследования предназначались для сравнительных исш таний и включали комплект серийных деталей поршневой групт комплекты опытных поршней и опытных маслосгьемных колец.

Конструкция опытного поршня с двухопорной юбкой совпадала конструкцией серийного поршня за исключением профиля юбки и поп« речного сечения канавки под установку верхнего компрессионно! кольца. Выбор асимметричной формы канавки был обусловлен необхс димостыо управления процессом износа РПК с целью снижения расхо; масла на угар и явился следствием результатов выполненного рае четного исследования характера скручивания кольца с различие формой поперечного сечения. В качестве опытного поршневого колы было выбрано маслосгьемное кольцо, выполненное по чертежу серийне

летали иэ термостойкого антифрикционного полимера Графелон 920, производства НПО "Полимерсинтеэ" (г. Владимир). В пользу выбора данного материала указывали результаты анализа опыта применения перспективных нетрадиционных, материалов для узлов трения поршневых машин.

Для измерения локальных сил трения в ЦПГ применялось оригинальное устройство, использующее метод полос, разработанное при непосредственном участии автора.

Эти эксперименты показали, что в принятом диапазоне режимов работы снижение механических потерь при замене серийного бочкообразного поршня на опытный двухопорный составило от 11 до 19 %.

Стендовые испытания, осуществляемые после обкатки, включали снятие ряда нагрузочных и внешней скоростной характеристик, а также проведение 9-ти часовых угарных циклов с целью определения относительного расхода масла на угар.

Сопоставлением кривых нагрузочной характеристик двигателя установлено, что применение опытных поршней с двухопорными юбками вместо серийных с бочкообразными юбками вызвало значимое снижение удельного эффективного расхода топлива на 6...16 г/кВт-ч (рис.5). Относительный расход масла на угар дизеля, укомплектованного серийными бочкообразными поршнями, был равен 0,55 %; опытными двухопорными - 0,46 %.

Испытания поршней с асимметричной канавкой под установку верхнего компрессионного кольца показали, что данное техническое решение обеспечило снижение относительного расхода масла на угар с 0,55 % до 0,43 %. Замена чугунных маслосьекных колец на аналогичные по конструкции кольца из антифрикционного полимера Графе-лон 920 привела к снижению удельного эффективного расхода топлива на режиме нагрузочной характеристики на 6 г/кВт-ч (рис.6). Применение опытных колец сопровождалось снижением относительного расхода масла на угар с 0,55 % до 0,31 %. Однако увеличенная осевая высота рабочих поясков скребков (до 0,6...0,8 мм) после испытаний свидетельствовала о недостаточной износостойкости материала и указывала на необходимость дальнейшего улучшения его физико-механических свойств в перспективе применения в ЛВС.

выводы

1. Анализ ранее выполненных работ и результаты настоящего исследования показали, что профилирование поверхностей трения у. улучшение триботехнических свойств деталей поршневой группы являются эффективными средствами повышения энергоэкономических показателей современных ДВС.

2. На базе последних достижений в области моделирования динамики ДВС и применения триботехнического подхода разработаны математические модели процессов движения, смазки, трения и износа деталей поршневой группы, отличающиеся от существующих моделе£ повышенной точностью расчета и информативностью получаемых результатов .

3. Описан метод рационального конструирования поршня и кольца ДВС, основанный на согласовании параметров профиля поверхностей трения с характером внешнего нагружения и кинематикой детали.

4. Разработано и использовано для сравнительной оценки антифрикционных свойств поршней устройство измерения локальных си] трения в ЦПГ, отличающееся повышенной надежностью работы и точностью измерений по сравнению с аналогами.

5. С помощью метода конструирования, результатов математиче ского моделирования трибосопряжений кольцо-цилиндр, поршень цилиндр и доводки коснструкций по Замерам сил трения разработай опытные детали поршневой группы, обеспечившие в ходе стендовьг испытаний повышение энергоэкономических показателей дизеля 8 11/11,5.

6. Метод конструирования деталей поршневой группы и програм мы расчета используются в исследовательской практике и произ водстве, что подтверждено соответствующими актами внедрения.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях :

1. Путинцев C.B., Аникин С. А. , Песоцкий Ю.С. Новая динамическая модель системы цилиндр-смазочный слой-кольцо-поршень ДВС для расчетной оценки функциональных свойств поршневого кольца // Современные проблемы кинематики и динамики ДВС: Tes. докл. Всессюз. науч.-техн. конф. - Волгоград, 1985. - С. 85-87.

2. Песоцкий Ю.С., Путинцев C.B., Аникин С.А. Особенности контактирования поршневого кольца произвольного профиля со стенкой цилиндра при работе быстроходного двигателя // Контактная гидродинамика : Теэ. докл. Всесоюз. науч.-техн. конф. - Куйбышев, 1986. - С. 186-187.

3. Путинцев C.B., Аникин С.А. Расчетная модель и анализ условий смазки и трения поршневого кольца быстроходного тракторного дизеля // Трение и износ. - 1988. - Т. 9, H 4. - С. 617-626.

4. Путинцев C.B., Михайлов Ю.Г., Аникин С.А. Анализ деформации скручивания поршневого кольца в канавке поршня ДВС // Двига-телестроение. - 1989. - N 7. - С. 7-11.

5. A.c. 1575077 СССР, МКИ3 G 01 M 13/00. Устройство для измерения силы трения в пилиндро-поршневой группа двигателя внутреннего сгорания / C.B. Путинцев, Ю.С. Песоцкий, М.Г. Полякова и др.; N 4442500/25-06; Заявл. 20.06.88; // Открытия, изобретения, ... - 1990. - N 24. - С.Х84.

6. Путинцев C.B., Аникин С.А. Универсальная зависимость для нахождения динамической вязкости моторных масел в рабочем диапазоне температур // Двигателестроение. - М., 1995. - С. 70-71.

7. Putintsev S., Anikin S. Measurement of Local Frictional Forces in Actual Operating Piston Machines // Tribology-Solving Friction and Wear Problems: 10th Int. Colloquium. - Ostfildern, 1996. - Vol. 3. - P. 2131-2138.

8. Путинцев C.B., Аникин С.А. Математическая модель и результаты расчета трибосистемьг порлень-цилиндр ДВС // Дзигатель-97: Теэ. докл. Международной науч.-техн. конф. - М. , 1997. - С. 57.

Рис. 1. Расчетная схема сопряжения кольцо-цилиндр

Рис. 3. Распределение гидродинамического давления масла на поверхности юбки поршня: 1 — расчет по разработанной модели, 2 - расчет по модели О, Ли и Генки

а, °ШЭ

Рис. 4. Силы трения (а) и минимальные толщины слоя масла на юбке (б) поршней: 1 - серийный бочкообразный, 2 — оптимизированный бочкообразный, 3 - двухопорный

де,г/<й:ч

ад

МО 280 1?0 2£0 гга 2А0 ВО 120

Бт Р р

у-' /

> у /«/ /

\ /У V

\ \ \ Л £

\ Ч \ *

/

/ --- __

а

6», «г/«

12

50

23 26

24 2Л 10 48 16

50

ТО

эа

но

(го Ме.ьВт

Рис. 5. Нагрузочная характеристика дизеля 84 11/11,5 при п = 2800 мин"1: 1 -серийные бочкообразные поршни, 2 - опытные двухопорные поршни

г/Лт-ч зоо

230 2В0 ОТ 2£С 250 24) 2Ы 210

Бт ?Г

\ \ А У/

ч\ г( Г а

\ \ У/

\ > £ //

г/г •ч

/ А >ч

о &

32 го

2Ь 26 24 22 20 18 16

50

70

90 110

1Ь0 Ме.кВт

Рис. 6. Нагрузочная характеристика дизеля 84 11/11,5 при п = 2800 мин-1: 1 - серийный комплект деталей поршневой группы, 2 - маслосьемные кольца из полимера Графелон 920