автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Устранение вибрационного разрушения поршневых колец судовых дизелей

Нр^прбвах рукописи

Андрусенко Евгений Иванович

УСТРАНЕНИЕ ВИБРАЦИОННОГО РАЗРУШЕНИЯ ПОРШНЕВЫХ КОЛЕЦ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ

Специальность: 05.08.05 - «Судовые энергетические установки

и их элементы (главные и вспомогательные)»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Нижний Новгород - 2006

Работа выполнена в Федеральном государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Волжская государственная академия водного транспорта».

Научный руководитель:

доктор технических наук, доцент Юрий Иванович Матвеев

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Захаров Лев Анатольевич

кандидат технических наук, доцент Садеков Мансур Хасьянович

Ведущая организация: ООО «Центральный научно-исследовательский дизельный институт» (г. Санкт-Петербург).

Защита диссертации состоится «25» декабря 2006 г. в 15 часов в ауд. 281 на заседании диссертационного Совета Д 223.001.02 в Волжской государственной академии водного транспорта по адресу: 603950, г. Нижний Новгород, ул. Нестерова, 5а.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО «ВГАВТ».

Автореферат разослан <_» ноября 2006 г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, доцргг

А.А. Кеслер

Общая характеристика работы

Актуальность работы. Эффективное использование современного форсированного двигателя в качестве энергетического объекта или силовой установки транспортного, флота в значительной степени зависит от его технического состояния.. Как для двигателей стационарного применения в качестве энергетического объекта, так и для двигателей, используемых в Качестве силовой установки транспортного флота, характерно дли: тельное их использование, с поддержанием в работоспособном состоянии.

! Опыт эксплуатации судовых двигателей показывает, что надежность их работы, сроки проведения текущих и средних ремонтов определяется параметрами технического состояния деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ), среди которых цилиндровая втулка (ЦВ) и поршневые кольца (ПК) наиболее ответственные и быстро изнашиваемые. '

В настоящее время на водном транспорте, как на речном, так и на морском эксплуатируется сотни тысяч различных судовых дизелей. Мировая практика эксплуатации судовых дизелей показывает, что за последние 30 лет существенно возросла их цилиндровая мощность по причине увеличения степени наддува,, то есть форсирования. Конечно, судовладельцы заинтересованы в установке на суда более мощных и экономичных дизелей.

Однако при увеличении степени форсирования новых дизелей на заводах-изготовителях возникают серьезные проблемы, связанные с обеспечением надежности работы важнейших узлов и деталей. Именно по этой причине многие дизелестроительные заводы не могут приступить к серийному производству новых марок дизелей.'■

На протяжении многих лет ведутся научные исследования, направлен- ''1 ные на повышение работоспособности и ресурса деталей ЦПГ. В научных трудах таких ученых как Андрияхин В.Н., Криулин A.B., Голубев В.В., По-годаев Л.И., Пимошенко А.П., Матвеев Ю.И., Хмелевская В.Б. и других рассмотрены вопросы повышения износостойкости, теплостойкости, жаропрочности, кавитационной стойкости, точности механической обработки деталей ЦПГ СОД.

Одним из мало изученных явлений, возникающих в процессе эксплуатации форсированных дизелей является вибрация поршневых колец, которая приводит к поломкам ПК и сопровождается задирами и повышенными износами ЦВ, прорывом газов в картерное пространство двигателя, понижением мощности двигателя и увеличением расходов топлива и масла.

Основные работы по теории поршневого кольца принадлежат известным ученым Б.Я. Гинцбургу, Ю.Г. Иссинскоу, К. Энглишу (С. Englisch), П. Дайксу (P. Dykes), М. Кума (М. Kuhm), М. Эвейсу (М. Eweis). Вопросам устранения вибрационного разрушения ПК посвящены экспериментальные

исследования фирм Riken (Япония), Daros (Швеция), Goetze (Германия), Wartsila (Финляндия) и Sulzer (Австрия).

Однако, актуальной остается проблема разработки методики оценки склонности ПК к вибрационному разрушению при проектировании и изготовлении новых двигателей, а также отсутствует единый подход к конструированию антивибрационного кольцевого уплотнения.

Целью работы является разработка методики расчета параметров вибрации поршневых колец судовых ■ дизелей и конструктивных мероприятий для исключения их вибрации на стадии проектирования и в процессе эксплуатации.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. На основании аналитического обзора и условий эксплуатации деталей ЦПГ судовых дизелей установить основные причины поломок поршневых; колец. . ■ ■'.

2. Провести анализ влияния различных конструктивных и эксплуатационных факторов на возникновение вибрации ПК дизельных двигателей.

3. На "основании анализа существующих гипотез вибрации ПК разработать алгоритм расчета параметров вибрации.

4. Уточнить математические модели расчета параметров вибрации ПК судовых форсированных дизелей, по данной методике произвести расчет параметров вибрации для вновь изготавливаемых судовых дизелей.

5. Предложить конструктивные мероприятия для устранения вероятности поломок ПК и их склонности к вибрации.

6. Произвести экспериментальные исследования опытных колец на испытательном дизельном стенде для подтверждения достоверности выполненных расчетов, а также конструктивных разработок и предложений.

Объектом исследований являются детали ЦПГ СОД.

Предмет исследований - явление вибрации поршневых компресси-. онных кблец судовых двигателей.

Научная новизна полученных результатов заключается в следующем: . .!. Уточнена методика расчета вибрации компрессионных колец СОД.

2. Разработан алгоритм и уточнены математические модели расчета параметров вибрации ПК для форсированных судовых дизелей.

3. Предложены основные принципы, конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения ЦПГ СОД.

4. Разработана схема поиска причин разрушения ПК.

5. Показано, что вибрация ПК форсированных двигателей носит резонансный характер.

6. Показано, что в процессе эксплуатации вибрации подвергается не весть комплект кольцевого уплотнения, а только верхнее компрессионное кольцо.

На защиту выносятся следующие основные результаты и положения:

- методика расчета параметров вибрации ПК судовых дизелей;

- теоретические основы расчета параметров вибрации ПК;

- методика конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения деталей ЦПГ ДВС;

- конструктивные предложения по устранению резонансных явлений и вибрации ПК как на стадии проектирования новых дизелей, так и в процессе их эксплуатации. . ,

, Практическая ценность и реализация результатов работы заключается; .

1) в разработке методического подхода к решению вопроса поиска и устранения причин разрушения ЦК форсированных дизелей;

2) в проверке достоверности разработанной методики расчета параметров вибрации ПК применительно к СОД производства ОАО «РУМО» (г. Нижний Новгород).

3):в разработке практические рекомендации по устранению вибрации поршневых компрессионных колец, позволяющие повысить надежность их работы. х

4) результаты исследований внедрены в производство на ОАО «РУ-МО» при проектировании и изготовлении форсированных двигателей марки 6 ЧРН 36/40 (Г95) и 6 ЧН 36/40 (5003).

Методы исследований. Основным методом исследований является аналитический, основанный на известных зависимостях газодинамики и, теоретической механики. . ..

Достоверность полученных ¡результатов подтверждена продолжительными натурными испытаниями опытных деталей (ПК) на форсированном судовом дизеле марки 6 ЧРН 36/40 (Г95), а также на испытательном одноцилиндровом дизельном стенде в цеховых условиях ОАО «РУМО» (наработка более 3 000 ч). Экспериментальные исследования производились с использованием стандартных методик и программ испытаний. Полученные результаты сопоставлялись с теоретическими исследованиями.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались и обсуждались на XI научно-практической конференции вузов Поволжья и Юга Нечерноземной зоны РФ (г. Рязань* 2000 г.), научно-методической конференции профессорско-преподавательского состава, аспирантов и специалистов ФГОУ ВПО ВГАВТ (г. Нижний Новгород, 2005 г.), технических советах Центрального научно-исследовательского дизельного института (г. Санкт-Петербург)/

Публикации по теме диссертации. Основные положения диссертации опубликованы в 4 печатных работах.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и 1 приложения. Основной текст диссертации изложен на 126 стр. машинописного текста, в том числе 32 рисунков и 4 таблиц. Список библиографических источников включает 95 наименований.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность работы, показана её научная новизна, практическая значимость, сформулированы цель и основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе диссертационной работы рассматривается проблема повышения надежности эксплуатации деталей ЦПГ СОД, которая возникает в результате поломок поршневых компрессионных колец. На основании проведенного аналитического обзора и всестороннего анализа работы судовых дизелей установлено, что увеличение степени форсирования судовых дизелей приводит к возникновению систематических поломок верхних компрессионных колец. Показано, что с повышением износа деталей ЦПГ вероятность поломок ПК увеличивается.

Выявлено, что кольца, как правило, начинают обламываться вблизи «замка» на расстоянии (10—40) мм от концов. Отмечаются и повторные поломки, разрушающие кольцо на несколько частей, которые могут происходить и через (150-200) ч работы двигателя.

На основании обзора и анализа научных трудов К. Энглиша, Б.Я. Гинц-бурга, Ю.Г. Иссинского и других, а также информационных сообщений передовых дизелестроительных фирм Германии, Швеции, Японии, в соответствии с разработанной схемой поиска причин отказов деталей ЦПГ дизелей были определены возможные причины поломок ПК. В работе показано, что при строгом соблюдении технологий получения заготовок, механической и термической обработок, сборки и соблюдении всех правил эксплуатации, технологические и эксплуатационные причины возникновения поломок ПК можно исключить из рассмотрения. Поэтому первоначально в качестве основной причины разрушения ПК была принята гипотеза о недостатках в конструкции ЦПГ. По этой причине был произведен полный анализ размеров всех деталей ЦПГ судового дизеля 6 ЧРН 36/40 (Г95) на соответствие общепринятых норм проектирования. Однако после устранения конструкторских недоработок ПК продолжали разрушаться. '

Исключив поэтапно возможные причины поломок, было сделано предположение, что основной причиной поломки ПК является их вибрация. Информация о вибрации ПК в открытой печати практически отсутствует. Основные работы по вибрации ПК принадлежат Б.Я. Гинцбургу и Ю.Г. Иссинскому, а в трудах К. Энглиша о вибрации ПК только упоминается. В работе были рассмотрены гипотезы о природе вибрации ПК, анализ которых показал, что основной причиной усталостной поломки ПК является их изгибные деформации, возникающие в результате собственных высокочастотных колебаний резонансного характера при положении поршня в ВМТ на тактах конца сжатия - начала расширения.

На основании проведенного обзора и экспериментальных исследований в работе были сформулированы цель и задачи исследований для решения проблемы устранения поломок поршневых колец.

Во второй главе приведены теоретические предпосылки разработки методики расчета вибрации ПК судовых дизелей. Была рассмотрена схема движения первого ПК в канавке поршня и действующие на него силы (рис. 1),

>»Г~

р, г

1№№

р А ; Ч,

/ 1.

Рис. 1. Схема движения кольца в канавке поршня и действующие на него силы

Из анализа этой схемы следует, что вибрация ПК не возникает при отсутствии нижележащих колец, а также при абсолютной непроницаемости, когда поток газа через кольцевое уплотнение полностью прекращается.

Возбудителем собственных колебаний служат вынужденные колебания, вызываемые периодически изменяющей направление равнодействующей сил давления газов, переносной инерционной силы и сил упругости кольца.

Рассмотрим на примере первого (верхнего) кольца его движение в поршневой канавке и действующие на него силы в относительной системе координат, перемещающейся вместе с поршнем. Положительным примем, направление от днища поршня вниз и от его центра по радиусу.

Уравнение относительного движения кольца в осевом направлении имеет вид:

mj0=Pг+F + QJ+Z, (1)

где т — масса кольца;

j0 — относительное ускорение кольца;

Р2 — результирующая сил давления газов, действующая на кольцо в осевом направлении;

, .Р — сила трения кольца о стенку цилиндра;

Qj — переносная инерционная сила;

2. - осевая реакция опоры кольца.

При относительном покое кольца/0 = 0 (рис. 1, а, в), при относительном его движении 2 = 0 (рис. 1, б). Отсюда следует, что положение кольца в канавке и его относительное осевое перемещение определяются равнодействующей:

Л. =Рг+Г + бу. (2)

При периодическом изменении Р2 кольцо будет совершать вынужденные колебания относительно поршня. Поскольку сила трения Р невелика, изменение направления Ят может происходить только при противоположно направленных силах Qj и Рх. Сила определяется из кинематики механизма ЦПГ, сила Рг имеет выражение:

Р^ЕИ^ХЫ, (3)

где р\мрг - давление перед кольцом в межкольцевом пространстве; Ъ — ширина кольца в радиальном направлении; £ - средняя длина кольца (£ = л£>, О - диаметр цилиндра). Давление р\ зависит от соотношения проходных сечений в неплотностях у рассматриваемого кольца

Из формулы (3) следует, что Р2> О при равнонаправленном перетекании газа через неплотности колец (р\ > р2), поэтому разнонаправленность сил 0,} и Рг может наблюдаться при Qj < 0, то есть во второй половине хода сжатия и начала расширения (—ж/2 < а < я¡2 ), когда (), стремиться прижать кольцо к верхней поверхности канавки поршня. Если кольцо опирается на верхнюю поверхность канавки, то Я2 < 0, следовательно Qj > Р2 + Р.

При повышении давления р\ разность {р\ - р2) вследствие дросселирования газа в зазоре увеличивается. При ее возрастании до некоторого значения может оказаться, что Р2 + р > в результате чего изменяет направление (Р2 < 0), кольцо отрывается от верхней поверхности канавки и начинает двигаться вниз. В этот момент времени между торцом кольца и верхней поверхностью канавки поршня образуется зазор 5", по которому газ из объема над кольцом перетекает через полость канавки в межкольцевое пространство, разность (рх - р2) уменьшается, равнодействующая Я; снова изменяет направление, затормаживая движение кольца и возвращает его к верхней поверхности канавки. В результате многократного повторения данного явления возникнут автоколебания кольца около некоторого его среднего положения вблизи верхней поверхности поршневой' канавки, поддерживаемые энергией газового потока, протекающего через кольцевое уплотнение.

Если же кольцо под действием силы Р2 переместилось вниз настолько, что уже не может быть остановлено вторично изменившей направление равнодействующей (/?г < 0), то оно продолжает движение, зазор 8" за-

крывается, восстанавливается первоначальная разность (р\ — р2), и сила Рх прижимает кольцо к нижней поверхности канавки. В таком случае совершается перекладка кольца, и колебания не возникают.

Следует отметить, что возникновение радиальных колебаний происходит по аналогичной схеме.

Если кольцо было бы цельным, то есть не имело бы замка, то давление от переносных сил инерции по всей окружности кольца уравновешивалось бы,результирующим давлением газа. Колебания кольца не вызывали бы его изгиба и не могли быть причиной поломки. Однако из-за наличия замка и зазора в нем, в который устремляется поток газа, давление от переносных сил инерции оказывается вблизи замка неуравновешенным давлением сил газа, поэтому элементы кольца около замка подвергаются действию изгибающего момента переменного направления. Кроме того, кольцо, колеблясь в осевом направлении, может ударяться о поверхность канавки. Эти колебания также могут возбуждать резонансные колебания многоузловой формы.

В третьей главе на основании теоретического анализа работы ПК была разработана методика расчета параметров вибрации верхнего компрессионного кольца. Представленная методика может быть применена лишь при условии ламинарного изотермического течения газа, то есть:

' > , ехр(о,184/?2)< 1,65. (4)

Методика включает в себя определение следующих параметров: 1. Частота собственных колебаний кольца, кГц

5X1 <р _ р{ Ю'й^р ёхр(о,184/?' (5)

где В — наружный диаметр кольца;

(р, Д ц/р — безразмерные коэффициенты:

* 9,3 ~1в'М 5,/Д р,

77 = ЫО - относительная высота поршневого кольца;

Уз - площадь прихода газа, эквивалентная по сопротивлению площади прихода газа через все нижележащие кольца, мм2; Ь - высота поршневого кольца, мм; См — средняя скорость поршня, м/с:

С„ =2-1(Г35пл, Б„ — ход поршня, мм;

п - частота вращения коленчатого вала, с-1;

Р\ - давление газа в цилиндре двигателя по индикаторной диаграмме, МПа;

/(«) = С0£0г + Лсоз2а , Л =

а - угол поворота коленчатого вала, • ■

Ьш — кинематическая длина шатуна, мм;

Якр - радиус кривошипа, мм;

р - плотность материала кольца, кГс с2/см4

р---\О-8, ё

у - удельный вес материала кольца, кг/м3; % - ускорение свободного падения, м/с2. 2. Длина консоли кольца определяется по формуле, мм

£ = 5,861)4 , (6)

\ (р Рх

где Е - модуль упругости материала кольца, МПа.

3. Перемещение консоли кольца при колебании его как целого, мкм

A = 4,33/;D . (7)

4. Критическая величина колебаний кольца, мкм

где сг_1 - предел усталости материала кольца, МПа.

5. Напряжение изгиба в кольце при его вибрации, МПа

а = 4,45<рЕ j-^--^. (9)

6. Запас прочности в кольце:

-I

а

(10)

Поскольку разработанную методику следует применять, когда течение газа происходит изотермически с докритической скоростью (ламинарный режим), то первоначально необходимо определить скорость движения газа.

Скорость газа в щели связана с величиной газового напора на кольцо в соответствии с формулой:

р-

рсо

где

96 = Яе

1*е =

96Уя

соа^ у..

") 2 '

коэффициент сопротивления движению газа в щели для ламинарного течения;

число Рейнольдса; , .

(П)

со - скорость газа в щели ¿/э = 2 А - эквивалентный диаметр канала в форме щели; А - зазор между поршнем и цилиндровой втулкой; ув - кинематическая вязкость газа при его средней температуре.в щели; ■ . .

£ - длина канала до верхнего поршневого кольца; £ - коэффициент местных сопротивлений; р - плотность газа. Принимая, что коэффициент местных сопротивлений 1 и подставив значение коэффициента в формулу (10), получим:

± сое], с!„

+ 1

\ 2 рсо

(12)

Решая уравнение (11) относительно скорости течения газа в щели, получим:

¿у= :0,25

V

Р А

(13)

По полученной формуле (12) были произведены расчеты скорости со течения газа в щели и соответствующие этим скоростям числа Рейнольдса для дизеля, работающего с наддувом. Результаты таких расчетов при размерах I — (10-40) мм и зазоре А = (0,05-0,5) мм приведены в табл. 1.

Таблица 1

Скорости газа со в м/с (в числителе) и числа Рейнольдса (в знаменателе) в зависимости от длины I и зазора А

Длина 1, мм Скорость со (м/с) и числа Рейнольдса при зазорах Д (мм), равных:

0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

10 17,5/5 69/40 248/280 427/730 547/1250 612/1740

20 8,75/2,5 34/20 132/150 271/465 400/910 497/1420

30 5,8/1,6 23/13 92/105 194/333 307/700 409/1270

40 4,4/1,2 17/10 69/80 150/255 248/570 344/980

Полученные величины показывают, что скорость газа в дросселирующем зазоре заметно снижается при увеличении расстояния кольца от кромки днища и особенно резко изменяется в зависимости от величины дросселирующего зазора. При этом во всех практически случаях числа Re оказываются меньше критических, и сделанное предположение о ламинарном характере течения газа в дросселирующей щели оправдываются. Это в свою очередь дает основание считать, что газ вдоль лабиринтного уплотнения проходит практически без изменения температуры — изотермически.

После подтверждения результата о ламинарном течении газа вдоль поршня можно воспользоваться формулами для непосредственного расчета вибрации верхнего компрессионного кольца.

В работе на основании теоретических исследований был выполнен анализ влияния различных факторов на вибрацию ПК, а именно: средней скорости поршня, максимального давления газов в камере сгорания, относительной высоты ПК, длинноходности (S/D), свойств материала ПК, диаметра цилиндра, упругости колец. Для устранения вибрации ПК, а следовательно повышения надежности работы деталей ЦПГ судовых дизелей даны следующие рекомендации:

уменьшение зазоров в канавках для всех колец;

упрочнение поверхностей канавок армированием или покрытием износостойкими материалами; ; , повышение герметичности колец;

увеличение прочности материал а. колец при возможном уменьшении модуля упругости;

изменение высоты колец; повышение упругости колец;

применение колец с повышенным давлением у замка; применение колец специальной конструкции.

По разработанной методике был произведен расчет параметров вибрации первого компрессионного кольца двигателей 6 ЧРН 36/40 (Г95), 6 ЧРН 36/45 (Г70 и Г74) (табл. 2).

Анализ полученных значений показывает, что запас прочности поршневых колец дизеля Г95 незначительно превышает 1, что свидетельствует о том, что велика вероятность поломки кольца и его работоспособность не гарантирована. В машиностроении коэффициент запаса прочности для обеспечения гарантированной работоспособности в динамических условиях нагружения должен составлять 1,3-2,0.

Для дизеля Г74 значение коэффициента запаса прочности находится в пределах вероятного разрушения кольца, что подтверждается практикой — на этом двигателе наблюдались эпизодические поломки ПК.

У дизеля Г70 разрушение ПК. не наблюдалось, а значение запаса прочности —свыше 1,4.

Результаты расчета параметров вибрации при различных значениях давления потока газа перед первым компрессионным кольцом

Угол поворота коленчатого вала после ВМТ, ° - 5 10 15 20

Давление перед первым кольцом, МПа

Г70 6,83 7,63 8,0 7,35

Г74 7,34 8,21 8,6 7,90

Г95 11,1 - 12,4 13,0 11,95

Частота собственных колебаний

кольца, кГц Г70 0,309 0,301 0,284 0,297

Г74 0,470 0,441 0,426 0,421

Г95 0,507 0,487 0,471 ; 0,465

Длина максимально колеблющейся

консоли кольца, мм

Г70 21,1 21,1 21,7 21,8 !

Г74 16,83 17,44 17,75 17,59

Г95 108 110,3 112,3 112,8

Перемещение консоли кольца

при перемещении его как целого, мм Г70 0,893 0,952 0,990 0,970

Г74 0,679 0,724.. 0,753 0,738

Г95 0,746 0,796 0,827 0,811

Критическая величина колебаний

кольца, мм Г70 1,378 1,436 1,487 1,491.

Г74 0,910 0,948 •0,982 0,982

Г95 0,832 0,867 0,897 0,908

Напряжения изгиба в консоли кольца, МПа

Г70 54,4 55,8 55,8 53,9

Г74 64,2 65,2 65,5 63,3 '

Г95 74,4 76,1 76,4, 74,0

Запас прочности на изгиб при вибрации поршневого кольца Г70 .. 1,46 1,43^ ■1,43 "1,48

Г74 1,24 1,22 1,22 1,26

Г95 1,075 1,051 1,046 1,080

Результаты расчета относительного влияния различных параметров двигателя на работоспособность и вероятность поломки поршневого кольца по разработанной методике и с учетом конструктивных параметров двигателя приведен в табл. 3. ■ •:••■

Сравнительная оценка влияния различных факторов на вероятность поломки

поршневого кольца

Марка и обозначение двигателя

Наименование параметра Г70 - 883 Г74 : Г95

(6ЧРН36/45) - (6ЧРН36/45) (6ЧРН36/40)

Изменение критической величины

колебаний Лкр в зависимости:

от средней скорости поршня 1,00 0,67 0,58

от давления в камере сгорания . 1,00 1,01 1,12

от отношением S/D 1,00 1,00 0,91

расчет по формуле (8) 1,00 0,67 0,60

Изменение запаса прочности л_]

в зависимости:

от средней скорости поршня 1,00 0,88 0,83

от давления в камере сгорания 1,00 1,00 0,88

от отношением S/D 1,00 1,00 1,02

расчет по формуле (10) 1,00 0,92 0,69

Изменение частоты колебаний v

в соответствии с формулой (5) :• •-! >•': : 1,00 Т: 1,50 1,56

Изменение длины консоли Я в зави-

симости:

от средней скорости поршня 1,00 0,81 0,77

от давления в камере сгорания 1,00 1,01 1,06

от отношением S/D 1,00 1,00 0,96

расчет по формуле (6) 1,00 0,92 0,80

Из приведенной таблицы следует, что наиболее существенное влияние на вероятность поломки поршневого кольца от вибрации оказывают значение максимального давления газов в цилиндре двигателя, скорость поршня и параметр БЮ,

]В четвертой главе на основании методики расчета параметров вибрации и анализа условий работы кольцевого уплотнения была разработана конструкция поршневого кольца, позволяющая исключить возникновение вибрации, и поломок (рис. 2).

Особенность новой конструкции в том, что создается постоянный перепуск газа в заколечное и межкольцевое пространство.

■Постоянное перетекание газа через канавки верхнего антивибрационного компрессионного кольца при положении кольца на верхней опорной поверхности поршневой канавки создает повышенное давление газа в межкольцевом пространстве нижележащих поршневых колец.

Рис. 2. Конструкция антивибрационного кольца

Этим самым состоя-. ние нижележащего комплекта поршневых колец приближается к условию некоторой непроницаемости, когда согласно теории поршневого кольца прекращается поток газа мимо поршневого уплот-> нения - эффект сохране-, ния давления способствует созданию «газового затвора».

При этом перепад давлений газа, действующий над кольцом и под кольцом стабилизируется, равнодействующая давлений газов, действующая на кольцо, не изменяет своего направления. Это способствует стабилизации положения кольца на нижней поверхности при его отрыве от верхней опорной поверхности. Среднее положение кольца между поверхностями канавки - неустойчивое и для антивибрационного кольца не характерно.

Постоянно действующее в канавке поршня давление газов дополнительно прижимает кольцо к стенке втулки цилиндра. Это увеличивает силу трения кольца, которая демпфирует осевые перемещения кольца

Размер и количество пазов определяются, исходя из следующих условий (рис. 3): - суммарная площадь проходного сечения газа только по канавкам должна , быть несколько более площади проходного сечения Рис. 3. Схема к определению геометрических зазора между канавкой И размеров пазов антивибрационного кольца поршневым КОЛЬЦОМ;

- канавки не должны располагаться в зонах, прилегающих к замку, так как именно в замке кольца начинается разрушение, и в спинке кольца, чтобы не ослабить поперечное сечение кольца при его монтаже на поршень.

Следует иметь в виду, что осевая вибрация поршневого кольца может возникнуть не только в результате форсировки двигателя, но и с наступлением больших износов цилиндро-поршневой группы двигателя. В этом случае доработка серийного поршневого кольца, возможная даже в условиях эксплуатации, позволит устранить вибрационное разрушение верхнего компрессионного кольца.

Стабилизация положения поршневого кольца на нижней поверхности канавки поршня дополнительно позволяет исключить нежелательные явления, связанные с перемещениями кольца. Эти перемещения приводят к

верхняя кромка канавки поршня Ь

А

\

кольцо поршневое

появлению несимметричного поля температур верхних колец, вследствие чего температура верхней части первого кольца становится выше, чем нижней. Из-за несимметричности поля температур возникают термические напряжения и кольцо закручивается, что может привести к увеличению расхода масла на угар.

Была разработана методика конструирования кольцевого уплотнения, алгоритм которой представлен на рис. 4.

Основой методики конструирования является проверка возможности возникновения явлении вибрации в кольцевом уплотнении по результатом эскизной проработки конструкции ЦПГ.

Рис. 4. Алгоритм методики конструирования антивибрационного уплотнения поршней

Для надежной работы деталей ЦПГ форсированных двигателей в работе были также даны следующие рекомендации - необходимо уменьшать поток газа в дросселирующем поясе, что может быть обеспечено предельным уменьшением объема пространства за замком, увеличением диаметра дна канавки, уменьшением высоты кольца.

Общие выводы

Основные результаты диссертационной работы сводятся к следующему:

1. На основании теоретических и экспериментальных исследований определены основные причины поломок поршневых колец судовых дизелей.

2. Показано, что у форсированных дизелей верхнее поршневое компрессионное кольцо на некоторых режимах работы может подвергаться вибрации, что приводит к их поломкам.

3. Установлено, что одновременно весь комплект поршневого кольцевого уплотнения вибрации подвергаться не может.

4. Разработана методика и уточнены математические модели расчета параметров вибрации поршневых колец дизельных двигателей.

5. Предложена конструкция поршневого кольца для форсированных дизелей, позволяющая устранить явление вибрации и соответственно повысить надежность эксплуатации деталей ЦПГ ДВС.

6. Результаты диссертационной работы внедрены на ОАО «РУМО» (г. Нижний Новгород).

Публикации по теме диссертации

Основные положения диссертационной работы изложены в следующих публикациях:

1. Андрусенко, Е.И. Особенности комплектации кольцевого уплотнения поршней среднеоборотных дизельных двигателей / Е.И. Андрусенко // Двигателестроение. - 1990. -№ 3. - С. 47-49.

2. Коченов, В.А. Конструкция кольцевого уплотнения поршней дизельных двигателей / В.А. Коченов, Ю.И. Матвеев, Е.И. Андрусенко // Совершенствование средств механизации и мобильной энергетики в сельском хозяйстве: сб. науч. тр. / Рязанская гос. сельхоз. академия. - Рязань, 2000. - С. 85-86.

3. Матвеев, Ю.И. Новый подход к устранению вибрации поршневых колец судовых дизелей / Ю.И. Матвеев, Е.И. Андрусенко // Судовая и промышленная энергетика: Материалы науч.-метод. конф. проф.-преп. состава, аспирантов и специалистов. Часть 3 / Волжск, гос. акад. водного транспорта. - Н. Новгород: Изд-во ФГОУ ВПО «ВГАВТ», 2005. - С. 71-73.

4. Заявка 94003349 Российская Федерация, МПК6 С011Л/02. Устройство для определения радиального давления в поршневых кольцах / Матвеев Ю.И., Молочная Т.В., Андрусенко Е.И.; заявитель и патентообладатель Волжс. гос. акад. водного транспорта. - № 94003349/28; заявл. 28.01.1994; опубл. 20.09.1995. - 4 е.: ил.

Формат бумаги 60x84 Vie. Ризография. Усл. печ. л. 1,16. Уч.-изд. л. 1,13. Заказ 540. Тираж 100.

Издательско-полиграфический комплекс ФГОУ ВПО «ВГАВТ»

603950, Нижний Новгород, ул. Нестерова, 5а

Содержание.

Введение.

1. Проблема разрушения поршневых колец судовых дизелей в процессе их эксплуатации.

1.1. Задачи, решаемые кольцевым уплотнением поршней.

1.2. Факторы, определяющие работу и состав кольцевого уплотнения

1.3. Причины поломок поршневых колец. Основные мероприятия по устранению их разрушения.

1.4. Аналитический обзор научных трудов по проблеме поломки поршневых колец.

1.5. Выводы. Формулировка цели и постановки задачи.

2. Теоретические предпосылки создания методики расчета параметров вибрации поршневого кольца.

2.1. Природа возникновения осевых колебаний поршневого кольца.

2.2. Допущения, принятые при разработке теории расчета вибрации поршневых колец.

2.3. Теория расчета вибрации поршневых колец. Уточнение исходных формул расчета вибрации и их корректировка.

2.4. Влияния различных факторов на вибрацию поршневых колец.

2.5. Выводы по второй главе.

3. Методика расчета параметров вибрации поршневых колец судовых среднеоборотных дизелей. Исследование конструкции деталей цилиндропоршневой группы судовых дизелей производства ОАО «РУМО».

3.1. Методика расчета параметров вибрации поршневого кольца.

3.2. Исходные данные для расчета параметров вибрации верхнего поршневого кольца судового двигателя 6ЧРН 36/45.

3.3. Результаты расчета параметров вибрации поршневого кольца.

3.4. Оценка уровня форсирования двигателя 6ЧРН36/40 (Г95).

3.5 Результаты опытной работы кольцевого уплотнения ' поршней форсированного среднеоборотного двигателя.

3.6. Схема поиска причин разрушения поршневых колец.

3.7. Анализ конструкции деталей цилиндропоршневой группы.

3.8. Выводы по третьей главе.

4. Практическое использование методики устранения вибрационного разрушения поршневых колец дизельных двигателей.

Актуальность работы. Эффективное использование современного форсированного двигателя в качестве энергетического объекта или силовой установки транспортного флота в значительной степени зависит от его технического состояния. Как для двигателей стационарного применения в качестве энергетического объекта, так и для двигателей, используемых в качестве силовой установки транспортного флота, характерно длительное их использование с поддержанием в работоспособном состоянии.

Опыт эксплуатации судовых двигателей показывает, что надеж' ность их работы, сроки проведения текущих и средних ремонтов определяется параметрами технического состояния деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ), среди которых цилиндровая втулка (ЦВ) и поршневые кольца (ПК) наиболее ответственные и быстро изнашиваемые.

В настоящее время на водном транспорте, как на речном, так и на морском эксплуатируется сотни тысяч различных судовых дизелей. Мировая практика эксплуатации судовых дизелей показывает, что за последние 30 лет существенно возросла их цилиндровая мощность по ' причине увеличения степени наддува, то есть форсирования. Конечно, судовладельцы заинтересованы в установке на суда более мощных и экономичных дизелей.

Однако при увеличении степени форсирования новых дизелей на заводах-изготовителях возникают серьезные проблемы, связанные с обеспечением надежности работы важнейших узлов и деталей. Именно по этой причине многие дизелестроительные заводы не могут приступить к серийному производству новых марок дизелей.

На протяжении многих лет ведутся научные исследования, на' правленные на повышение работоспособности и ресурса деталей ЦПГ.

В научных трудах таких ученых как Андрияхин В.Н., Криулин А.В., Голубев В.В., Погодаев Л.И., Пимошенко А.П., Матвеев Ю.И., Хмелев' екая В.Б. и других рассмотрены вопросы повышения износостойкости, теплостойкости, жаропрочности, кавитационной стойкости, точности механической обработки деталей ЦПГ СОД.

Одним из мало изученных явлений, возникающих в процессе эксплуатации форсированных дизелей является вибрация поршневых колец, которая приводит к поломкам ПК и сопровождается задирами и повышенными износами ЦВ, прорывом газов в картерное пространство двигателя, понижением мощности двигателя и увеличением расходов топлива и масла.

Основные работы по теории поршневого кольца принадлежат известным ученым Б.Я. Гинцбургу, Ю.Г. Иссинскоу, К. Энглишу (С. Englisch), П. Дайксу (P. Dykes), М.Кума (М. Kuhm), М. Эвейсу (М. Eweis). Вопросам устранения вибрационного разрушения ПК посвящены экспериментальные исследования фирм Riken (Япония), Daros (Швеция), Goetze (Германия), Wartsila (Финляндия) и Sulzer (Австрия).

Однако, актуальной остается проблема разработки методики оценки склонности ПК к вибрационному разрушению при проектиро-' вании и изготовлении новых двигателей, а также отсутствует единый подход к конструированию антивибрационного кольцевого уплотнения.

Целью работы является разработка методики расчета параметров вибрации поршневых колец судовых дизелей и конструктивных мероприятий для исключения их вибрации на стадии проектирования и в процессе эксплуатации.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. На основании аналитического обзора и условий эксплуатации деталей ЦПГ судовых дизелей установить основные причины поломок поршневых колец.

2. Провести анализ влияния различных конструктивных и эксплуатационных факторов на возникновение вибрации ПК дизельных двигателей.

3. На основании анализа существующих гипотез вибрации ПК разработать алгоритм расчета параметров вибрации.

4. Уточнить математические модели расчета параметров вибрации ПК судовых форсированных дизелей, по данной методике произвести расчет параметров вибрации для вновь изготавливаемых судовых дизелей.

5. Предложить конструктивные мероприятия для устранения вероятности поломок ПК и их склонности к вибрации.

6. Произвести экспериментальные исследования опытных колец на испытательном дизельном стенде для подтверждения достоверности выполненных расчетов, а также конструктивных разработок и предложений.

Объектом исследований являются детали ЦПГ СОД.

Предмет исследований - явление вибрации поршневых компрессионных колец судовых двигателей.

Научная новизна полученных результатов заключается в следующем:

1. Уточнена методика расчета вибрации компрессионных колец

СОД.

2. Разработан алгоритм и уточнены математические модели расчета параметров вибрации ПК для форсированных судовых дизелей.

3. Предложены основные принципы конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения ЦПГ СОД.

4. Разработана схема поиска причин разрушения ПК.

5. Показано, что вибрация ПК форсированных двигателей носит резонансный характер.

6. Показано, что в процессе эксплуатации вибрации подвергается не весть комплект кольцевого уплотнения, а только верхнее компрессионное кольцо.

На защиту выносятся следующие основные результаты и положения:

- методика расчета параметров вибрации ПК судовых дизелей;

- теоретические основы расчета параметров вибрации ПК;

- методика конструирования антивибрационного кольцевого уплотнения деталей ЦПГ ДВС;

- конструктивные предложения по устранению резонансных явлений и вибрации ПК как на стадии проектирования новых дизелей, так и в процессе их эксплуатации.

Практическая ценность и реализация результатов работы заключается:

1) в разработке методического подхода к решению вопроса поиска и устранения причин разрушения ПК форсированных дизелей;

2) в проверке достоверности разработанной методики расчета параметров вибрации ПК применительно к СОД производства ОАО «РУМО» (г. Нижний Новгород).

3) в разработке практические рекомендации по устранению вибрации поршневых компрессионных колец, позволяющие повысить надежность их работы.

4) результаты исследований внедрены в производство на ОАО «РУМО» при проектировании и изготовлении форсированных двигателей марки 6 ЧРН 36/40 (Г95) и 6 ЧН 36/40 (5003).

Методы исследований. Основным методом исследований является аналитический, основанный на известных зависимостях газодинамики и теоретической механики.

Достоверность полученных результатов подтверждена про, должительными натурными испытаниями опытных деталей (ПК) на форсированном судовом дизеле марки 6 ЧРН 36/40 (Г95), а также на испытательном одноцилиндровом дизельном стенде в цеховых условиях ОАО «РУМО» (наработка более 3 ООО ч). Экспериментальные исследования производились с использованием стандартных методик и программ испытаний. Полученные результаты сопоставлялись с теоретическими исследованиями.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались и обсуждались на XI научно-практической конференции вузов Поволжья и Юга Нечерноземной зоны РФ (г. Рязань, 2000 г.), научно-методической конференции профессорско-преподавательского состава, аспирантов и специалистов ФГОУ ВПО ВГАВТ (г. Нижний Новгород, 2005 г.), технических советах Центрального научно-исследовательского дизельного института (г. Санкт-Петербург).

Публикации по теме диссертации. Основные положения диссертации опубликованы в 4 печатных работах.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и 1 приложения. Основной текст диссертации из, ложен на 126 с машинописного текста, в том числе 32 рисунка и 4 таблиц. Список библиографических источников включает 95 наименования.

4.5 Выводы по четвертой главе

1. Анализ результатов расчета вибрации поршневого кольца поI зролил разработать конструкцию верхнего поршневого антивибрационного компрессионного кольца, позволяющую устранить его вибрацию в осевом направлении. 2. Антивибрационное кольцо производит: демпфирование осе!'. I ' вых колебаний кольца за счет увеличения силы давления на цилинд-' ровую втулку, стабилизацию положения кольца на верхней и нижней торцевых поверхностях поршневой канавки, создает эффект «газового запора» со стороны нижележащих поршневых колец.

3. Одним из преимуществ разработанной конструкции поршне1 вого кольцу с канавками по верхнему торцу является возможность использований серийного кольца для изготовления антивибрационного . кольца даже в условиях эксплуатации. Это связано с тем, что за исключением канавок, конструкция кольца полностью повторяет серийно используемое в дизелях размерности 36/45 поршневое кольцо. Это особенно важно, так как вибрация поршневого кольца может возникать не только при форсировании двигателей, но и вследствие наступления такого состояния цилиндропоршневой группы, когда вибрация возникает за счет образовавшихся зазоров в результате износа деталей I и| потери упругости кольца. 4. Разработанная конструкция поршневого кольца не требует существенных изменений в технологический процесс изготовления оршневых колец на заводе, что является несомненно положительной

I I стороной его конструкции. Эксплуатационная проверка работоспособности поршневого антивибрационного кольца подтвердила возI можность применения серийного материала для его изготовления.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Явление вибрации присуще поршневым кольцам, находящимся в1 особых условиях эксплуатации, определяемых следующими факторами: частотой вращения коленчатого вала двигателя, уровнем форсирования двигателя по Ре, зазорами в деталях цилиндропоршневой '.группы, геометрическими характеристиками поршневых колец и зазо-, ров колец в поршневой канавке, расположением верхнего компрессионного кольца относительно верхней кромки поршня. При проектировании двигателя и его деталей, не согласованном с имеющимися принятыми рекомендациями, может возникнуть явление вибрации и поломки поршневого кольца. Но вибрация кольца может также возник'! нуть и при, эксплуатации двигателя при наступлении определенных I зазоров в деталях цилиндропоршневой группы в результате естественного износа деталей цилиндропоршневой группы. , ' В связи с изложенными, практическими рекомендациями для ■ борьбы с вибрацией поршневого кольца следует считать:

1. Четкое исполнение и соблюдение рекомендаций по проектированию деталей цилиндропоршневой группы: размеров, упрочняющих обработок, применение износостойких покрытий с увеличенной долговечностью. Особое внимание следует уделить правильному расположению, верхнего кольца от верхней кромки поршня и созданию I необходимых дросселирующих зазоров между поршнем и цилиндровой втулкой для уменьшения газовых нагрузок на комплект поршневых колец. Следует так же уделить внимание и самой конструкции поршня в отношении восприятия им тепловых и силовых нагрузок и уменьшение вследствие этого деформации верхней части поршня и нарушения положения опорной поверхности поршневых канавок по отношению к образующей поверхности цилиндровой втулки. Необходимое упрочнение поршня, в частности введение упрочняющей обработки поршневых канавок, поможет устранить разбивание канавок поршней, нарушение зазоров между кольцом и канавкой, нарушение положения кольца в изношенной поршневой канавке, что увеличивает | склонность1 кольца к возникновению вибрации. Нанесение надежно работающего противоизносного покрытия поршневых колец, например, в виде пористого хрома, также способствует уменьшению склон-I ■ ности кольца к вибрации. Это происходит за счет уменьшения его из-носов и сохранения в течение длительного срока эксплуатации упругости и прилегания поршневого кольца к цилиндровой втулке и приспособляемости к ее деформациям.

Выполнение этих мероприятий позволит устранить саму природу возникновения вибрации кольца. . | 2. Как уже отмечалось, явление вибрации кольца может происходить и в условиях эксплуатации двигателя. При этом очередная замена поршневых колец может только несколько отсрочить появление автоколебаний кольца, но не решить проблему ее возникновения, т.к. в этом случае она является следствием возросших зазоров в частности в дросселирующем поясе поршня, например, за счет износа втулки цилиндра, но не критического, а промежуточного, не требующего ее замены. В этом случае наиболее реальным средством устранить вибрацию, является применение поршневых антивибрационных колец, предусматривающих стабилизацию положения поршневого кольца на

1 , | I торцевой плоскости поршневой канавки и полного устранения его колебаний в' пределах торцевого зазора. 3. Экспериментальна проверка в опытной эксплуатации двигателя 6ЧН36/40 (Г95) предложенной конструкции поршневого кольца показала работоспособность этого конструкторского решения, а при условиях перенасыщенности поршневых колец в составе кольцевого уплотнения, применение этих колец может решить не только проблему вибрации и разрушения поршневого кольца, но и сохранить заложенные в двигателе характеристики по его экономичности.

4. В приведенном конкретном случае разрушение верхнего компрессионного кольца для форсированного судового двигателя ! 6|ЧРН36/40'в связи с особыми производственными условиями и необ 1 1 1 ходимостью проведения запланированных межведомственных испытаний не было возможности в кротчайшие сроки изготовить дополни-I тельные детали цилиндропоршневой группы для головного образца,

I' 1 ! произвести их установку, обкатку и необходимые испытания. Поэтому для устранения вибрации компрессионного кольца было принято решение о комплектации поршней антивибрационными кольцами, обеспечивающими их работоспособность без изменения характеристик^^талей всей цилиндропоршневой группы. Проведенные испыта-j ния показали правильность принятого решения. В дальнейшем уже после испытаний на последующие двигатели были изготовлены новые комплекты деталей с измененными размерами согласно приведенных I в работе рекомендаций. t 4. Проведенные работы показали, что вывод о необходимости тщательного проектирования деталей цилиндропоршневой группы имеет существенное значение для уменьшения склонности верхнего поршневого кольца к разрушениями от возникновения осевых колебаний. Кроме того, испытания показали, что оба вывода об уменьшении ■ j склонности колец к вибрации равноправны и их использование в разI дельном применении правомерны. Но применять поршневые анти-вибрациойные кольца более правильно не при проектировании двига-| теля, а только по результатам работы двигателя в эксплуатации в слу-, чае нарушения зазоров деталей цилиндропоршневой группы.

Таким образом, основные результаты диссертационной работы сводятся к следующему:

I i

1. На основании теоретических и экспериментальных исследований определены основные причины поломок поршневых колец судовых дизелей.

2. Показано, что у форсированных дизелей верхнее поршневое компрессионное кольцо на некоторых режимах работы может подвер j гаться вибрации, что приводит к их поломкам. I

3. Установлено, что одновременно весь комплект поршневого кольцевого уплотнения вибрации подвергаться не может. 4. Разработана методика и уточнены математические модели , расчета параметров вибрации поршневых колец дизельных двигателей.

5. Предложена конструкция поршневого кольца для форсированных дизелей, позволяющая устранить явление вибрации и соответственно повысить надежность эксплуатации деталей ЦПГ ДВС. ! 6. Результаты диссертационной работы внедрены на ОАО «РУ

I ' 1

МО» (г. Нижний Новгород).

1. Андронов В.П. «Совершенствование цилиндро-поршневой группы тракторного форсированного дизеля воздушного охлаждения с целью повышения его надежности». Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М., НАМИ, 1|989, сЛ6.,

2. Андрусенко Е.И. «Особенности комплектации кольцевого уплотнения поршней среднеоборотных дизельных двигателей». «Двигателестроение», 1990, №3, с. 47-49.

3. Андрусенко Е.И. Разработка антивибрационного кольцевого уплотнения поршней». «Двигателестроение», 2006 (статья выходит в декабре месяце 2006 года).

4. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. «Расчет на прочностьIдеталей машин». М., Машиностроение, 1979 702 с.

5. Бурштейн JI.M. «Расчет толщины масляного слоя на стенке цилиндра ДВС». Ж-л «Машиноведение», 1981, №4, стр. 97 98.

6. Бурштейн JI.M., Кобяков С.В. «Основы расчетов смазки и тре-! ния поршневого кольца». «Двигателестроение», 1985, №3, стр. 6-9.

7. Ведерников Д.Н. «Повышение технико-экономических показателей работы судовых дизелей путем совершенствования конструктивно-технологических параметров поршневых колец». АвторефератI

8. Ведерников Д.Н., Ханин Б.Л. Совершенствование производ-• ства поршневыхз колец ДВС за рубежом». Ж-л «Двигателестроение», .: 1987, №7, стр 52-55.

9. Геворкян Р.Г. «Курс физики». М., «Высшая школа», 1979,656 с.

10. Гинцбург Б.Я. «Теория поршневого кольца». М., Машиностроение, 1979,271 с.I

11. Гинцбург Б.Я. «Тепловая напряженность поршней». М., 1958.

12. Гинцбург Б.Я. «О приспособляемости поршневых колец к '. деформациям цилиндра». Труды ЦИАМ, 1946, №101. .! 13. Гинцбург Б.Я. «О дросселировании газа верхним поясом поршня». «Вестник машиностроения», 1961, №12, стр. 27-30.

13. Григорьев Е.А. Теоретическое исследование колебательнойсистемы поршень цилиндр». Ж-л «Двигателестроение», 1985, №10,1стр. 13 -16.I

14. Гуляев А.П. «Металловедение». М., Металлургия. 1986,544 с.

15. Гурвич И.Б. «Долговечность автомобильных двигателей», '.fvl, Машиностроение», 1967,104 с.1 17. Гурвич И.Б., Суханов В.А. «Угар масла и пропуск газов в верхнеклапанных двигателях ГАЗ». «Автомобильная промышленность», 1962, №12.

16. Давыдов Г.А., Овсянников М.К. «Температурные напряжеtция в деталях судовых дизелей». Л., 1969.19. «Дизели. Справочник», под ред. В.А. Ваншейдта, Л., Машиностроение, 1977, 480 с.

17. Дьяченко Н.Х., Костин А.К., Пугачев Б.П. «Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы». JL, 1974. I • 21. Дьяченко Н.Х., Дашков С.Н., Костин А.К. «Теплообмен в , двигателях и теплонапряженность их деталей». JL, 1969.

18. I ■ 24. Иссинский Ю.Г. «О вибрации поршневых уплотнительных ■ колец». «Вестник машиностроения», 1972, №4, стр. 37 40.

19. Иссинский Ю.Г., Гинцбург Б.Я. «Вибрация поршневых колец». «Вестник машиностроения», 1978, №7, стр. 13-16.

20. Керчер Б.М., Богданов Ю.С., Клигерман Ю.Я. ИсследованиеI

21. Кондратьев Н.Н. «Отказы и дефекты судовых дизелей». М: Транспорт, 1985. - 152 с.28. «Конструкция и основные параметры поршневых колец, выпускаемых фирмой «Гетце» (ФРГ)». Обзор ЦНИИТЭИТРАКТОРО-СЕЛЬХОЗМАШ, М., 1974.

22. Коднир Д.С. «Контактная гидродинамика смазки деталей ъ|ашин». М1.: Машиностроение, 1976, 304 с.• 30. Коченов В.А. «Конструктивные средства повышения износIной долговечности ДВС». Н. Новгород, 2003, 175 с.

23. Крагельский И.В., Добыгич Н.Н., Комбалов B.C. «Основы 1 рачсчетов на трение и износ». М.: Машиностроение, 1977, 526 с. . I 32. Лахтин Ю.М., Леонтьев В.П. «Материаловедение». М., Машиностроение, 1980,493 с.

24. Левкин М.Н. «Выбор формы боковой поверхности верхних компрессионных колец дизелей». Ж-л «Двигателестроение», 1981,Ijjb4, стр. 57ь59.

25. Ли Ден Ун, Меден А.И., Эрдман В.Ф. «Учет тепловыделения от трения! при расчете температурных полей и тепловых потоков впоршне дизеля». Труды Всесоюзного научно-исследовательского 1 тепловозного института, 1971, №36, с. 58-73.

26. Матвеев Ю.И., Молочная Т.В., Андрусенко Е.И. Патент 94003349/10 (0030001). MKL 5 от 01.02.94. Устройство для определениярадиального давления в поршневых кольцах.t

27. Матвеев Ю.И., Коченов В.А., Андрусенко Е.И. «Конструирование кольцевого уплотнения поршней дизельных двигателей». Всб. «Совершенствование средств механизации и мобильной энергети1

28. Миронов Г.Н., Аллабергенов М.Д. «Математическая модельI

29. Мохнаткин Э.М., Беседина J1.T. «Определение количества масла, выбрасываемого в камеру сгорания». Ж-л «Двигателестрое-ние», 1986, №6, стр. 42-45.

30. Петриченко P.M., Квасов Е.Б. «Формирование эпюры тепловой нагрузки зеркала цилиндра». Ж-л «Двигателестроение», 1981, №4,Icjrp. 16-18.

31. Петриченко P.M., Шабанов АЛО. «Мех-анизм образования смазочного слоя под комплектом поршневых колец ДВС». Ж-л «Дви-гателестроение», 1987, №4, стр. 6-10.

32. Райхард А. «Экономичность работы двигателей МаК на тяжелом топливе. Итоги опыта 10-ти летней эксплуатации на тяжелом топливе». Доклад на выставке «Интерпорт», Ленинград.

33. Савельев С.М. «Влияние угловых перемещений поршня на работу поршневых колец» //«Двигателестроение», 1987, №3, стр.46 48.

34. Савельев С.М. «Перемещение масла рабочей поверхностью поршневого кольца». // «Двигателестроение», 1981, №10, стр. 10-12.I

35. Огефановский Б.С. «Испытания ДВС». М. Машиностроение,1.'1972,368 с.

36. Устинов А.Н. «Исследование поршневых колец дизелей». Издательство Саратовского университета, 1974, 127 с. ! 60. Ханин Б.Л., Ведерников Д.Н. «Совершенствование производства поршневых колец ДВС за рубежом». Ж-л «Двигателестроение», 1987, №7, стр. 52-55.

37. Чернышев Г.Д., Хачиян А.С., Пикус В.И. «Рабочий процессIц тепло-напряженность автомобильных двигателей», М. «Машиног 'строение», 1986, 216 с.I

38. Шабанов А.Ю. «Математическое моделирование работы комплекта поршневых колец ДВС». Тезисы докладов Всесоюзной конференции «Проблемы совершенствования рабочих процессов ДВС»,М. 1986, стр. 39-40.

39. Энглиш К. «Поршневые кольца», т. 1, М., Машгиз, 1962,584 с.

40. Энглиш К. «Поршневые кольца», т.2, М., Машгиз, 1963,368 с.

41. Яблонский А.А. «Курс теоретической механики», ч.2, Динамика. М., «Высшая школа», 1971,488 с.

42. Aue G.K. On the mechanism of a piston ring seal. Schipen werf, 1974,41, №15, 305-317.

43. Binford J. Dudley. Piston ring designs have they changed? SAE ■; Preprints, s.a. №650483, pp.13.

44. Diesel and Gas Turbine Worldwide Catalog, 1984, Vol.49, p.1298, "Goetze".

45. Kolbenringschmierung. Einflus der «Ringdynamik» und der «Ringkippung». «Schiff und Hafen». 1981,33, №3, 69, 71 72, 74 - 75.80. "Kolbenring Handbuch". Herausgegeben von den Goetzewerke, 2 ^auflage 1973, p. 107.I

46. Kuhm M. Ringbewegungen und Ringbrechen. Jahrb. Dtsch. Luft-fahrtforschung 11. Teil, S. 167 174. i i ■ ■. 82. McGeehan J.A. A Servey of the Mechanical Design Factors. Af-, fecting Engine Oil Consumption. SAE Techn. Pap. Ser., 1979, №790864, pp.35.

47. Muller Reinhard. Die Herleitung der Spannbandform und der

48. Dvalitat von beliebig steting Kolbenringen. MTZ, 1971, 32, №2, 53 57.i! 84. Muller Reinhard. Zur Auslegung von Kolbenringen. MTZ, 1972,I33, №2, 51 -56.

49. Piston ring coatings for high performance diesel. Diesel and Gas Turbin Progr., 1968,34, №16 64 65.

50. Stecher Friedhelm. Analysis of piston ribg packs for Combustion engines. SAE Techn. Pap. Serv., 1979, №790863, pp.7.

51. Zum Entwick lungsstand der Kolbenrings und Dichtungen fur Verbrennungs motoren. Bericht uber das GOETZE. Kolloquium -78 in Dusseldorf. Teil 1. MTZ, 1978, 39, №10,469 - 472.

52. Zum Entwick lungsstand der Kolbenrings und Dichtungen fur Verbrennungs motoren. Bericht uber das GOETZE. Kolloquium -78 in

53. Dusseldorf. Teil 2. MTZ, 1978, 39, №11, 523 526, 529 - 530.

54. Zwingmann U. Economical heavy oil operation with MaK engines. Spec. Surv. Motor Ship, 1978, 58, 30 31, 33 - 36.