Для выполнения предложенного равенства сил, необходимо уравнять величины площадей поверхности верхнего торца поршневого кольца S1 и внутренней вертикальной поверхности S2, т. е. S1 = S2. Проведем расчет этих площадей. Выше мы приняли величину диаметра цилиндра 90 мм, размер радиальной толщины 4,0 мм, то есть t = 0,4 см; высоту компрессионного кольца обозначим h; рабочее давление Рраб = 80 кг/см2.
Величина площади поверхности верхнего торца компрессионного кольца определяется по формуле S1 = π (r12– r22), где:
r1 – радиус цилиндра т. е. внешнего диаметра поршневого кольца r1 = 45 мм, или r1 = 4,5 см;
r2 – радиус внутреннего диаметра поршневого кольца, который равен
r2 = r1 – t = 45 – 4 = 41 мм, или r2 = 4,1 см.
Величина площади внутренней вертикальной поверхности кольца S2 определяется по формуле: S2 = 2 πr2h.
В этой формуле мы принимаем высоту поршневого кольца, как неизвестную величину, ибо доказали, что стандарты нам рекомендуют неверные данные. Попробуем их исправить, для этого приравняем обе площади этих разных поверхностей поршневого кольца π (r12– r22) = 2πr2h. В этом равенстве размер высоты кольца h — величина неизвестная, легко определяемая по формуле: h = (r12– r22) / 2r2. Подставим значения и получим: h = (20,25 – 16,81) / 2 × 4,1 = 3,44 / 8,2 = 0,4195 см = 4,195 мм.
Определим величины площадей S1 и S2:
S1 = 3,14 (20,25 – 16,81) = 3.14 × 3,44 = 10,8016 см2;
S2 = 2× 3,14 × 4,1× 0,4195 = 10,801286 см2.
Теперь мы можем точно рассчитать величину газодинамических сил Fо и Fрад, действующих на поршневое компрессионное кольцо, предназначенное для цилиндра двигателя диаметром 90 мм. Для этого умножим величину максимального рабочего давления в цилиндре и в поршневой канавке на размеры определенных площадей поверхностей:
Fо = Рраб × S1 = 80 кг/см2 × 10,8016 см2 = 864,128 кгс;
Fрад = Рраб × S2 = 80 кг/см2 × 10,801286 см2 = 864,103 кгс.
Разницу Fрад – Fо = 0,025 кгс, можно считать ничтожно малой, лежащей в пределах погрешности измерений, если таковые предвидятся.
Можно считать, что практически действие газодинамических сил уравновешено, следовательно, нейтрализовано отрицательное влияние газодинамики на работу поршневого компрессионного кольца. Работоспособность поршневого кольца обеспечивается силой прижима рабочей поверхности кольца к стенке цилиндра, то есть силой упругости самого поршневого кольца. Необходимую величину этой силы можно достигать не только за счет геометрических размеров поршневого кольца, но и определения свойства материала, из которого изготовлено поршневое кольцо и термической обработки, величины зазора в замке кольца, находящегося в свободном состоянии.
Итак, мы получили все необходимые размеры, посмотрим, как будет выглядеть конструкция на эскизе рис. 3.
Рис. 3. Эскиз поршневого уплотнения экспериментального образца двигателя с диаметром цилиндра 90 мм: 1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – поршневое кольцо
Отличие от газодинамической схемы, представленной на рис. 1 принципиальное, как по форме, так и по содержанию. Главное, к чему привели принятые меры, это освобождение компрессионного кольца от каких-либо перегрузок, связанных с газодинамикой. Поршневому кольцу вернули его упругие качества, нормальное положение относительно полок поршневой канавки и стенки цилиндра, нормальную работоспособность. Форма, содержание (материал, термические операции) и размеры предоставили благоприятные условия для выполнения функций, возложенных на поршневое компрессионное кольцо.
Напомним, поршневое компрессионное кольцо предназначено для выполнения следующих задач:
– надежное уплотнение пространства между подвижным поршнем и неподвижным цилиндром, исключая какие-либо газодинамические потери, или сведя их к несущественному минимуму;
– передача тепла от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру;
– минимальные механические потери на трение рабочей поверхности поршневого кольца о стенку цилиндра.
Проведем анализ соответствия, представленного на рис. 2 эскиза конструкции поршневого уплотнения, с общеизвестными функциональными требованиями к поршневому компрессионному кольцу.
Первое замечание, касающееся уплотнительных качеств поршневого кольца, расположенного в поршневой канавке с наличием гарантированных, то есть, обязательных, технологических и эксплуатационных (в большей степени тепловых) зазоров. Отметим фактическое состояние по этому замечанию, которое достаточно подробно было изложено в трудах автора.
Стоит обратить внимание на то, какую величину зазоров в кинематической системе «цилиндр – поршневое кольцо – поршень», до сих пор используют наши разработчики. Наиболее показательным в данном случае может быть величина зазора между дном поршневой канавки и поверхностью внутреннего диаметра поршневого кольца, который «рекомендует» учебник 0,7…0,95 мм [12].
Не менее «впечатляющими» также представляются зазоры в замках поршневых колец, через которые, как известно, «в картер двигателя происходит до 60…70% всех утечек». Невозможно понять логику разработчиков, если сравнить максимально допустимую величину зазора 0,45 мм в замке компрессионного кольца двигателя ВАЗ (диаметр цилиндра 76 мм) с минимальной, но тоже допустимой, величиной зазора в замке компрессионного кольца двигателя КАМАЗ (диаметр цилиндра 120 мм). Так, кто из них ближе к истине? К сожалению, можно констатировать, что ни тот, ни другой не смогли обеспечить минимально возможные зазоры в замках поршневых колец.
Принимая за основу концепцию «устранения каких-либо зазоров в кинематической системе „цилиндр – поршневое кольцо – поршень“, или сведения их до минимально возможных величин», как указывалось выше, «как одна из мер повышения эффективности ДВС», была проведена и запатентована их минимизация [10].
Здесь стоит отметить два важных обстоятельства.
1. Сведены к незначительному минимуму механические потери на трение поршневого кольца, за счет возвращения ему расчетных упругих качеств и перевода уплотнительного кольца из разряда «скоблящих» в нормальные условия скольжения рабочей поверхности кольца по стенке цилиндра.
2. Существенно изменилась система теплоотвода от перегретой головки поршня охлаждаемому цилиндру, за счет увеличения массы поршневого кольца и величин площадей контактных поверхностей кольца с полками поршневой канавки и стенкой цилиндра.
Эти два, очень важных обстоятельства, отразились на всей конструкции двигателя, обоснования по этому поводу будут представлены в дальнейшем, исходя из основополагающих указанных двух. На этом этапе следует обратить внимание на величину высоты Н головки поршня, называемого жаровым поясом, то есть расстояния от торца поршня до верхней полки верхней поршневой канавки. Вполне очевидно, что эта величина Н должна быть минимизирована, исходя из нескольких требований к конструкции поршня.
Известно, что в существующих зазорах, то есть в ограниченных пространствах, куда попадает топливовоздушная смесь, из-за недостатка кислорода, происходит неполное сгорание топлива, что чревато многими отрицательными последствиями. Понятно, что это в большей степени относится к зазорам между поршнем и цилиндром, и между торцами уплотнительного кольца и полками поршневой канавки. Поэтому, чем меньше высота жарового пояса, тем меньше гарантированный зазор между поршнем и цилиндром, тем меньшее количество топливовоздушной смеси будет участвовать в неблагоприятных условиях ее воспламенения и сгорания, тем меньше расход топлива.
Кроме того, уменьшение высоты жарового пояса приводит к естественному снижению размеров и массы самого поршня, что положительно отразится на всей кинематической системе двигателя. Причем, чем больше диаметры цилиндров, тем эффективнее эта логическая мера совершенствования поршневых машин.
Еще раз целесообразно повторить, что минимизация высоты жарового пояса должна следовать во исполнение указанных выше двух требований.
Все это нашло свое подтверждение при проведении экспериментальных исследований двигателя КАМАЗ. Для установки пакета из нескольких поршневых колец потребовалось расточить верхнюю поршневую канавку, причем растачивание, то есть расширение канавки, можно было сделать только за счет уменьшения размера высоты Н жарового пояса. Испытания проводились на поршне сборочный чертеж 740. 1004015 – 11СБ, величина высоты жарового пояса Н = 22 мм, расточили до размера 18 мм. Оценить влияние этого размера было невозможно, так как повлияли и другие изменения конструкции, которые в совокупности привели к положительным результатам испытаний. Тем не менее, из проведенных исследований можно было сделать очень важный вывод. Устранение огромной силовой нагрузки, действующей в процессе «шабрения» гильзы цилиндра верхним компрессионным кольцом – шабером, позволило «ослабить» жаровой пояс. Очевидно, в принципиально изменившихся условиях, размер высоты жарового пояса должны определять не «механики», а «термодинамики». С высоты положения технолога – моториста, для двигателя КАМАЗ можно, не сомневаясь, предложить размер высоты жарового пояса в пределах 10,0 мм.
