Занятие 3 Характер износа поршневого уплотнения и действующие в нем силы

Цилиндропоршневая пара является одним из наиболее нагруженных узлов силовой установки. В среднем поршень в цилиндре за 1 с совершает около 20‑25 двойных ходов, причем половина из них являются нагруженными (ход сжатия и рабочий ход).

Так, в карбюраторных ДВС в начале рабочего хода давление в цилиндре над поршнем карбюраторного ДВС составляет около 5 МПА (50 бар), а в высокофорсированных дизелях – до 14 МПа (140 бар).

Во время хода сжатия эти давления равны соответственно 0,8‑1,5 и до 5 МПа (8‑15 и 50 бар). Следует также учесть, что температура газа в камере сжатия ДВС достигает во время рабочего хода 2000 ^ОС и более.

С точки зрения ресурса работы в отношении данного узла следует рассматривать следующие процессы:

1. Трение боковой поверхности поршня о стенку цилиндра и их обоюдный износ.

2. Взаимодействие поршневых колец с канавками в теле поршня и со стенкой цилиндра.

Для анализа первого процесса следует указать, что он целиком определяется давлением газов, которые прижимают поршень к поверхности гильзы цилиндра, и геометрическим соотношением кривошипно-шатунного механизма (рис. 3.1).

Д

4

авление Р газов над поршнем ‑ величина переменная, давление картерных газов F_К близко к постоянному при нормально работающем сапуне и примерно равно атмосферному (чуть выше на величину гидравлического сопротивления сапуна). В том случае, если выход сапуна соединен с впускным коллектором, можно принять F_К равным атмосферному, т

1

2

ак как излишнее давление картера «отсасывается» во впускной трубопровод.

F_ШТ

3

P

F_П

F_П

F_К

F_БОК

Рис. 3.1. Схема цилиндропоршневой группы и действующих на поршень сил:

1 ‑ гильза цилиндра, 2 – поршень, 3 – шатун, 4 – кольца, 5 ‑ палец, Р ‑ давление над поршнем, F_П – поршневая сила, F_ШТ – сила, действующая вдоль оси шатуна, F_БОК – сила, прижимающая поршень к поверхности гильзы цилиндра, F_К – давление в картере

В связи с тем, что в процессе впуска Р становится ниже атмосферного давления, поршневая сила является не только переменной по величине, но и по направлению. Поэтому изменяется не только величина, но и направление силы F_БОК.

Тем не менее в процессе впуска она невелика, так как весьма мал перепад давления на поршне, и в отношении трения и износа сопряжения цилиндр‑поршень следует рассматривать в основном перемещение поршня на ходе сжатия и в течение рабочего хода.

При этом трение поршня о стенки гильзы цилиндра происходят то на одной, то на другой стороне внутренней поверхности гильзы, причем та сторона, по которой трение осуществляется во время рабочего хода, изнашивается сильнее в связи с большими силами давления в контакте (сила F_БОК), что схематично изображено на рис. .3.2.

Таким образом, в процессе работы цилиндропоршневой пары происходит неравномерный износ цилиндра. Очевидно, что аналогичная, но обратная картина наблюдается при износе поршня.

Следует отметить, что в процессе износа поверхности гильзы цилиндра участвует также кольцевое уплотнение, и поэтому максимальный износ цилиндра наблюдается в зоне действия наиболее нагруженного первого уплотнительного кольца.

В свою очередь также происходит износ и поршневых уплотнительных и маслосъемных колец, которые размещены в канавках головки поршня, а также износ и деформация самих канавок.

Для обеспечения уплотнительного эффекта высота кольца несколько меньше высоты выточки в теле поршня (на сотые доли миллиметра). Это необходимо для прохода уплотняемых газов к внутренней части кольца с целью его прижатия к поверхности гильзы цилиндра (рис. 3.3).

Давление над кольцевым уплотнением P_j и под кольцевым уплотнением P_j+1 для нового неизношенного уплотнения определяется из уравнения

,

где Р_j – давление над поршнем, j – номер кольца, считая от верхнего донышка поршня, k_j = 1,0 при Z 4; 1,35 при Z = 3; 2 при Z = 2 (Z – общее число уплотнительных поршневых колец).

Для узких в направлении движения газа зазоров кольцевого уплотнения можно в первом приближении считать, что распределение давления в кольцевом зазоре имеет простой прямолинейный характер, и величину P_j(ср) можно определить как среднее арифметическое между давлением над кольцом и давлением за ним:

Давление упругости кольца P_уj зависит от его материала, сечения кольца и его диаметра. В первом приближении можно принять, что оно равно 0,05 МПа.

Очевидно, что при использовании двух и более колец в поршневом уплотнении их ширину в направлении уплотняемого потока газа стараются подобрать таким образом, чтобы сила прижатия кольца к зеркалу цилиндра была одинаковой. Это необходимо для обеспечения одинакового износа колец. В связи с этим первое от донышка поршня кольцо всегда несколько уже второго, и в этом случае давление в межкольцевом пространстве равно примерно половине давления над первым кольцом:

Р₂ ≈ 0,5·Р₁

В этом случае схема для расчета сил, действующих в кольцевом уплотнении, состоящем из двух поршневых колец, будет выглядеть следующим образом (рис. 3.4):

Рис. 3.4. Расчетная схема сил, действующих в поршневом уплотнении, состоящем из двух колец

Сила F_jЗ, действующая на кольцо в сторону зазора между кольцом и цилиндром равна сумме произведения давления Р_j (j = 1, 2) на соответствующую площадь и силы упругости колец:

Сила F_jП, действующая на кольцо со стороны газового слоя в зазоре, определяется по формуле

Суммарная сила F_Σj, действующая на каждое j-е кольцо в направлении зазора, определяется разностью

.

Соответственно давление W_j, с которым кольцо действует своей рабочей поверхностью на зеркало цилиндра, следует определять как частное от деления суммарной силы на площадь этой поверхности:

.

Задание. По данным табл. 3 определить давление W₁ и W₂ в зазоре поршневого уплотнения с двумя уплотнительными кольцами.

Таблица 3