Less wear on the piston skirts of internal combustion engines

Full Text

Введение [**] В процессе работы двигателя внутреннего сгорания (ДВС) наиболее нагруженными являются элементы цилиндропоршневой группы [1; 2]. Особенность ДВС заключается в многофакторности показателей надежности и большом диапазоне условий и режимов эксплуатации. Аварийный режим складывается из суммарного действия многих, в том числе случайных, факторов [3]. Обеспечение надежной и долговечной работы двигателей внутреннего сгорания - основная задача двигателестроителей. Главным узлом ДВС является цилиндропоршневая группа (ЦПГ), надежная и долговечная работа которой является важным условием для достижения высоких эффективных показателей двигателя в целом [4]. Общеизвестно, что сила давления газов нагружает поршни, гильзы цилиндров, головку блока и другие элементы, вызывая в них напряжения изгиба. В процессе рабочего цикла сила меняет свою величину и может быть определена по индикаторной диаграмме PГ = f(S) или PГ = f(V), где S - ход поршня, м; V - объем цилиндра (Vh+Vc), м3 или расчетом. На кривошипно-шатунный механизм действуют давление газов PГ, силы инерции Pj, силы веса Pg и силы трения Pтр (рис. 1). Суммарная движущая сила будет равна: РΣ = PГ + Pj + Pg + PТ. (1) Рис. 1. Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме [Figure 1. Forces acting in a crank arm] Действующая на поршень сила PГ направлена вниз и в совокупности с силами инерции нагружает поршень. Давление газов и сила инерции действуют в направлении оси цилиндра (рис. 1) и по ходу движения поршня, меняют свою величину, достигая максимумов в «мертвых» точках поршня. На первой половине хода поршня от верхней мертвой точки к нижней мертвой точке (рис. 2) сила Рj направлена вверх и препятствует движению поршня (в этот период работа силы инерции отрицательна), а на второй половине хода поршня сила инерции положительна (направлена вниз) и таким образом способствует движению поршня [5]. Сила давления газов определяется по формуле PГ = (рг - р0)FП, (2) где рг - давление газов в цилиндре, МПа; р0 - давление под поршнем, давление в картере двигателя, МПа; FП - площадь поршня, м2. Рис. 2. Разложение суммарной движущей силы в кривошипно-шатунном механизме [Figure 2. Decomposition of the total driving force in crank] Внешней нагрузкой юбки поршня является боковая сила - совокупность действий газовых и инерционных сил [6]. Приложив силу РΣ, определим нормальное усилие N, действующее на юбку поршня (боковую силу), N = РΣ tgβ, (3) где β = arcsin(λsinφ) - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра и усилие, направленное вдоль оси шатуна, S = РΣ / cosβ, (4) Сила N прижимает поршень к стенкам цилиндра, вызывает перекладку поршня в цилиндре, влияет на трение и износ поверхностей цилиндра и поршня. Сопутствующим фактором при этом является скорость движения поршня. Описанные элементы относятся к динамически нагруженным, для которых, как обоснованно в работах Ф.Н. Авдонькина [7; 8], справедлива экспоненциальная зависимость износа S от наработки l: S = S0ebl, (5) где S0 - износ в конце периода приработки, приведенный к началу эксплуатации; b - изменение интенсивности изнашивания на единицу износа. Характер действующих нагрузок на рабочую поверхность гильзы цилиндров и поршень обуславливает изменение формы рабочих поверхностей описанных элементов в виде овальности, которая в процессе эксплуатации возрастает. С целью снижения коэффициента трения при касании юбок поршней о стенки цилиндров в процессе эксплуатации при производстве поршней на рабочую часть юбок поршней наносят антифрикционное твердосмазочное покрытие на основе мелкодисперсного дисульфида молибдена и графита, полимер тетрафторэтилена (тефлон) и др. Рис. 3. Износ антифрикционного покрытия на юбке поршня [Figure 3. Wear of the anti-friction coating on the piston skirt] Но практика показывает, что используемая технология с применением антифрикционного твердосмазочного покрытия малоэффективна, и при контакте рабочих поверхностей происходит истирание нанесенного покрытия (рис. 3), особенно при граничных условиях смазки сопрягаемых поверхностей (при запуске двигателя). Первоначальный запуск двигателя соответствует высокому износу и расходу топлива - примерно на 10 % больше, чем в нормальных условиях эксплуатации, вследствие отсутствия смазывающей жидкости между трущимися деталями, ввиду ее стекания с течением времени [9]. Известно, что в зависимости от режимов работы двигателя основную долю режимов трения в сопряжении «поршень - цилиндр» занимает гидродинамический режим - 52 %, далее следуют смешанный - 39 % и граничный - 9 % [10; 11]. В общем случае сила трения Fтр определяется по формуле Fтр = S (μv / h), (6) где S - площадь поверхности трения; μ - вязкость масла; v - скорость скольжения поверхностей относительно друг друга; h - толщина масляного слоя. Таким образом, потери на трение можно снизить, увеличив толщину масляного слоя (h). Но в рассматриваемом случае толщина масляного слоя ограничивается величиной зазора в сопряжении, который мы не можем изменить. 2. Моделирование процесса Коэффициент трения можно снизить за счет уменьшения площади контактной поверхности и локального увеличения толщины масляного слоя в специально сформированных макрополостях. Для этого предлагается на рабочей поверхности юбок поршней производить формирование определенного макрорельефа с целью снижения контактной поверхности и удержания масла в образованных полостях, что позволит гарантированно обеспечивать масляный слой между соприкасающимися поверхностями. В ходе исследования производилось моделирование процесса работы поршня с формированным макропрофилем на рабочей поверхности юбки (рис. 4). Система автоматизированного проектирования включает широкий набор различный функций трехмерного моделирования твердых тел, что важно при работе со сложными моделями узлов и деталей во время проектирования изделий. В используемом программном обеспечении моделировалось течение потоков жидкости по заданным направлениям [12-14]. Формирование макрорельефа производилось путем поверхностного пластического деформирования с возвратно-поступательным перемещением сферического инструмента по обрабатываемой поверхности. В результате на поверхности образовался синусоидальный профиль (рис. 5) [15]. Рис. 4. Моделирование процесса работы поршня с формированным макропрофилем на рабочей поверхности юбки [Figure 4. Modeling of the piston operation with the formed macro profile on the working surface of the skirt] Рис. 5. Профиль образуемого макрорельефа [Figure 5. Profile of the formed macrorelief] Сформированные углубления на поверхности юбки поршня способствуют удержанию масла в рабочей зоне независимо от режимов работы двигателя. Дальнейшее исследование направлено на определение оптимального рисунка макропрофиля и места расположения его на юбке поршня. Заключение Предложено техническое решение, позволяющее снизить коэффициент трения в паре «поршень - цилиндр» при любых режимах работы двигателя и повысить эксплуатационный ресурс поршня.

About the authors

Arthur R. Asoyan

Moscow Automobile and Road State Technical University

Author for correspondence.
Email: asoyan.ar@mail.ru

Professor of the Department of Automotive Transport and Car Service of the MADI; Associate Professor of the Department of Mechanical Engineering and Instrument Engineering of the Academy of Engineering of the RUDN University; Doctor of Technical Sciences

64 Leningradskii Ave, Moscow, 125319, Russian Federation

Alexander S. Gorshkov

Peoples’ Friendship University of Russia (RUDN University)

Email: asoyan.ar@mail.ru

graduate student of the Department of Mechanical Engineering and Instrument Engineering of the Academy of Engineering of the RUDN University.

6 Miklukho-Maklaya St, Moscow, 117198, Russian Federation

Ani H. Israelyan

Peoples’ Friendship University of Russia (RUDN University)

Email: asoyan.ar@mail.ru

graduate student of the Department of Mechanical Engineering and Instrument Engineering of the Academy of Engineering of the RUDN University.

6 Miklukho-Maklaya St, Moscow, 117198, Russian Federation

References

Supplementary files