1
POLITECHNIKA POZNAŃSKA
WYDZIAŁ MASZYN ROBOCZYCH I TRANSPORTU
mgr inż. Piotr Wróblewski
Wpływ asymetrycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających na sprawność mechaniczną
tłokowego silnika spalinowego
Rozprawa doktorska
Promotor:
prof. dr. hab. inż. Antoni Iskra Promotor pomocniczy:
dr. inż. Jerzy Kupiec
POZNAŃ 2018
2 Serdeczne podziękowania składam Panu prof. dr. hab. inż. Antoniemu Iskrze za wprowadzenie w interesującą tematykę, cenne wskazówki, dyskusje merytoryczne, serdeczność i życzliwość podczas realizacji pracy doktorskiej.
Jestem wdzięczny dyrekcji Fabryki Pierścieni Tłokowych ,,Prima” S.A.
z siedzibą w Łodzi, szczególnie dyrektorowi technicznemu Panu mgr inż.
Pawłowi Filarczykowi, za możliwość przeprowadzenia badań ekspery- mentalnych i ogromne wsparcie technologiczne.
Serdecznie dziękuję Panu dr. inż. Jarosławowi Komorowskiemu oraz Panu dr. inż. Marcinowi Sendenckiemu za wsparcie merytoryczne w za- kresie technologii wyrobu pierścieni tłokowych oraz za umożliwienie wy- konania pomiarów laboratoryjnych.
Serdeczne podziękowania składam również pracownikom laboratoryj- nym mgr Katarzynie Wojciechowskiej, mgr Stanisławie Głusińskiej za pomoc merytoryczną, życzliwość oraz miłą atmosferę podczas realizacji badań eksperymentalnych w Fabryce Pierścieni Tłokowych ,,Prima” S.A z siedzibą w Łodzi.
Serdecznie dziękuję Pani mgr Krystynie Bubacz za korektę językową tak obszernej pracy.
mgr inż. Piotr Wróblewski
3
Spis treści
Streszczenie………... 5 Wykaz ważniejszych oznaczeń stosowanych w pracy……….. 7
1. Wprowadzenie………. 8
2. Znaczenie strat tarcia pierścieni uszczelniających współpracujących
z gładzią cylindra w bilansie energetycznym wielocylindrowego tłokowego
silnika spalinowego………..23 3. Wpływ przepływu strumienia mieszaniny gazów przez uszczelnienie
pierścieniowe na lokalny rozkład temperatur i położenie kątowe pierścieni
tłokowych w rowkach tłoka………. 31 4. Fragmentaryczne wypełnienie olejem przestrzeni między asymetryczną
powierzchnią ślizgową pierścieni uszczelniających a gładzią cylindra…………...44 5. Wybrane zagadnienia pokrycia powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych
filmem olejowym o cechach lepkosprężystych………... 50 6. Problematyka zmniejszania strat tarcia zestawienia tłok-pierścienie-cylinder
w tłokowym silniku spalinowym o zwiększonym izochorycznym stopniu
przyrostu ciśnienia………... 55 7. Kształtowanie odporności na zużycie ścierne powierzchni ślizgowych
uszczelniających pierścieni tłokowych……… 66
8. Cel i zakres pracy………. 87
9. Badania symulacyjne symetrycznych i asymetrycznych kształtów
geometrycznych powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających………….. 91 9.1. Założenia wprowadzające do modelu matematycznego stosowanego
w badaniach symulacyjnych………... 91 9.2. Rozkład cech zmiennych określających asymetrię parabolicznych
i eliptycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni
uszczelniających……….. 97 9.3. Wpływ rozkładu cech zmiennych określających asymetrię parabolicznych
i eliptycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających na wybrane parametry filmu olejowego i straty tarcia……… 103 9.4. Przykładowe bezwymiarowe współczynniki określające straty tarcia
i wybrane parametry filmu olejowego dla parabolicznych asymetrycznych
kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających………. 119 10. Technologia uzyskiwania asymetrii stereometrycznych kształtów powierzchni
ślizgowych pierścieni uszczelniających………...120 10.1. Analiza możliwości wykorzystania różnych technologii wyrobu pierścieni
tłokowych z uwagi na tolerancję wyrobu asymetryczności wybranych
kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających………. 120 10.2. Budowa i parametry wykonawcze szlifierki przeznaczonej do szlifowania
profilowego powierzchni ślizgowej pierścieni tłokowych mocowanych w pakiecie oraz przebieg obróbki pierścieni przeznaczonych
do badań eksperymentalnych……….. 124
4
10.3. Wstępne badania eksperymentalne określające jakość wyrobu asymetrii
kształtów pierścieni uszczelniających dla wybranych powłok
przeciwzużyciowych……….. 131
10.4. Pomiary luzu w zamku i siły stycznej pierścieni tłokowych……….. 131
10.5. Kontrola jakości pierścienia metodą szczeliny świetlnej……… 139
10.6. Pomiary kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających i pierścienia zgarniającego za pomocą profilografu.……….. 140
11. Badania eksperymentalne na stanowisku badawczym……… 155
11.1. Wprowadzenie……….155
11.2. Budowa stanowiska badawczego……… 157
11.3. Uzupełnianie ładunku w cylindrach silnika na stanowisku badawczym……… 164
11.4. Rejestracja parametrów pracy stanowiska badawczego……….…… 167
11.5. Pomiar lepkości dynamicznej oleju stosowanego do badań eksperymentalnych………. 170
11.6. Pomiar geometrii tulei cylindrowej i tłoka występujących w badaniach stanowiskowych na hamowni silnikowej……… 173
11.7. Warunki realizacji badań na stanowisku badawczym………. 177
11.8. Analiza poprawności pomiarów sumarycznego mementu oporu ruchu badanego silnika spalinowego……….178
11.9. Proces wyrobu powłok przeciwzużyciowych pierścieni eksperymentalnych zastosowanych w badaniach stanowiskowych……… 182
11.10. Wyniki pomiarów momentu oporu ruchu silnika i strat tarcia w zależności od zastosowanych pierścieni uszczelniających ze względu na wartości współrzędnych określających asymetryczność kształtu i rodzaj zastosowanego materiału powłok przeciwzużyciowych……….. 186
11.11. Korekta wyników pomiarów momentu oporu ruchu silnika w aspekcie odchyłki wartości siły sprężystości własnej pierścienia ...………. 215
12. Badania eksperymentalne tribologiczne grupy pierścieni uszczelniających i pierścieni zastosowanych do badań stanowiskowych przed i po okresie docierania złożeń kinematycznych silnika……….……. 216
12.1. Badanie rozkładu twardości powierzchniowej powłok przeciwzużyciowych… 216 12.2. Badanie mikrostruktur zgładów metalograficznych warstw wierzchnich powłok, powłok, warstw przejściowych i materiału podłoża zastosowanych pierścieni uszczelniających za pomocą skaningowego mikroskopu elektronowego SEM i mikroskopu optycznego LM………216
13. Podsumowanie i wnioski………. 227
14. Bibliografia……….. 229
Załącznik 1……… 239
5
Streszczenie
Praca dotyczy określenia wpływu asymetrii kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających na sprawność mechaniczną tłokowego silnika spalinowego i wybrane para- metry filmu olejowego pokrywającego powierzchnie współpracujące par kinematycznych.
We wprowadzeniu zaprezentowano wymagania funkcjonalne i problematykę modelo- wania zjawisk fizycznych zachodzących podczas współpracy pierścieni tłokowych z gładzią cylindrową. W kolejnych rozdziałach określono znaczenie strat tarcia pierścieni uszczelniają- cych współpracujących z gładzią cylindra w bilansie energetycznym wielocylindrowego tłoko- wego silnika spalinowego, wpływ przepływu strumienia mieszaniny gazów przez uszczelnienie pierścieniowe na lokalny rozkład temperatur i położenie kątowe pierścieni tłokowych w row- kach tłoka oraz fragmentaryczne wypełnienie olejem przestrzeni między asymetryczną po- wierzchnią ślizgową pierścieni uszczelniających a gładzią cylindra. Następnie opisano meto- dykę i problem wprowadzania opisu matematycznego reprezentującego zjawiska fizyczne i chemiczne pokrycia powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych filmem olejowym o cechach lepkosprężystych. Przedstawiono także problematykę zmniejszania strat tarcia zestawienia tłok-pierścienie-cylinder w tłokowym silniku spalinowym o zwiększonym izochorycznym stopniu przyrostu ciśnienia. Skupiono się przede wszystkim na obecnych tendencjach w pro- jektowaniu tłokowych silników spalinowych posiadających doładowanie i wpływie tego doła- dowania na pokrycie filmem olejowym asymetrycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających.
W projektowaniu odpowiednich asymetrii kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni istotne jest kształtowanie odporności na zużycie ścierne tych powierzchni pierścieni tłokowych przez stosowanie zróżnicowanych metod ich obróbki oraz powłok przeciwzużyciowych. Opi- sano również różne powłoki stosowane na pierścienie tłokowe i skutki funkcjonalne ich zasto- sowania. Wyodrębniono wady i zalety tych powłok oraz możliwość ich stosowania w wyrobie przyjętych asymetrii kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających. Na podsta- wie odpowiedniej analizy możliwości modelowania określonych zjawisk zachodzących w tło- kowym silniku spalinowym oraz możliwości technologicznych wyrobu wybranych asymetrii kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni sformułowano cel i tezy pracy, oraz zakres prowa- dzonych badań eksperymentalnych i czynności dodatkowych niezbędnych do udowodnienia tez pracy.
Przestawiono wyniki badań symulacyjnych symetrycznych i asymetrycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających oraz technologię wyrobu asymetrii stereo- metrycznych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających. Opisano meto- dykę i wyniki prowadzonych badań eksperymentalnych na stanowisku badawczym oraz po- dano wyniki badań eksperymentalnych tribologicznych pierścieni przed i po okresie docierania złożeń kinematycznych silnika.
Na podstawie przeprowadzonych badań pośrednich i eksperymentalnych stanowisko-
wych sformułowano wnioski, które potwierdziły tezy pracy.
6
Abstract
This research work deals with the determination of the effect of shape asymmetry of the sliding surfaces of the sealing rings on the mechanical efficiency of a piston combustion engine and selected parameters of the oil film covering mating surfaces of kinematic pairs.
The introduction presents functional requirements and problems of modeling physical phenomena which occur during the cooperation of piston rings and the cylinder bearing sur- face. The consecutive chapters concerning theoretical considerations determine the signifi- cance of frictional loss of the sealing rings mated with the cylinder bearing surface in the energy balance of a multi-cylinder piston combustion engine, as well as the influence of the flow of gas mixture flux through the ring seal on the local temperature pattern and the angu- lar position of piston rings in the piston grooves and fragmentary oil filling of the gaps be- tween the asymmetric sliding surface of the sealing rings and the cylinder bearing surface.
Next, one describes the methodology and problems with the introduction of a mathematical description representing the physical and chemical phenomena involved in the coating the sliding surfaces of piston rings with oil film of viscoelastic properties. A subsequent chapter presents the problems of reducing frictional loss of the piston-rings-cylinder set in a piston combustion engine with an increased isochoric degree of pressure gain. This chapter focuses attention on the current tendencies in the design of piston combustion engines with turbo charge and its impact on covering asymmetric shapes of the sliding surfaces of the sealing rings with oil film.
In the design of appropriate shape asymmetries of the sliding surfaces of rings, it is crucial to form abrasion resistance of these surfaces of piston rings by means of various methods of treatment and anti-wear coatings. This chapter describes a variety of coatings applied on piston rings and the functional effects of their use. It distinguishes the advantages and disadvantages of these coatings and the possibility of using them in manufacturing the adopted shape asymmetries of sliding surfaces of sealing rings. On the basis of a proper analysis of the possibility of modeling specific phenomena occurring in the piston combus- tion engine and technological capabilities of producing selected shape asymmetries, the goal and theses of this work, and the scope of experimental research and additional activities necessary to prove the theses have been formulated.
The main chapters present simulation studies of symmetric and asymmetric shapes of
sliding surfaces of sealing rings, the technology of manufacturing asymmetries of stereomet-
ric shapes of sliding surfaces of sealing rings, and describe the results and methodology of
conducting experimental research on a test bench. These chapters also demonstrate the re-
sults of experimental and tribological tests of the rings used for the bench tests before and
after the lapping of kinematic sets of the engine. On the basis of indirect research and exper-
imental bench tests, appropriate conclusions have been drawn which confirmed the theses
of this work.
7
Wykaz ważniejszych oznaczeń stosowanych w pracy
dt [m] − średnica tłoka
F1 − pole prędkości warstwy oleju na dolocie do filmu olejowego,
F2 − pole prędkości strumienia oleju wynikającego ze wzajemnego zbliżania się powierzchni ograniczających film olejowy,
F3 = F4 − pole prędkości warstwy oleju na wylocie ze szczeliny smarnej
G1-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla górnego pierścienia uszczelniającego w grupie ekspe-
rymentalnej o powłoce chromowej nakładanej galwanicznie
G1-lz [m]− średnia arytmetyczna luzu zamka dla górnego pierścienia uszczelniającego o powłoce chromowej na- kładanej galwanicznie
G2-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla dolnych pierścienia uszczelniającego w grupie ekspe-
rymentalnej o powłoce chromowej nakładanej galwanicznie
G2-lz [m]– średnia arytmetyczna luzu zamka dla dolnego pierścienia uszczelniającego o powłoce chromowej na-
kładanej galwanicznie
G3-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla dolnego pierścienia uszczelniającego w grupie ekspe-
rymentalnej o powłoce molibdenowej wytwarzanej metodą płomieniową z drutu molibdenowego
G3-lz [m]– średnia arytmetyczna luzu zamka dla dolnego pierścienia uszczelniającego o powłoce molibdenowej
wytwarzanej metodą płomieniową z drutu molibdenowego
G4-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla dolnego pierścienia uszczelniającego w grupie ekspe-
rymentalnej o powłoce molibdenowej nakładanej plazmowo z proszku molibdenowego i powłoką fosfo- ranową nakładaną metodą zanurzeniową
G4-lz [m]– średnia arytmetyczna luzu zamka dla dolnego pierścienia uszczelniającego o powłoce molibdenowej
nakładanej plazmowo z proszku molibdenowego i powłoką fosforanową nakładaną metodą zanurze- niową
Gfab-dol-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartość siły stycznej dla dolnego pierścienia uszczelniającego fabrycz- nego/minutowego bez powłoki
Gfab-górny-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla górnego pierścienia uszczelniającego fabrycz- nego o powłoce chromowej i symetrycznym kształcie powierzchni ślizgowej
Gfab-górny- lz [m]− średnia arytmetyczna luzu zamka dla górnego pierścienia uszczelniającego o powłoce chromo-
wej – fabryczny kształt symetryczny,
Gfab-zg1-2-Ft [N]− wartość siły stycznej dla pierścienia zgarniającego referencyjnego/fabrycznego dla cylindra 1 i 2 Gref-dol-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartość siły stycznej dla dolnego pierścienia referencyjnego dodatkowego
bez powłoki o kształcie symetrycznym
Gref-dol- lz [m]− średnia arytmetyczna luzu zamka dla dolnego pierścienia uszczelniającego bez powłoki − kształt symetryczny
Gref- górny-Ft [N]− średnia arytmetyczna wartości siły stycznej dla górnego pierścienia uszczelniającego referencyj- nego dodatkowego bez powłoki i symetrycznym kształcie powierzchni ślizgowej
Gref- górny- lz [m]− średnia arytmetyczna luzu zamka dla górnego pierścienia uszczelniającego bez powłoki – refe- rencyjny kształt symetryczny,
Gz1-2- luz [m]− średnia arytmetyczna luzu zamka dla zgarniającego pierścienia fabrycznego – 1 i 2 cylindra H1, H2 [m] − osiowa wysokości pierścieni uszczelniających
H3 [m] − osiowa wysokość pierścienia zgarniającego ht [m] − wysokość tłoka
Lx [m] − szerokość pierścienia uszczelniającego n1 − wykładnik politropy sprężania
n2 − wykładnik politropy rozprężania
p1 [Pa] − ciśnienie zewnętrzne działające na film olejowy od strony dywergentnej p2 [Pa] − ciśnienie zewnętrzne działające na film olejowy od strony konwergentnej pśr-1 [Pa] − średni nacisk górnego pierścienia uszczelniającego
pśr-2 [Pa] − średni nacisk dolnego pierścienia uszczelniającego pśr-3 [Pa] − średni nacisk pierścienia zgarniającego
pv [Pa] − ciśnienie w filmie olejowym wywołane efektem wyciskania pw [Pa] − ciśnienie w filmie olejowym wywołane efektem poślizgu T-P-C – zestawienie tłok-pierścienie tłokowe-cylinder
U1, U2 [m/s] − względne prędkości poślizgu
Z1- x, Z2-x [µm] − odległość płaszczyzn ograniczających film olejowy od strony dywergentnej i konwergentnej Zv [m] − grubość warstwy oleju doprowadzonego do filmu na gładzi cylindra,
Zw [m] − grubość warwy oleju pozostawionego na gładzi cylindra po przejściu pierścienia, ε − stopień sprężania
φc − izochoryczny współczynnik przyrostu ciśnienia
8
1. Wprowadzenie
Obecnie tłokowe silniki spalinowe stanowią najważniejsze źródło energii służące do napędu pojazdów samochodowych. Uwarunkowania prawne dotyczące ograniczeń emisji sub- stancji toksycznych spalin przez tłokowe silniki spalinowe wymuszają na producentach pojaz- dów stosowanie nowych rozwiązań konstrukcyjnych, zmniejszających ich emisję do środowi- ska. Jednym ze sposobów zmniejszenia emisji substancji toksycznych do środowiska jest zwiększenie sprawności ogólnej silnika. Sprawność ogólną silnika stanowi iloczyn sprawności indykowanej i sprawności mechanicznej. Obecnie poprawa sprawności cieplnej silnika zwią- zana ze wzrostem stopnia sprężania, a tym samym z ograniczoną prędkością spalania mieszanki palnej w komorze spalania, stwarza fizyczne ograniczenia poprawy procesów cieplnych zacho- dzących w silniku. Doprowadzanie dodatkowego ciepła do obiegu podczas izobarycznego roz- prężania nie prowadzi do istotnej poprawy sprawności teoretycznej silnika, ponieważ, nieza- leżnie od wartości współczynnika przyrostu ciśnienia, charakter oraz wartości uzyskiwanych sprawności cieplnych silnika są zbliżone do siebie. Zwiększenie stopnia sprężania silnika a tym samym wzrost współczynnika przyrostu ciśnienia, prowadzi do stworzenia dodatkowych ob- ciążeń: cieplnego i mechanicznego, wprowadzając ograniczenia konstrukcyjne determinowane wytrzymałością graniczną mechanizmów silnika.
Obecnie, przy elektronicznym sterowaniu systemem zasilania silnika, poprawa proce- sów cieplnych zachodzących w silniku obejmuje głównie zmniejszanie negatywnego oddzia- ływania substancji szkodliwych spalin na środowisko, a nie poprawę tej emisji na tyle, aby znacznie zmniejszyć zużycie paliwa. Najbardziej efektywnym sposobem redukcji ilości zuży- wanego paliwa, niezależnie od sposobu inicjacji zapłonu mieszanki palnej, potrzebnego do po- konania określonego dystansu, jest zmniejszenie strat tarcia w tłokowym silniku spalinowym, głównie zestawienia T-P-C przede wszystkim w zakresie współpracy pierścieni tłokowych z gładzią cylindra.
Straty tarcia pojazdów samochodowych należy interpretować jako sumę strat tarcia wy- wołanych przez współpracujące pary kinematyczne silnika oraz strat tarcia wszystkich oporów ruchu samochodu. Zmniejszenie strat tarcia składających się na opory ruchu samochodu jest ograniczone. Metodyka ich zmniejszania jest związana w dużym stopniu z redukcją oporów aerodynamicznych, na których wartość wpływa przeważnie stylistyka nadwozia samochodu, wymuszona indywidualnymi upodobaniami użytkowników. Czynnikiem bardziej znaczącym w dążeniu do zmniejszenia zużycia paliwa niezbędnego do pokonania danego dystansu jest poprawa sprawności mechanicznej silnika.
Wszystkie tłokowe silniki spalinowe wykazują największą sprawność mechaniczną w
warunkach znamionowych bliskich mocy maksymalnej [24]. W większości okresu ruchu sa-
mochodu, niezależnie od warunków zewnętrznych oraz rozkładu prędkości i przyspieszeń ru-
chu samochodu, silnik spalinowy średnio pracuje z mocą z zakresu od 30 do 45% mocy zna-
9
mionowej. W tym zakresie proporcji mocy silnika sprawność mechaniczna w aspekcie ilościo- wego zużycia paliwa jest niekorzystna. Sprawność ta tym bardziej ulega pogorszeniu, im więk- szy jest stosunek mocy silnika do masy własnej samochodu. Wynika to przede wszystkim z większych oporów tarcia generowanych przez układ tłokowo-korbowy dla większych skoko- wych pojemności silnika spalinowego. W tym przypadku można zaobserwować w ostatnich latach tendencję do zmniejszania pojemności całkowych silników oraz liczby ich cylindrów, przy równoczesnym zwiększaniu współczynnika izochorycznego przyrostu ciśnienia czynnika roboczego w komorze spalania. Takie parametry konstrukcyjne umożliwiają zredukowanie strat tarcia związanych z pracą zespołu głównego silnika, przy zachowaniu wymaganych mocy znamionowych silnika, zapewniających komfortową jazdę w przeciętnych warunkach ruchu.
Dla większości samochodów wykorzystywanych do przemieszczania się w warunkach miej- skich moc znamionowa silnika wynosi od 60 do 100 kW. Taki zakres mocy znamionowej sil- nika zapewnia bezpieczną i komfortową jazdę przy akceptowalnym zużyciu paliwa.
Wszelkie modyfikacje uszczelnienia pierścieniowego zmierzające do zmniejszenia strat tarcia wywołanych przez to zestawienie T-P-C w większości determinują zwiększone ilości zgarnianego oleju do komory spalania w suwach sprężania i wydechu. Wobec tego efektywność funkcjonowania pierścieni tłokowych jest miarą generowanych strat tarcia, zużycia oleju i zdol- ności do tworzenia filmu olejowego pomiędzy powierzchniami ślizgowymi pierścieni a gładzią cylindra. Niedopuszczalne jest nadmierne zgarnianie oleju do komory spalania przez pierście- nie tłokowe, ponieważ prowadzi to nie tylko do jego nadmiernego zużycia, zanieczyszczenia wnętrza komory spalania i wszystkich jej części pośrednio współpracujących, ale także do zwiększenia emisji węglowodorów i cząstek stałych [89, 90]. Ponadto związki chemiczne za- warte w dodatkach stosowanych w produkcji olejów, zwłaszcza o dużej zawartości siarki, po- wodują intensyfikację zużycia katalizatorów, a tym samym ograniczenie ich skuteczności kon- wersji [91, 92]. Szacuje się, że zgarnianie oleju do komory spalania przez uszczelnienie pier- ścieniowe stanowi nawet 80% całkowitego zużycia ilościowego oleju [93]. Zatem zmniejszenie zużycia oleju jest podstawą redukcji emisji substancji toksycznych do środowiska oraz zmniej- szenia oporów wewnętrznych w filmie olejowym podczas ruchu pierścieni tłokowych. Straty tarcia generowane przez pierścienie tłokowe w wyniku nadmiernego zużycia oleju stanowią w przybliżeniu od 10 do 20% całkowitych strat tarcia pierścieni tłokowych [94
−96]. Projektowa- nie nowych tłokowych silników spalinowych o założonej mocy maksymalnej przy wymaganej odporności na zużycie ścierne i tribochemiczne zestawienia T-P-C, i niewielkiej utracie mocy w wyniku wytwarzanych strat tarcia przez pierścienie tłokowe oraz niewielkim zużyciu oleju staje się coraz bardziej trudnym zadaniem.
Z fizycznego punktu widzenia można założyć, że w najbliższym czasie zostanie osią-
gnięta maksymalna sprawność ogólna silnika zarówno dla silników o zapłonie iskrowym, jak i
samoczynnym. Poprawa sprawności ogólnej silnika przez zwiększanie jego sprawności mecha-
nicznej daje możliwość poprawy tego parametru o kilka procent, przy zachowaniu wymaganej
10
mocy silnika, trwałości złożeń kinematycznych i najnowszych norm emisji substancji toksycz- nych spalin. W konsekwencji tych działań, do przewidywania wielu zjawisk związanych ze zużywaniem tych podzespołów w wyniku tarcia płynnego i mieszanego, wprowadza się coraz bardziej zaawansowane modele matematyczne, które jednak mają istotne ograniczenia i muszą być weryfikowane dla każdego silnika indywidualnymi badaniami eksperymentalnymi. Niedo- skonałość modeli matematycznych wynika z trudności rzeczywistego ustalenia kierunków ką- towego położenia pierścieni tłokowych w rowkach tłoka, w wyniku stochastycznego rozkładu ciśnienia i temperatury czynnika roboczego, zmian obciążeń mechanicznych i cieplnych pod- zespołów silnika, zmian prędkości obrotowych silnika oraz zmian chropowatości i struktur warstw wierzchnich zestawienia T-P-C determinowanych eksploatacyjnym i wstępnym zuży- ciem powierzchni roboczych par kinematycznych.
Obecnie istnieje wiele modeli matematycznych przewidywania różnych skutków zmian geometrycznych zestawienia T-P-C w aspekcie wybranych parametrów filmu olejowego, strat tarcia a nawet prognozowania przebiegu procesów zużycia w okresie docierania silnika. Stwo- rzone modele matematyczne przez Ting i Mayer wyrażają wybrane parametry rozkładu filmu olejowego na powierzchniach ślizgowych pierścieni tłokowych i funkcji uszczelniających zło- żenia labiryntowego przy przedmuchach gazów w przestrzeniach przepływowych [33, 34]. Ich modele miały na celu przewidywanie ostatecznych procesów zużycia powierzchni roboczych tych podzespołów silnika. Modele matematyczne stworzone przez Dowsona i Ruddy’ego obej- mują także dynamikę ruchów pierścieni tłokowych [52
−54]. W modelach matematycznych Rhode do obliczeń wprowadzono model wyrażający przebieg i odziaływanie zjawiska tarcia mieszanego dla różnych parametrów dynamiki podzespołów zestawienia T-P-C i zachodzących procesów spalania [55]. Rozwój wybranych modeli matematycznych nastąpił w latach osiem- dziesiątych ubiegłego wieku. Był inicjowany między innymi przez Truscotta i Ruddy’ego, a efektem tego było wprowadzenie dwuwymiarowych analiz osiowosymetrycznych dla pakietu pierścieni tłokowych współpracujących w warunkach dynamicznych z gładzią cylindra [56].
Ich weryfikację eksperymentalną przeprowadzili Banks i Ruddy.
Z klasycznej teorii smarowania opartej na równaniu Reynoldsa, która pochodzi z ana- lizy objętości kontrolnej, z pewnymi uproszczeniami korzystali między innymi Iskra i Serdecki [6, 9]. Modele takie umożliwiają obliczenie rozkładu ciśnień w filmie olejowym w zależności od wybranych parametrów zestawienia T-P-C i warunków pośredniczących oraz wybranych parametrów filmu olejowego, w tym grubości i pokrycia powierzchni ślizgowych filmem ole- jowym, ilości zgarnianego oleju do komory spalania i skrzyni korbowej lub strat tarcia wybra- nych podzespołów.
Modele Serdeckiego umożliwiają także obliczanie innych parametrów pierścieni tłoko-
wych, między innymi rozkładu nacisków jednostkowych pierścieni tłokowych na gładź cylin-
dra, w zależności od geometrii zestawienia T-P-C i wielu innych parametrów wykonawczych i
konstrukcyjnych silnika. Bardzo szczegółowe modele matematyczne zużycia oleju opracowali
także Maekawa, Munro i Keribar [59
−61]. Modele takie mogą posłużyć do analizy przepływu
11
mieszaniny gazów przez uszczelnienie labiryntowe w warunkach dynamicznych, ich wpływu na rozkład filmu olejowego na gładzi cylindra, zużycie oleju smarującego w zależności od za- łożonych warunków geometrycznych zestawienia T-P-C. Najbardziej znaczące zmniejszenie zużycia paliwa można osiągnąć, zwiększając sprawność mechaniczną silnika częściowo obcią- żonego [45
−51]. W związku z tym uzasadnione jest realizowanie badań strat tarcia zestawienia T-P-C dla prędkości obrotowych wału korbowego w zakresie od 800 do 3000 obr/min przy różnych temperaturach oleju smarującego. Większość istniejących modeli jest oparta na osio- wosymetrycznym założeniu modelu 2D. Wiele szczegółowych analiz matematycznych współ- pracy pierścieni tłokowych z gładzią cylindra ma zastosowanie praktyczne [62]. Modele 3D dynamiki kątowego ruchu pierścieni w rowkach tłoka, kontaktu powierzchni roboczych pier- ścieni i tłoka oraz dynamiki przepływów gazów stworzyli Tian oraz Noordzij [63]. Modele takie doskonale sprawdzają się przy analizie wpływu doładowania silników spalinowych na podstawowe parametry filmu olejowego przy zmiennym położeniu kątowym pierścieni w row- kach tłoka.
Konstrukcja tłokowych silników spalinowych przeznaczonych do napędu pojazdów i mechanika ich układów tłokowo-korbowych zależą od warunków pracy i związanych z nimi wymogów funkcjonalnych, do których zalicza się, między innymi: kształt kadłuba silnika do- stosowany do geometrii przestrzeni komory silnika pojazdu, małą masę własną i wymiary geo- metryczne podzespołów mechanizmów: głównego, rozrządu i pomocniczych silnika w sto- sunku do maksymalnej mocy indykowanej, dużą trwałość i niezawodność wszystkich mecha- nizmów, zdolność do realizacji określonych funkcji w szerokim zakresie obciążeń i prędkości obrotowych wału korbowego, małe zużycie paliwa i oleju silnikowego oraz dobre wyrówno- ważenie wszystkich mechanizmów silnika wpływających na drgania emitowane przez silnik przenoszone na nadwozie samochodu. Warunkiem zmniejszania pojemności całkowitych sil- nika, w celu zmniejszania strat tarcia przy zachowaniu dużej mocy indykowanej, jest stosowa- nie dużych prędkości obrotowych wału korbowego przy równoczesnym podwyższaniu warto- ści średniego ciśnienia użytecznego w komorze spalania. Taki warunek wymaga zachowania dużych współczynników napełniania cylindrów.
Powyższe zależności funkcjonalne i konstrukcyjne można uwzględnić w modelach ana- lizy elementów skończonych, których praktyczne zastosowanie prezentowali Ejakov, Shock i Brombolich [64]. W modelach matematycznych opracowanych przez Hu, Cheng, Arai, Kobay- ashi, Ma, Liu uwzględniono cechy dopasowania pierścieni do gładzi cylindra, algorytm ciągło- ści przepływu hydrodynamicznego wyrażającego transport oleju przez przestrzenie robocze w złożeniu T-P-C oraz dynamiczne warunki rozkładu filmu olejowego w zależności od różnych mocy znamionowych silnika i ich geometrii podzespołów mechanizmów głównych [65-67].
Liu przyjął w swoich modelach geometrię pierścienia, obciążenie montażowe, właściwości me-
chaniczne i termiczne, dynamikę przypływu gazów w celu określenia zachowania się pierście-
nia dla wybranych parametrów określających przebieg spalania [68]. Z uwagi na nieznaczne
12
wartości luzów montażowych pierścieni w rowkach tłoka zaleca się w analizie strat tarcia ge- nerowanych przez pierścienie tłokowe stosowanie modeli matematycznych, uwzględniających odkształcenie termiczne tulei cylindra, tłoka i pierścieni tłokowych podczas przepływu miesza- niny gazów w złożeniach labiryntowych. Informacje definiujące termostrukturalne odkształce- nie materiału powinny stanowić dane wejściowe do modelu wyrażającego dynamikę ruchu pod- zespołów zestawienia T-P-C i przebieg procesu smarowania powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych i gładzi cylindra.
Wpływ doładowania na spalanie wyraża się przez wzrost ciśnienia końca sprężania oraz ciśnienia i temperatury maksymalnej. W tłokowych silnikach spalinowych z zapłonem iskro- wym skład mieszanki paliwowo-powietrznej nie zmienia się istotnie - w wyniku doładowania jest on dla większości zakresu pracy silnika w stosunku stechiometrycznym, nawet w silnikach o bezpośrednim wtrysku paliwa. Natomiast w silnikach o zapłonie samoczynnym przez doła- dowanie spalanie jest realizowane przy zwiększonym nadmiarze powietrza, w przeciwieństwie do silnika niedoładowanego. W konsekwencji przyrost temperatury maksymalnej nie jest tak duży jak dla silników o zapłonie iskrowym o bezpośrednim wtrysku paliwa. Doładowanie sil- ników o zapłonie samoczynnym wpływa korzystnie na spalanie ze względu na zwiększony nadmiar powietrza. Spalanie jest zbliżone do całkowitego i zupełnego, w wyniku czego zmniej- sza się emisja CO, CH i sadzy oraz można stosować paliwa o mniejszej liczbie centowej wsku- tek zmniejszenia się opóźnienia zapłonu ze wzrostem końca sprężania. Dla silników o zapłonie iskrowym doładowanie silnika zwiększa skłonność paliwa do niekontrolowanego samoza- płonu. Zwiększenie ciśnienia powietrza w układzie dolotowym przy takim samym stopniu sprę- żania wymusza wzrost liczby oktanowej stosowanego paliwa, a przy pierwotnej liczbie okta- nowej paliwa zmniejszenie stopnia sprężania. Dla silników o zapłonie iskrowym o bezpośred- nim wtrysku paliwa przez elektroniczne sterowanie układu zasilania i systemu recyrkulacji spa- lin negatywne skutki doładowania są skutecznie zmniejszane. Dzięki zaletom, jakie towarzyszą doładowaniu silników spalinowych, ich wpływ na przebieg zużycia podzespołów układu tło- kowo-korbowego jest bardzo duży.
Kilkakrotne zwiększenie współczynnika izochorycznego przyrostu ciśnienia implikuje
zmniejszenie grubości filmu olejowego pokrywającego gładź cylindra w końcu suwu sprężania
i początku suwu rozprężania, co przy niepoprawnym doborze parametrów konstrukcyjnych pa-
kietu pierścieni tłokowych, tłoka i gładzi cylindra może spowodować zerwanie ciągłości filmu
olejowego. Najbardziej narażonym podzespołem na zmianę warunków współpracy z tarcia
płynnego na tarcie mieszane albo tarcie graniczne jest górny pierścień uszczelniający oraz po-
wierzchnia robocza tłoka w pobliżu komory spalania. W tym przypadku dokładna znajomość
rozkładu filmu olejowego na gładzi cylindra i powierzchni ślizgowej tego pierścienia, dla róż-
nych warunków pracy silnika i dopasowanej geometrii mechanizmów głównych, jest niezbędna
do wprowadzania jakichkolwiek modyfikacji wpływających na komprymację strat energii spo-
wodowanych tarciem w tych węzłach kinematycznych. Ponadto gwałtowny przyrost ciśnienia
i temperatury czynnika roboczego w końcu suwu sprężania i początku suwu rozprężania w
13
przestrzeni komory spalania, w wyniku działania podzespołów układu doładowania silnika i układu zasilania silnika oraz obecnie stosowanych bardzo małych przewężeń w przestrzeniach transportowych mieszaniny gazów w uszczelnieniu labiryntowym, sprzyjają powstaniu zjawi- ska obwodowego ruchu filmu olejowego między powierzchniami ślizgowymi pierścieni a gła- dzią cylindra.
Wyniki badań eksperymentalnych prezentowane przez Thirouarda wykazują, że pręd- kość i kierunek obwodowego ruchu oleju zależą od względnego położenia przestrzeni transmi- syjnych pierścieni tłokowych oraz od amplitudy i kierunku przepływu mieszaniny wydmuchi- wanych gazów. Ruch obwodowy oleju jest inicjowany przez naprężenia styczne powstające przy przepływie mieszaniny gazów na powierzchniach warstwy oleju pomiędzy współpracują- cymi powierzchniami ślizgowymi pierścieni a gładzią cylindra. Jak wskazują wyniki tych ba- dań, masa i przepływ oleju w kierunku obwodowym zależą od kątowego położenia pierścieni w rowkach tłoka, wzajemnej odległości i miejsca osadzenia pierścieni w tłoku, geometrii ze- stawienia T-P-C, lepkości dynamicznej oleju oraz różnicy ciśnień czynnika roboczego w ko- morze spalania i skrzyni korbowej.
Pomiary eksperymentalne realizowano za pomocą specjalnych urządzeń wizualizacyj- nych i kamer przy wykorzystaniu wielokrotnego barwienia czynnika metodą laserowo-indyko- wano-fluorescencją. Podczas badań zaobserwowano, że olej przemieszczał się w kierunku osio- wym i obwodowym. Osiowe przemieszczenie warstw oleju jest wywołane siłą bezwładności determinowaną ruchem tłoka. Odwodowy przepływ oleju był wywołany efektem przeciągania gazów przez przestrzenie przesyłowe od strony zarówno powierzchni ślizgowej, jak i pozosta- łych powierzchni roboczych pierścieni tłokowych. Thirouard stwierdził także, że istnieją dwa podstawowe mechanizmy odpowiedzialne za przepływ oleju: ruch boczny tłoka oraz rozkład nacisków jednostkowych pierścieni zależny od ich kątowego przemieszczenia w rowkach tłoka.
Ilość zgarnianego oleju w poszczególnych suwach pracy silnika zależy od ilości oleju dostępnej przed każdym pierścieniem w czasie jego ruchu oraz przechyłów bocznych tłoka [69].
Parametry bezpośrednio decydujące o intensywności przepływu obwodowego warstw oleju w przestrzeniach współpracujących pierścieni tokowych z gładzią cylindra także pośred- nio zależą od przebiegu wtrysku paliwa i kierunku rozchodzenia się czoła płomienia w komorze spalania. W dużym stopniu na intensywność przepływu obwodowego oleju wpływa także roz- kład wartości ciśnienia czynnika roboczego w różnych obszarach kanałów przesyłowych mie- szaniny gazów w rowkach pierścieniowych tłoka, kanale zamka pierścienia i przestrzeni mię- dzy powierzchniami ślizgowymi pierścieni a gładzią cylindra. Przepływ obwodowy warstw oleju w wyniku oddziaływania przedmuchów czynnika roboczego z pewnością wpłynie na ob- wodowy rozkład grubości i pokrycia filmem olejowym powierzchni ślizgowej pierścieni tłoko- wych i gładzi cylindra.
Modele matematyczne o charakterze dwuwymiarowym osiowosymetrycznym, z uwagi
na ten parametr, uniemożliwiają rzeczywiste odwzorowanie przebiegu pokrycia tych po-
wierzchni filmem olejowym w warunkach dynamicznych. Uniemożliwia to także precyzyjne
14
przewidzenie warunków sprzyjających powstaniu tarcia mieszanego, w szczególności wyod- rębnienia przestrzeni zmniejszenia grubości i wysokości osiowej pokrycia filmem olejowym powierzchni ślizgowej górnego pierścienia uszczelniającego w końcu suwu sprężania i po- czątku suwu rozprężania w warunkach dynamicznych. Duże trudności w modelowaniu tych zjawisk stwarza także struktura i chropowatość warstw wierzchnich zastosowanych materiałów zestawienia T-P-C, które wpływają na stosunek pracy adhezji między olejem a tymi powierzch- niami i pracy kohezji w oleju smarującym. Jednakże dopuszcza się stosowanie modeli dwuwy- miarowych osiowosymetrycznych do analizy grubości i rozkładu pokrycia filmem olejowym powierzchni współpracujących zestawienia T-P-C.
Po przeprowadzeniu takiej analizy otrzymuje się informacje o minimalnej grubości filmu olejowego dla konkretnej geometrii kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni tłoko- wych i konkretnego położeń kątowych pierścieni tłokowych oraz tłoka względem osi symetrii gładzi cylindra. Na podstawie tych informacji, w odniesieniu do kierunków przepływu oleju przez uszczelnienie pierścieniowe w obszarze przestrzeni bocznej tłoka, można założyć, że naj- większy wpływ na rozkład filmu olejowego na powierzchniach ślizgowych pierścieni tłoko- wych i gładzi cylindra ma kształt powierzchni ślizgowych pierścieni, który bezpośrednio decy- duje o ilości zgarnianego i utrzymywanego oleju w różnych kierunkach podczas ruchu tłoka.
Wpływ oddziaływania kształtu tych powierzchni dla różnych położeń kątowych pierścieni i tłoka na ilość zgarnianego oleju do komory spalania musi być bezwzględnie uwzględniony w rozważaniach dotyczących generowanych strat tarcia i zdolności tych przestrzeni do tworzenia warunków tarcia płynnego w każdych warunkach pracy silnika. Jest to bardzo istotne w przy- padku ustalenia długoterminowej trwałości zestawienia T-P-C przy zastosowanych modyfika- cjach kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych i wybranych materiałach kon- strukcyjnych w celu zachowania odpowiednich chropowatości powierzchni ślizgowych i gładzi cylindra.
Szczególnie istotnym aspektem projektowym jest ustalenie zmian grubości filmu olejo- wego pomiędzy poszczególnymi powierzchniami ślizgowymi pierścieni tłokowych a gładzią cylindra, w zależności od przyrostu współczynnika izochorycznego przyrostu ciśnienia dla wy- branych kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni. Takie działania umożliwiają, na etapie badań symulacyjnych, dobór odpowiedniego kształtu powierzchni w taki sposób, aby nawet przy bardzo dużych przyrostach ciśnień czynnika roboczego w komorze spalania nie doszło do zerwania ciągłości filmu olejowego, zwłaszcza w końcu suwu sprężania i na początku suwu rozprężania. Takie ustalenia umożliwiają także zaplanowanie ilości zgarnianego oleju przez poszczególne pierścienie tłokowe tak, aby grubość filmu olejowego w szczególnie obciążonym zakresie kąta OWK dla górnego pierścienia uszczelniającego była wystarczająca do zapewnie- nia warunków tarcia płynnego, a w pozostałym zakresie kąta OWK była jak najmniejsza, w celu zredukowania strat tarcia generowanych przez wszystkie pierścienie tłokowe.
Przy symetrycznych kształtach powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających
grubość i pokrycie filmem olejowym powierzchni ślizgowych i gładzi cylindra zwiększają się
15
wraz ze zmniejszaniem cieplnego i mechanicznego obciążenia, zależnego od wartości siły ga- zowej, a gwałtownie maleje pod koniec suwu sprężania i na początku suwu rozprężania. W pozostałych przedziałach kąta OWK grubość filmu olejowego pomiędzy pierścieniami tłoko- wymi kilkakrotnie wzrasta, powodując znaczne zwiększenie oporów ruchu pierścieni tłoko- wych. Kształtowanie przepływu strumienia oleju między powierzchniami ślizgowymi pier- ścieni tłokowych dzięki stosowaniu ich asymetrycznych kształtów, między innymi parabolicz- nych, eliptycznych lub schodkowych, daje realną możliwość zmniejszenia strat tarcia pierścieni tłokowych. Ilość zgarnianego oleju przez asymetryczne powierzchnie ślizgowe pierścieni w kierunku DMP i GMP zależy w dużym stopniu od usytuowania konturów kształtu wyrażają- cego asymetrię, od wartości i rozkładu ciśnienia czynnika roboczego w komorze spalania oraz średnich nacisków pierścieni tłokowych na gładź cylindra wskutek oddziaływania sił gazowych w poszczególnych kątach OWK.
Dla pierścieni uszczelniających o symetrycznych kształtach przebieg ten jest bardziej przewidywalny w ujęciu oddziaływania tych sił, a rozkład filmu olejowego w poszczególnych suwach pracy silnika zależy w większości od siły gazowej i siły sprężystości własnej pierście- nia. Kształt symetryczny pierścieni tłokowych daje mniejsze możliwości planowego przepły- wowego kształtowania ilości zgarnianego oleju w kierunku DMP i GMP, w zależności od su- wów pracy silnika, a więc wartości ciśnienia i temperatury czynnika roboczego w komorze spalania w zależności od kąta OWK. Poprawa warunków rozkładu filmu olejowego w układzie tłokowo-korbowym, mająca na celu zmniejszenie strat tarcia w jego złożeniach współpracują- cych, jest w tym przypadku trudnym zadaniem projektowym i wykonawczym na wszystkich etapach wyrobu technologicznego podzespołów mechanizmu głównego silnika. Wprowadzanie asymetrii kształtów powoduje konieczność uwzględnienia dodatkowych warunków ich współ- pracy z gładzią cylindra. Dotyczy to zwłaszcza wpływu rozkładu temperatury na powierzch- niach bezpośrednio ze sobą współpracujących, rozkładu chropowatości i struktur warstw wierzchnich zastosowanych materiałów wszystkich podzespołów zestawienia T-P-C. Wpływ tych parametrów jest znaczny w ujęciu rozkładu filmu olejowego na gładzi cylindra i przebiegu procesu zużywania powierzchni ślizgowych pierścieni w okresie docierania podzespołów me- chanicznych silnika. Przebieg tych procesów oraz czas ich trwania są istotne w aspekcie teore- tycznego przewidywania rozkładu wartości strat tarcia pierścieni tłokowych w czasie tego okresu i po nim, momentu osiągnięcia stabilizacji wytwarzanych oporów ruchu silnika i wyni- kających z nich oporów tarcia zestawienia T-P-C dla konkretnych warunków pracy silnika oraz uzyskiwanego po okresie docierania kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych. W tym przypadku na przebieg docierania tych elementów istotnie wpływa struktura materiału oraz przestrzenny profil chropowatości powierzchni roboczych pierścieni wyrażony w nanometrach.
Tworzenie dowolnego kształtu asymetrycznego w okresie docierania w dużym stopniu
zależy od przebiegu procesu tarcia mieszanego, realizowanego częściowo podczas ruchu tych
podzespołów w cyklu pracy silnika. Bardzo trudnym zadaniem jest określenie możliwości pla-
nowanego kształtowania tych struktur i chropowatości powierzchni ślizgowych pierścieni
16
uszczelniających. Jeżeli stosuje się odpowiednie materiały i lokuje ich struktury w odpowied- nich płaszczyznach na powierzchniach ślizgowych tych pierścieni, można spodziewać się róż- nych przebiegów postępu zużycia wybranych obszarów tych powierzchni.
W tym przypadku sam przebieg procesów zużywania, powodowany przebiegiem pro- cesu tarcia mieszanego i jego wpływu na uzyskiwane kształty powierzchni ślizgowych pier- ścieni po okresie docierania, jest niewystarczający do zaplanowania najbardziej korzystnego dla danej geometrii zestawienia T-P-C kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych.
Zapewnienie korzystnego rozkładu filmu olejowego między gładzią cylindra a powierzchniami ślizgowymi pierścieni uszczelniających, dającego tarcie płynne po okresie docierania oraz nie- wielkie ilości zgarnianego oleju do komory spalania, wymaga dokładnego poznania przebiegu poszczególnych parametrów filmu olejowego dla różnych kształtów. Wybór danego kształtu wymaga poznania pewnych zależności wyrażających przebieg procesów docierania dla wybra- nych materiałów, przebieg i stosunek pracy adhezji między olejem a tymi powierzchniami i pracy kohezji w oleju smarującym, dla wybranych zmiennych określających właściwości za- stosowanych materiałów bazowych oraz powłok przeciwzużyciowych i ich warstw wierzch- nich oraz środków eksploatacyjnych. Przyjęcie określonych kształtów powierzchni ślizgowych stanowi wstęp do osiągnięcia zadowalających korelacji między zmniejszaniem strat tarcia, ilo- ścią zgarnianego oleju do komory spalania a trwałością podzespołów zestawienia T-P-C.
Dalsze etapy realizacji tego zadania wymuszają poznanie procesów tworzenia tych kształtów dla wybranych materiałów oraz ich zachowania w okresie docierania silnika. Tylko spójność tych założeń umożliwi osiągnięcie założonego celu w mniejszym lub większym stop- niu. Osiągnięcie tego celu wymaga kilku etapów działania: ustalenie możliwie najlepszego kształtu powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających, aby zapewnić zadowalające ko- relacje tych parametrów, technologiczny wyrób pierścieni uszczelniających dla wybranych ma- teriałów, docieranie powierzchni współpracujących pierścieni uszczelniających i gładzi cylin- dra, weryfikacja możliwości osiągnięcia w dwuetapowym procesie kształtowania powierzchni ślizgowych zaplanowanego wstępnie kształtu. W dalszych etapach procesu weryfikacyjnego wymaga się przeprowadzenia badań eksperymentalnych wybranych parametrów powierzchni roboczych pierścieni, parametrów filmu olejowego i oporów ruchu pierścieni w silniku dla wy- branych parametrów jego pracy, wybranych parametrów cieczy eksploatacyjnych oraz koniecz- nych parametrów zewnętrznych.
Wszelkie modyfikacje konstrukcyjne pierścieni uszczelniających wymagają wielu po-
średnich badań eksperymentalnych, ponieważ sam pomiar wartości momentu tarcia generowa-
nego przez zespół pierścieni tłokowych daje wyłącznie informację o zmianach tego parametru,
ale nie daje rzeczywistych informacji o przebiegu kształtowania się filmu olejowego na po-
szczególnych powierzchniach ślizgowych pierścieni tłokowych i gładzi cylindra. Informacje
nawiązujące do przebiegu rozkładu filmu olejowego między współpracującymi powierzch-
niami mogą być poddane analizie na podstawie badań tribologicznych struktur materiałowych
17
warstw wierzchnich materiałów, powłok przeciwzużyciowych oraz profilografów kształtu wszystkich powierzchni współpracujących par kinematycznych zestawienia T-P-C.
W cylindrze silnika zachodzą przemiany termodynamiczne niezbędne do przetworzenia energii chemicznej zawartej w paliwie na energię mechaniczną przekazywaną przez wał kor- bowy silnika. Cylinder podczas tej przemiany okresowo zmienia swoja objętość i w tym celu musi być szczelnie zamknięty ruchomym złożeniem między tłokiem i pakietem pierścieni tło- kowych, aby uniknąć niekorzystnych strat ładunku. Przy wprowadzaniu asymetrii kształtu po- wierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających, zapewnienie szczelności między tłokiem a gładzią cylindra jest bardzo trudnym zadaniem konstrukcyjno-projektowym i technologicznym.
W tłokowych silnikach spalinowych realizacja tego wymaga stosowania różnorodnych kon- strukcyjnie korelacji kształtu geometrii pakietu pierścieni tłokowych, tłoka i gładzi cylindra, w zależności od wielu trudno przewidywalnych parametrów pracy silnika. Dodatkowo utrzymu- jąca się tendencja do zmniejszania emisji substancji szkodliwych do środowiska wymusza spe- cyficzny dobór parametrów mechanizmu głównego silnika w taki sposób, aby ilość zgarnia- nego oleju smarującego w suwie sprężania i wydechu była jak najmniejsza, co z uwagi na ogra- niczenia fizyczne w przepływie oleju w złożeniu labiryntowym jest bardzo trudnym do pogo- dzenia warunkiem funkcjonalnym.
Zasadniczą funkcją pierścieni tłokowych jest zapewnienie dostatecznej szczelności ko- morze spalania dla różnych wartości ciśnień obiegu termodynamicznego i różnych prędkości obrotowych wału korbowego. Przy uwzględnieniu różnorodności tych parametrów i różnych wartości obciążeń zależnych od przeznaczenia i funkcji silnika, każdy zespół tłokowo-korbowy musi być projektowany osobno w aspekcie tych parametrów, aby zapewnić nie tylko odpo- wiednie uszczelnienie komorze spalania, ale także odpowiednią trwałość współpracujących po- wierzchni. Dążenie do zmniejszenia strat tarcia pierścieni tłokowych przy nieznacznym ilościo- wym zużyciu oleju i zapewnieniu odpowiedniej trwałości konstrukcji zespołu tłokowo-korbo- wego z uwagi na ścisłą zależność tych parametrów jest szczególnym wyzwaniem projektowym.
Wymaga to przyjęcia nowych kierunków badań rozwojowych silników, w szczególności doty- czących planowanego sterowania przepływem oleju pomiędzy poszczególnymi pierścieniami tłokowymi a gładzią cylindra. Planowanie przepływów obwodowych i poprzecznych oleju można w dużym stopniu kontrolować, dzięki zastosowaniu odpowiednich asymetrii kształtów powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających, dostosowanych do rozkładu wartości ci- śnienia i temperatury czynnika roboczego w komorze spalania i przestrzeniach przesyłowych mieszaniny gazów w kierunku skrzyni korbowej.
W obecnie produkowanych silnikach zarówno o zapłonie iskrowym, jak i samoczynnym obciążenie mechaniczne pierścieni tłokowych przyjmuje znaczne wartości, które wymuszają stosowanie odpowiednio dopasowanych materiałów bazowych i powłok przeciwzużyciowych.
W silnikach o zapłonie iskrowym maksymalne wartości ciśnień obiegu mogą wynosić ponad 7
MPa. W silnikach o zapłonie samoczynnym obciążenia pochodzące od ciśnienia gazów wypeł-
niających przestrzenie robocze cylindrów są znacznie większe, a maksymalne wartości ciśnień
18
obiegu mogą przekroczyć 12 MPa. Obciążenia mechaniczne zależne od ciśnienia gazów mają charakter obciążeń dynamicznych. Szybkość narastania ciśnienia w przestrzeni roboczej cylin- drów określa dynamikę obciążeń mechanicznych. Szybkość narastania ciśnienia w silnikach o zapłonie iskrowym mieści się w zakresie od 0,2 do 0,5 MPa/°OWK, a w silnikach o zapłonie samoczynnym może wynieść nawet 1,0 MPa/°OWK [1]. Podczas realizacji obiegu termodyna- micznego w przestrzeni robaczej cylindrów szybkie przyrosty ciśnienia determinują znaczny wzrost obciążeń dynamicznych zestawienia tłok-pierścienie tłokowe-cylinder. Podczas pracy silnika takie podzespoły bezpośrednio stykają się z czynnikiem roboczym, którego temperatura zmienia się okresowo w dużym zakresie kąta OWK. Maksymalne wartości temperatury i ci- śnienia obiegu termodynamicznego w silniku zależą od sposobu inicjacji zapłonu, sposobu two- rzenia mieszanki paliwo-powietrznej oraz stosunku tworzonej mieszanki paliwo-powietrznej w komorze spalania.
Dla większości obecnie produkowanych silników i ich systemów zasilania średnie tem- peratury obiegu mogą przekroczyć 630 °C, a w szczególnych przypadkach w silnikach o zapło- nie iskrowym na ograniczonym obszarze cyklu roboczego mogą wynieść 2550 °C, natomiast w silnikach o zapłonie samoczynnym około 2050 °C [15]. Taki rozkład wartości temperatury na powierzchniach współpracujących par kinematycznych w przestrzeni komory spalania stwa- rzają szczególne wymagania konstrukcyjne w odniesieniu do wszystkich podzespołów mecha- nizmu głównego i rozrządu silnika. W tym przypadku trudne jest nie tylko określenie i przyjęcie odpowiednich materiałów bazowych i materiałów pośrednich na powłoki izolacyjne i przeciw- zużyciowe, ale także określenie geometrii wszystkich elementów zespołu tłokowo-korbowego.
Aperiodyczny charakter rozkładu temperatur na powierzchniach elementów wykonawczych, mających bezpośredni kontakt z czynnikiem roboczym, powoduje powstanie dodatkowych na- prężeń termicznych, a niedostateczne odprowadzenie ciepła z tych powierzchni może wpłynąć na przekroczenie maksymalnej temperatury obiegu termodynamicznego i niedopuszczalne lo- kalne zmniejszenie lepkości dynamicznej oleju. Dostosowanie parametrów wytrzymałościo- wych i funkcjonalnych materiałów stosowanych do konstrukcji tłoków, pierścieni tłokowych i gładzi cylindra do współczesnych wymagań trwałości mechanizmu głównego silnika, przy równoczesnym dążeniu do zmniejszania strat tarcia generowanych przez te podzespoły, jest zadaniem bardzo trudnym.
Bardzo duże wartości strat tarcia wytwarzanego przez pierścienie tłokowe wskazują na
zasadność podejmowania nowych kierunków badań dotyczących możliwości ich zmniejszenia
podczas pracy tłokowych silników spalinowych. Stworzenie nowych technologii obróbki po-
wierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających, między innymi mikroobróbki elektroerozyj-
nej, technologii ablacyjnej mikroobróbki laserowej, precyzyjnego szlifowania za pomocą ob-
rabiarek numerycznych wyposażonych w cylindryczne tarcze diamentowe, umożliwia dowolne
kształtowanie tych powierzchni na poziomie mikrometrów. Do tej pory nie było technologicz-
nej możliwości nadania, uzasadnionego na podstawie badań symulacyjnych, kształtu po-
wierzchni ślizgowej pierścieni uszczelniających o wysokości osiowej w zakresie od 1,00 do
19
2,00 mm, który byłby identyczny lub bardzo zbliżony – z odchyłką kształtu nie większą niż 1 mikrometr – na całym obwodzie pierścienia i w jego przekroju poprzecznym.
Obecnie stosowane technologie produkcji pierścieni tłokowych
−od odlewu tulei bazo- wych do obróbki kształtu powłok przeciwzużyciowych
−umożliwiają kształtowanie tych po- wierzchni pierścieni w dużych zakładach produkcyjnych i warunkach laboratoryjnych z do- kładnością do kilku mikrometrów, a w warunkach technologicznych mniejszych zakładów pro- dukcyjnych do kilkudziesięciu mikrometrów. Jak powszechnie przyjmuje się dla większości konstrukcji i parametrów pracy silników spalinowych, średnia grubość filmu olejowego pokry- wającego powierzchnię ślizgową górnego pierścienia uszczelniającego nie przekracza 10 µm, a dla nowszych silników z doładowaniem jest mniejsza niż 5 µm. Przyjmując takie wartości grubości filmu olejowego w ujęciu aproksymacyjnym, należy zwrócić uwagę, że niedoskona- łość wyrobu pierścieni tłokowych przekraczająca wartość kilkunastu mikrometrów nie daje możliwości zaplanowania rozkładu filmu olejowego pomiędzy pierścieniami tłokowymi w celu zmniejszenie strat tarcia.
Niedoskonałość procesu produkcji pierścieni tłokowych wpływa także na niedokład- ność uzyskiwanych wyników pomiarów eksperymentalnych, w szczególności w badaniach uwzględniających zmienny rozkład ciśnienia czynnika roboczego w komorze spalania, powią- zanego z prędkością kątową, a więc zmiennymi siłami docisku pierścienia do gładzi cylindra oraz zmianami ciśnień brzegowych ograniczających film olejowy. Jest to istotne także przy badaniach eksperymentalnych uwzględniających ruchy boczne tłoka i zmianę położenia kąto- wego pierścieni tłokowych w rowkach tłoka. Takie duże rozbieżności uzyskiwanych dotąd kształtów w przekroju poprzecznym i na obwodzie pierścieni uszczelniających nie dawały moż- liwości określenia rzeczywistego wpływu zmiany kształtu na straty tarcia i parametry filmu olejowego pokrywającego gładź cylindra. Podczas pomiarów eksperymentalnych uzyskiwano wyłącznie informację o różnicy w momentach oporów ruchu silnika i wynikających z niego oporów tarcia wytwarzanych przez różne pakiety pierścieni tłokowych. Na etapie badań trud- ność stwarza także określenie wpływu rozkładu nacisku jednostkowego na wynik końcowy po- miaru wyrażającego straty tarcia pierścieni tłokowych.
Pomiar rozkładu nacisków jednostkowych pierścieni tłokowych jest możliwy do prze- prowadzenia wyłącznie w warunkach statycznego osadzenia pierścienia w tulei cylindrowej.
Jeżeli nie ma możliwości przeprowadzenia bezpośredniego pomiaru rozkładu nacisków jed-
nostkowych pierścieni, można go określić na podstawie badań symulacyjnych. Realizacja ta-
kich badań wymaga wprowadzenia danych uzyskanych za pośrednictwem badań eksperymen-
talnych, między innymi: wartości siły stycznej, wysokości osiowej pierścienia, grubości pro-
mieniowej pierścienia, wartości współrzędnych punktów definiujących kształt powierzchni śli-
zgowej danego pierścienia tłokowego, wartości modułu sprężystości dla danego materiału ba-
zowego zastosowanego do wyrobu danego pierścienia, odległości pomiędzy rozsuniętymi koń-
cami pierścienia w stanie swobodnym, średnicy cylindra oraz teoretycznie przyjętej wysokości
20
osiowej pierścienia pokrytej filmem olejowym. Należy wspomnieć, że uzyskanie równomier- nego rozkładu nacisków jednostkowych na obwodzie pierścienia tłokowego jest prawie nie- możliwe. Spełnienie tego warunku uniemożliwia uzyskanie idealnie kołowego kształtu otworu tulei cylindra oraz uzyskanie idealnego kształtu powierzchni ślizgowych na obwodzie pierście- nia tłokowego do nanometrów. Dokładność wyrobu tych powierzchni w tolerancji mniejszej niż 1 mikrometr jest z technologicznego punktu niemożliwa do zrealizowania nawet w najno- wocześniejszych zakładach produkcyjnych pierścieni tłokowych, przy zastosowaniu najbar- dziej precyzyjnych metod obróbki powierzchniowej. Jednak mimo tych wad, zastosowanie no- wych technologii wyrobu tych powierzchni złożeń kinematycznych daje realną szansę uzyska- nia dokładności zbliżonej do 1 mikrometra na obwodzie pierścienia tłokowego i powierzchni gładzi cylindra. Taka duża dokładność uzyskiwanych kształtów powierzchni ślizgowych pier- ścieni uszczelniających umożliwia określenie wpływu kształtu tych powierzchni na rozkład filmu olejowego na gładzi cylindra oraz straty tarcia pierścieni tłokowych. Stosowanie asyme- trycznych kształtów pierścieni uszczelniających przy zachowaniu określnej dokładności wy- robu i parametrów wykonawczych pierścieni tłokowych daje szansę poprawy sprawności me- chanicznej silnika spalinowego, przy zachowaniu niewielkiego zużycia oleju oraz dużej trwa- łości powierzchniowej współpracujących elementów.
Obecnie stosowana przez większość producentów silników metoda zmniejszania strat tarcia pierścieni tłokowych przez zmniejszenie osiowej wysokości pierścieni uszczelniających, mimo zmniejszania ich wzajemnej odległości, przyczynia się do nieznacznego zmniejszenia strat tarcia przy znacznym wzroście zużycia oleju. Jest to spowodowane symetrycznym kształ- tem powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających, które przy równocześnie zmniejszo- nej osiowej wysokości pierścienia wpływają na zwiększone zgarnianie oleju smarującego do komory spalania w suwach sprężania i wydechu. W tym przypadku zwiększone zużycie oleju wynika także z niekorzystnego rozkładu pokrycia powierzchni ślizgowej górnego pierścienia uszczelniającego filmem olejowy. Ponadto zmniejszanie osiowych wysokości pierścieni tłoko- wych wpływa znacznie na zwiększenie ich skłonności do skręcania w rowkach tłoka wskutek oddziaływania sił gazowych i sił bezwładności.
Przyjmuje się, że na poprawność współpracy pierścieni tłokowych oraz gładzi cylindra wpływają [16]:
strumień ciepła tarcia absorbowany przez grupę tłokowo-cylindrową,
strumień gazów przepływających z komory spalania cylindra do skrzyni korbowej,
strumień oleju smarującego infiltrowany do komory spalania i bezpowrotnie tracony wsku- tek odparowywania wraz z gazami spalinowymi,
intensywność przebiegu procesów zużywania powierzchni ślizgowej pierścieni tłokowych, rowków pierścieniowych tłoka i gładzi cylindra.
Każdy z parametrów wynika z proporcji geometrycznych, między innymi: powierzchni
bocznej tłoka, półek pierścienia zgarniającego, dolnego i górnego pierścienia uszczelniającego
21
oraz rozmieszczenia pierścieni tłokowych na tłoku [7, 14]. Natomiast opory tarcia pierścieni uszczelniających zależą przede wszystkim od [16]:
wysokości i kształtu powierzchni ślizgowej pierścieni,
właściwości zastosowanych materiałów,
rozkładu jednostkowych nacisków pierścieni na gładzi cylindra determinowanych spręży- stością własną pierścieni i działaniem sił zewnętrznych,
granicznych błędów makrokształtów otworu cylindrowego (jego okrągłości, prostoliniowo- ści lub współosiowości),
kształtu rowków tłokowych,
odkształceń termicznych tłoka i cylindra,
lepkości dynamicznej oleju,
lokalnej temperatury elementów grupy tłokowo-cylindrowej,
osiowej wysokości powierzchni ślizgowej pierścieni objętej filmem olejowym,
udziału i częstości występowania różnych przechyłów kątowych powierzchni ślizgowych pierścieni względem gładzi cylindra.
Najbardziej znaczącą redukcję strat tarcia w grupie tłokowo-cylindrowej można osią- gnąć przez [16]:
zmniejszenie liczby pierścieni uszczelniających,
redukcję lepkości dynamicznej oleju, przez zwiększenie temperatury pracy silnika,
optymalizację luzu między pierścieniami tłoka a gładzią cylindra, tj. zmianę rozkładu jed- nostkowych nacisków powierzchni ślizgowych pierścieni tłokowych na gładź cylindra,
optymalizację osiowej wysokości pierścieni tłokowych, w szczególności pierścieni uszczel- niających,
zmianę kształtu powierzchni ślizgowej pierścieni tłokowych,
wykorzystanie wariantowania wartości izochorycznego współczynnika przyrostu ciśnienia i prędkości obrotowej silnika z uwzględnieniem trwałości zestawienia T-P-C,
wykorzystanie powłok charakteryzujących się małą chropowatością i dużą odpornością na ścieranie w warunkach tarcia mieszanego.
Współcześnie znanych jest wiele metod zmniejszania strat tarcia w zakresie współpracy powierzchni ślizgowych pierścieni uszczelniających z gładzią cylindra. Niestety, możliwości stosowanych metod zmniejszenia strat tarcia pierścieni uszczelniających są ograniczone i wpły- wają znacznie na zwiększenie zużycia oleju i nietrwałość zespołu tłokowo-korbowego silnika.
Jednakże rozwijające się technologie precyzyjnej obróbki materiałów stosowanych do wyrobu pierścieni tłokowych oraz możliwości dokładnego kształtowania ich powierzchni ślizgowych umożliwiają dużą redukcję strat tarcia przy nieznacznym zachowaniu wymaganego zużycia oleju oraz bez znacznego zmniejszenia trwałości współpracujących powierzchni.
Metodyka redukcji strat tarcia przez wprowadzenie asymetrii kształtów powierzchni śli-
zgowych pierścieni uszczelniających wymaga przeprowadzenia precyzyjnych badań zarówno
22
