Методика диагностирования поршневых колец виброакустическим методом

Болоев П. А., Миронов Г. Д., Нечкин В. Н., Занаева Г. Б. Методика диагностирования поршневых колец виброакустическим методом // Вестник Бурятского государственного университета. Химия. Физика. 2025. Вып. 4. С. 36–40.

На пусковых оборотах дизеля Д-240 возможно диагностирование коршневых колец посредством регистрации перекладки поршня двигателя [1].

Из теории двигателей внутреннего сгорания известно, что в переход перекладки поршня формируются виброимпульсы с учетом основных сил кинематики цилиндро-поршневой группы.

Перекладка поршня при перекручивании двигателя происходит при определенном соотношении боковой (перпендикулярной к оси цилиндра) силы N, зависящей от осевых сил (силы инерции Р и трения колец F_K0 о гильзу, массы поршневого компонента G , давления воздуха P_v в цилиндре), с одной стороны, и поперечных сил трения поршневых колец в канавках F_Kn, трения в верхней и нижней головках шатуна — с другой. По мере изнашивания и скольжения упругости поршневых колец их сила трения о зеркало цилиндра уменьшается и соответственно уменьшается поперечная сила трения в поршневых канавках. Вследствие этого перекладка поршня и удар его о стенку цилиндра будут проходить при меньшем значении боковой силы, то есть при меньшей частоте переключения двигателем, чем при кольцах начального технического состояния.

Осевая сила, приложенная к поршневому кольцу:

Р= Fk0 +Pv + G + Pj.(1)

Если сила направлена к оси коленвала, знак отрицательный, от нее — положительный.

На основе кинематики двигателя [2]:

N = P * п * sirup,(2)

Pj = тпгло2 (cosp + Acos2p),(3)

Fko = nDfPyK(hkiK + fhm + i^,(4)

где п — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

p — угол поворота коленчатого вала;

r — радиус кривошипа;

т_п — масса деталей, участвующих в поперечном движении поршня, и частота шатуна;

D — диаметр цилиндра;

f — динамический коэффициэнт трения колец о зеркало цилиндра;

h_K, h_M — высотка компрессного и маслосъемного колец соответственно;

i k > i_M — число компрессионных и маслосъемных колец;

P y _k - давление компрессионного кольца на стенку цилиндра от сил упругости; f — отклонение давления маслосъемных колец к давлению компрессионных.

Давление в цилиндре при движении поршня вверх и вниз определяем:

P_v = ^(1-P_a\                                  (5)

P_v=^f(P₂-r),                                        (6)

^

где P_v и P_v — средняя величина давления в цилиндре за такты впуска и выпуска.

Все рассмотренные составляющие осевой силы меняют свое направление. По величине изменяется только сила инерции.

Боковая сила перекладки поршня определяется следующей формулой:

N = N_V + N_F+N_G + N_j ,                                (7)

где N_v, N_f, N_G, Nj — составляющие боковой силы оси соответствующих осевых сил.

У дизеля Д-240 на пусковых оборотах n = 200 мин-1 для диагностирования были вывернуты форсунки, характер изменения этих сил в зависимости от угла поворота коленчатого вала, суммарная сила определялась:

N_z = N_g + N_f+N_v> 0.                                 (8)

При этом условии поршень соударяется с цилиндром, а при условии N_z< N j перекладка поршня отсутствует, а при условии

\N j \-IN_zl>F_kn.                                          (9)

Перекладка поршня появляется, если сила меняет направление на противоположное по отношению к суммарной силе.

Минимальное значение частоты вращения коленчатого вала прокручиваемого двигателя, при которой возможны перекладка поршня и сопутствующие ей возрастные энергии вибрации, определяется выражением:

N f +N_v- N g - N j = -F_Kn.                         (10)

Анализ диаграммы изменения боковой силы и ее составляющих показывает, что при диагностических частотах вращения перекладка поршня в соответствии с уравнением (10) при 120 п.к.в от в.м.т. автоматически вызывает перекладку поршня до 220 п.к.в с достаточной для регистрации интенсивностью виброимпульсов. При других положениях коленчатого вала формирования перекладок, несмотря на изменения направления Nj, не происходит, поршень снова будет менять направления, хотя и равной нулю при (р = 360°п.к.в.

Поперечная сила трения колец в канавках препятствует перекладке поршня: F_Kn = F_K0-p,                                       (11)

где р — статический коэффициент трения колец в канавках поршня.

Подставив в выражение (10) значение выходящих в него величины и произведя преобразования, получим значение для минимальной частоты вращения для диагностирования:

^ min

^Р ук^к +^ т У^тф+У) m_rr-nsinv(cosv+ncos2 )

G- ^^^ (1-P_a)

m_nr(cos^+Acos )

Как показали исследования и расчеты по выражению (12), для двигателя Д240 n_m i _n = 90 мин^-1.

Диагностирование поршневых колец виброакустическим методом на пусковых оборотах (около 90 об/мин) позволяет надежно выявлять их износ по наличию и интенсивности виброимпульсов, возникающих при перекладке поршня. Снижение упругости и трения колец приводят к уменьшению пороговой частоты перекладки, что делает метод чувствительным к изменению технического состояния поршневой группы. Таким образом, регистрация виброимпульсов на указанных оборотах является эффективным диагностическим признаком износа поршневых колец.