Диагностика цилиндропоршневой группы двигателя
Диагностика цилиндропоршневой группы двигателя
Для начала надо изучить устройство и научится проводить диагностику кривошипно-шатунного механизма двигателя, способы измерений и регулировок сопряжений цилиндр — поршень, поршневая канавка — поршневое кольцо, поршневые кольца — цилиндр, верхняя головка шатуна — палец, надо иметь представление о величинах изменения структурных параметров цилиндропоршневой группы.
Необходимое оборудование. Двигатели ГАЗ-53 (ЗИЛ-130), бывшие в эксплуатации (требующие ремонта), без навесного оборудования и со снятыми поддоном картера и масляным насосом; стенды поворотные для двигателей; инструмент для разборочно-сборочных работ: ключи гаечные 12, 14, 17 и 24 мм, ключи торцовые 12, 15, 17, 19 и 22 мм, плоскогубцы, молоток; измерительный инструмент: индикаторные нутромеры с интервалами измерения 50—100 и 100—160 мм, щупы пластинчатые, микрометры 50—75 мм; приспособление для снятия поршневых колец; приспособление для сжатия поршневых колец при установке поршня в цилиндр; рукоятка для проворачивания коленчатого вала; плакаты и схемы, иллюстрирующие устройство цилиндро-поршневой группы и приемы измерения размеров цилиндров, поршневых колец, канавок поршня; справочные материалы; обтирочный материал.
Последовательность выполнения задания (диагностика двигателя автомобиля).
1.Установить и закрепить двигатели на поворотных стендах.
2. Отвернуть болты (гайки шпилек) крепления головки блока цилиндров, снять головку и прокладку.
3. Проворачивая коленчатый вал, установить поочередно поршни в н. м. т.
4. Повернуть двигатель на стенде так, чтобы плоскость разъема картера приняла вертикальное положение, расшплинтовать и отвернуть гайки болтов крышки шатуна, снять крышку, вкладыш и вынуть поршень с шатуном из цилиндра; количество вынимаемых поршней для каждой бригады определяет преподаватель.
5. Измерить индикатором-нутромером диаметр цилиндров согласно табл. 3 и дать заключение о техническом состоянии цилиндров. Верхний пояс обмера берется на расстоянии 20 мм от верхней кромки цилиндра, средний — посередине длины цилиндра и нижний — на расстоянии 20 мм от нижней кромки цилиндра. Овальность цилиндра — это разность размеров в данном поясе.
Конусность — разность размеров верхнего и нижнего поясов цилиндра.
6. С помощью приспособлений снять поршневые кольца с поршня.
7. Измерить щупом зазор в стыке поршневых колец, установив поршневое кольцо в верхней неизнашиваемой части цилиндра (около 10мм от верхней кромки цилиндра).
8. Измерить ширину канавок в поршне между кольцом и канавкой, предварительно очистив кольцо и канавку от нагара (рис. 1).
9. Установить с помощью приспособления поршневые кольца на поршни в определенном порядке и последовательности.
10.Установить поршни с кольцами в цилиндры двигателя и закрепить шатуны на шейках коленчатого вала. Операции выполнять в порядке, обратном указанном в пунктах 3 и 4.
11. Поставить на место прокладку и головку блока цилиндров и закрепить ее в определенной последовательности.
12. Определить величину износа поршневых колец и сравнить ее с предельно допустимым износом.
6.Методика проверки состояния цилиндро-поршневой группы двигателя внутреннего сгорания, приборы.
Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) включает, цилиндропоршневую группу (гильзы цилиндров, поршни и поршневые кольца), коленчатый вал с шатунными и коренными подшипниками, шатуны с втулками, поршневые пальцы и маховик. Основным параметром, по которому определяют состояние цилиндропоршневой группы, является угар картерного масла. Для определения угара масла необходимо в течение нескольких контрольных смен точно измерять количество доливаемого масла и топлива. При этом невозможно учесть утечки масла через неплотности сальников коленчатого вала и разъемов картера. Кроме того, угар масла в течение длительного времени работы дизеля изменяется незначительно и лишь при большом износе деталей цилиндропоршневой группы, в частности поршневых колеи, начинает резко возрастать.
Такой характер изменения
угара масла в зависимости от наработки
затрудняет прогнозирование по нему
остаточного ресурса.
Об интенсивности
изнашивания сочленений дизеля можно
судить по концентрации продуктов износа
в картерном масле, определяемой с помощью
спектрстрической установки. В этом
случае для оценки степени изношенности
основных деталей наряду с регулярным
спектральным анализом проб масла,
отбираемых через определенные промежутки
работы дизеля, необходимо знать их
химический состав и соотношение
скоростей изнашивания сочленений. О
целесообразности разборки дизеля для
ремонта или устранения неисправности
судят но резкому возрастанию концентрации
основных элементов в работавшем масле.
Например, значтельное возрастание
концентрации алюминия свидетельствует
о предельном износе поршней и необходимости
их замены.
Наибольшее распространение
для оценки состояния цилиндропоршневой
группы получил способ
определения количества газов,
прорывающихся в картер.
При измерении количества газов ротаметром
из-за высокого сопротивления выходу
газов из картера и наличия в картере
избыточного давления часть газов
уходит в атмосферу через сальники
коленчатого вала и другие неплотности,
минуя прибор.
Сравнительную оценку
технического состояния цилиндров
можно дать по компрессии в них (давлению конца сжатия). Однако
при этом необходимо учитывать неплотности
клапанов газораспределения. Разница в
значениях компрессии у нового и
изношенного дизелей возрастает с
понижением частоты вращения коленчатого
вала, поэтому компрессию следует
определять при пусковой частоте вращения
коленчатого вала. Для правильной
сравнительной оценки состояния
цилиндров по компрессии должно быть
соблюдено равенство и постоянство
частоты вращения коленчатого вала
и температуры стенок цилиндров при
проверке каждого из них в отдельности.
В ГОСНМТИ разработан более
совершенный способ опенки состояния
отдельных цилиндров по величине
разрежения, создаваемого па такте
расширения при прокрутке коленчатого
вала дизеля пусковым устройством. В
отличие от предыдущего, данный способ
обладает меньшей трудоемкостью и более
высокой точностью результатов
диагностирования. При этом вместо
компрессиметра используют вакуум-анализатор,
позволяющий диагностировать отдельные
цилиндры, не закрепляя прибор в головке
цилиндров.
Состояние подшипников
коленчатого вала контролируют по
зазорам в них. Эллипсность и конусность
шеек вала до разборки дизеля на ремонт
можно не проверять, так как эти параметры
являются следствием износа подшипников.
Для оценки технического состояния подшипников коленчатого вала определяют давление масла в главной смазочной магистрали; количество масла, протекающего через подшипники в единицу времени; шумы и стуки от ударов в сопряжениях при работе дизеля, а также от соударных деталей при искусственном перемещении поршня и шатуна на величину зазоров в сопряжениях. Во время работы дизель прослушивают. С увеличением зазоров в подшипниках, превышающих допустимые, появляются характерные стуки, прослушиваемые в определенных зонах с помощью
Стетоскопы
а) трубчатый
б) стержневой
1, 3 — служебные телефоны
2, 4 — стержни
Принципиальная пневматическая Компрессор К-52
схема приборов К-69М и К-272
Измерение расхода картерных
Газов индикатором КИ-13671
1– сигнализатор;4– патрубок;
2 – поршень;5– крышка;
Сигнализатора; 6 – корпус;
3– удлинитель;7– переходник.
Анализатор КИ-5973
1 – вакуумметр;2– ручка управления клапанами;
3– корпус;4– наконечник;5– рукоятка.
Заявка на патент США на ГИДРАВЛИЧЕСКУЮ ПОРШНЕВО-ЦИЛИНДРОВУЮ ГРУППУ Заявка на патент (Заявка № 20150330420 от 19 ноября 2015 г.)
В частности, изобретение относится к гидравлической поршневой группе с глушителем.
ПРЕДПОСЫЛКИ
Пат.
В US-A-3592106 описана гидравлическая цилиндро-поршневая группа. Цилиндр снабжен каналом, в котором расположено поршневое кольцо, расположенное между цилиндропоршневыми уплотнительными элементами и свободным концом поршня. В нижней части канала имеется радиальное отверстие, которое соединяет канал со свободным концом цилиндра. На свободный конец цилиндра действует избыточное давление, которое замедляет движение цилиндра, когда цилиндр находится проксимальнее крайнего положения, а поршневое кольцо выходит за пределы выпускного отверстия жидкости под давлением, которая приводит в действие цилиндр.
На конце цилиндра имеется дополнительное радиальное отверстие, которое соединяет свободный конец цилиндра с кольцевой камерой, образованной между уплотнительными элементами поршень-цилиндр известного типа и поршневым кольцом. Дополнительное отверстие обеспечивает контролируемый отток жидкости, захваченной перед свободным концом поршня, к выходному отверстию.
Прохождение жидкости через дополнительный канал создает шум цилиндропоршневой группы на этапе торможения и вблизи крайнего положения.
РЕЗЮМЕ
Целью настоящего изобретения является создание группы цилиндр-поршень, обеспечивающей пониженный уровень шума, когда поршень находится на стадии замедления, ближайшей к конечному положению.
Эта и другие цели достигаются цилиндропоршневой группой, обладающей техническими характеристиками, описанными в формуле изобретения.
КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙДополнительные характеристики и преимущества изобретения лучше прояснятся из подробного описания предпочтительного, но не исключительного варианта осуществления, представленного в качестве неограничивающего примера на прилагаемых чертежах, на которых:
РИС. 1 представляет собой частичный вид с частичным разрезом группы цилиндр-конец, когда поршень удален от положения конца поршня.
РИС. 2 — частичный вид с частичным разрезом цилиндра, показанного на фиг. 1, когда поршень находится на этапе замедления и проксимальнее конечного положения поршня.
РИС. 3 — частичный вид с частичным разрезом цилиндра, показанного на фиг. 1, когда поршень находится в крайнем положении после завершения хода поршня.
РИС. 3А представляет собой увеличенный фрагмент области, заключенной в круг на фиг. 3.
РИС. 4 — частичный вид с частичным разрезом цилиндра, показанного на фиг. 1, когда поршень находится на этапе обратного вылета.
РИС. 5 — поршень без уплотнительных элементов, вид сбоку.
РИС. 6 представляет собой сечение по линии 6 — 6 на фиг. 6.
РИС. 7 представляет собой увеличенный вид детали, показанной в круге на фиг. 5.
РИС. 8 представляет собой увеличенный вид детали альтернативного варианта осуществления изобретения.
ПОДРОБНОЕ ОПИСАНИЕ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ВАРИАНТОВ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ
Чертежи иллюстрируют группу цилиндр-поршень, которая полностью обозначена ссылочным номером 1 .
Гидроцилиндр-поршневая группа 1 содержит цилиндр 2 , закрытый первой головкой 3 и второй головкой 4 . Первая головка 3 может иметь обычные опорные и ограничивающие средства из группы 1 , такие как, например, сферический шарнир, втулка или конический штифт.
В проиллюстрированном примере вторая головка 4 вместо этого имеет отверстие 5 , в которое шток 8 скользяще вставлен и прикреплен к поршню 7 , размещенному в цилиндре 2 . Отверстие 5 снабжено известными уплотнительными элементами 6 , которые воздействуют на поверхность штока 8 . Вместо этого шток 8 крепится одним концом к поршню 7 с помощью сквозного винта 9 с помощью известных средств., а между штоком и поршнем предусмотрены дополнительные уплотнительные элементы 10 .
Как видно на фиг. 1, поршень 7 образует внутри цилиндра (вместе с головками) первую камеру 13 и вторую камеру 14 соответственно, сообщающиеся с первым отверстием 11 и вторым отверстием 12 для вход/выход жидкости под давлением для приведения в действие поршня внутри цилиндра 2 .
Таким образом, поршень подвижен между первым (фиг. 3 и 4) и вторым конечным положением (не показано). Когда жидкость под давлением (предпочтительно на масляной основе) подается через первое отверстие 11 в первую камеру 13 , поршень 7 (и, следовательно, шток 8 ) перемещается влево на фиг. 1, тогда как при подаче жидкости под давлением через второе отверстие 12 во вторую камеру 14 поршень 7 перемещается вправо на РИС. 1. Очевидно, что при подаче жидкости под давлением через одно из отверстий 11 , 12 необходимо обеспечить выход жидкости через другое отверстие, иначе поршень не сможет двигаться ни в какую сторону.
На внешней поверхности поршня 7 имеются кольцевые корпуса известного типа для направляющего ползуна 130 (опция) и для основного уплотнительного кольца 140 . Кроме того, овраг 16 расположен между основным уплотнительным кольцом 140 и первым свободным концом 15 поршня, обращенным к первой камере 13 , канавка 16 которой четко показана на фиг. 3A (также виден на фиг. 5).
Канавка 16 определяется нижней стенкой 16 А, первой боковой стенкой 16 В проксимальнее первого свободного конца 15 цилиндра и второй боковой стенкой 16 С дистально до первого свободного конца 15 и параллельно первой боковой стенке 16 B.
Поршневое кольцо 18 расположено внутри желоба 16 , поршневое кольцо 18 в поперечном сечении (фиг.
3А) прямоугольной (или квадратной) формы и шириной S, которая меньше ширины А оврага 16 . Таким образом, поршневое кольцо 18 аксиально подвижно внутри первого желоба. Следует отметить, что в настоящем описании термин «поршневое кольцо» используется для определения разъемного упругого кольца (или бандажа), размещенного внутри желоба 9.0003 16 .
Перемещение поршневого кольца ограничено боковыми стенками 16 B и 16 C желоба. Первая боковая стенка 16 B служит первой опорой для поршневого кольца (фиг. 4), а вторая боковая стенка 16 C служит второй опорой для поршневого кольца 18 (фиг. 1, ). 2 , 3 и 3 А). Как ясно показано на фиг. 3А, поршневое кольцо отстоит от дна желоба 9.0003 16 , например, для образования эластичного уплотнения на внутренней стенке цилиндра 2 и для обеспечения прохода жидкости через канал F, который обеспечивает гидродинамическое сообщение желоба 16 с первой камерой 13 (и, таким образом, часть поршня обращена к первой камере 13 ).
Проход F предпочтительно выполнен на дне желоба 16 и в описываемом варианте осуществления изобретения содержит два радиальных отверстия F, выполненных в дне желоба.
Следует отметить, что поступление жидкости в желоб происходит как из радиального отверстия или отверстий F, но преимущественно из канала P, реализованного между внутренней поверхностью цилиндра, так и периферийной передней поверхностью свободного конца поршня . Как кольцевой канал Р, так и канал, образованный отверстием F, обеспечивают непосредственное сообщение первой камеры с желобом, когда поршневое кольцо упирается во вторую стенку.
В одном из аспектов настоящего изобретения вторая боковая стенка 16 C обеспечивает, по меньшей мере, углубление 22 , которое обеспечивает управляемый выпуск жидкости под давлением между поршневым кольцом 18 и второй боковой стенкой 16 C, когда поршневое кольцо упирается во вторую стенку.
Например, углубление 22 может быть выполнено в виде канавки, проходящей радиально по отношению к оси поршня 7 на длину, достаточную для сообщения зазора между внешней поверхностью поршня 7 и внутренней поверхности цилиндра 2 с зазором между поршневым кольцом 18 и нижней стенкой 16 А желоба 16 .
Преимущественно соотношение между полезной глубиной Р и полезной шириной L выемки (приблизительно обозначенной на фиг. 7) составляет менее 1 к 30. Выемку предпочтительно выполняют с помощью круглой фрезы. Таким образом, углубление имеет в поперечном сечении прямую нижнюю стенку 9.0003 22 A соединены с боковой стенкой двумя вогнутыми частями 22 B (очевидно, что также могут быть предусмотрены острые углы или другие конфигурации). Полезная глубина определяется как средняя глубина впадины. Полезная ширина L углубления определяется как ширина средней глубины углубления.
Принцип действия изобретения очевиден для технического специалиста на основании приведенного выше описания и заключается в основном в следующем.
На РИС. 1 камера 14 находится под давлением (и, таким образом, снабжается жидкостью через второе отверстие 12 ). Поршень 7 последовательно перемещается вправо на фиг. 1, в сторону первой головы 3 . Поршневое кольцо 18 скользит по внутренней поверхности цилиндра 2 и таким образом упирается во вторую стенку 16 C желоба 16 . Жидкость внутри камеры 13 свободно течет через первое отверстие 11 .
Когда поршневое кольцо 18 выходит за пределы первого отверстия 11 (РИС. 2), жидкость внутри первой камеры 13 может течь к первому отверстию 11 только через желоб 16 которого она достигает в основном через канал Р, образованный между периферийной поверхностью первого конца поршня и внутренней поверхностью цилиндра, в котором скользит поршень, и, в меньшей степени, через отверстие F.
Таким образом, жидкость просачивается через депрессия 22 , между поршневым кольцом 18 (в упоре во вторую стенку) и второй боковой стенкой 16 С желоба.
Жидкость, выпущенная таким образом из камеры 13 , проходит в кольцевую камеру 25 , образованную внешней поверхностью поршня, внутренней поверхностью цилиндра, основным уплотнительным кольцом 140 и поршневое кольцо 18 . Эта кольцевая камера 25 , как показано на фиг. 2, вступает в прямое сообщение с первым отверстием 11 , как только поршневое кольцо 18 (движущееся вместе с поршнем) выйдет за первое отверстие 11 .
В этих условиях и до тех пор, пока поршень не достигнет конечного положения (РИС. 3), для достижения первого отверстия 11 жидкость, находящаяся в камере 13 , должна пройти через каналы малой крестовины — размеры сечения (по сравнению с отверстием 11 ), приводящие к значительной потере нагрузки и создающие сопротивление продвижению поршня к первой головке 3 .
Таким образом, имеется существенное тормозящее действие на ход поршня при паритете давления во второй камере 14 .
Было замечено, что предварительная установка углубления 22 , как описано выше, значительно снижает уровень шума цилиндропоршневой группы (по сравнению с группами обычного типа), когда поршень находится в стадии торможения и вот-вот достичь первой конечной позиции.
Показательно, что снижение шума наблюдалось примерно на 5 децибел по сравнению с системами подобного типа, что описано в патенте США No. №3,592106.
Было замечено, что площадь проходного сечения, определяемая углублением 22 , определяет тормозную способность поршня (большая площадь прохода приводит к менее решительному тормозному эффекту).
Кроме того, было замечено, что снижение уровня шума связано с соотношением между полезной глубиной P углубления и полезной шириной L углубления. Предпочтительные значения шумоподавления достигаются при соотношениях менее 1 к 30.
Когда первый свободный конец 15 поршня соприкасается с первой головкой 3 , поршень находится в первом крайнем положении.
Если требуется переместить поршень из первого конечного положения и, следовательно, влево на РИС. 1, выход жидкости под давлением обеспечивается из второго отверстия 12 , и жидкость под давлением подается в первое отверстие 11 .
В этих условиях и начиная с состояния, изображенного на РИС. 3А, кольцевая камера 25 находится под давлением, и поршневое кольцо 18 движется непосредственно к первой стенке 16 B желоба 16 . В этот момент жидкость под давлением проходит через каналы F и достигает первой камеры , 13, , и поэтому поршень начинает двигаться вправо на фиг. 1.
Очевидно, что помимо описанного возможны и другие варианты осуществления изобретения.
Можно предусмотреть одно отверстие F подходящей площади, разместив желоб 16 на связи с первой камерой 13 .
Очевидно, что вместо одного углубления 22 можно предусмотреть множество углублений, всегда реализуемых на второй стене 16 C оврага 16 . В этом случае тормозная способность цилиндра определяется суммой проходных сечений (глубина × длина) всех впадин.
В варианте осуществления изобретения, который не показан, на второй боковой стенке могут быть предусмотрены три углубления, расположенные под углом с интервалом 120°.
В еще одном альтернативном варианте осуществления изобретения система, подобная системе, описанной выше, может быть предусмотрена вблизи второго свободного конца 30 поршня. В этом случае образовался бы дополнительный желоб, внутри которого подвижно еще одно поршневое кольцо. Будет обеспечен по меньшей мере дополнительный проход, сообщающий желоб со второй камерой и, очевидно, по меньшей мере еще одно углубление, причем все это спроектировано совершенно аналогично тому, что уже было описано здесь выше.
Как следует из работы изобретения, углубление, предусмотренное на второй боковой стенке желоба, может быть выполнено альтернативно (как на фиг. 8) или дополнительно также на стенке поршневого кольца, выполненной с возможностью упирания у второй боковой стенки. Углубление, реализованное на кольце, предпочтительно имеет такие же характеристики и конформацию, как описано здесь выше. Следует отметить, что на фиг. 8 используются те же цифровые обозначения, что и ранее, для обозначения аналогичных функциональных частей, которые поэтому повторно не описываются.
По существу достаточно, чтобы углубление было реализовано на контактной поверхности между второй боковой стенкой желоба и поршневым кольцом.
Также возможно выполнение кольца, в котором обе стенки, выполненные с возможностью упирания в боковые стенки желоба, имеют углубление.
Выше описано множество вариантов осуществления настоящего изобретения, но другие варианты могут быть задуманы с использованием той же инновационной концепции.
Задиры поршня заднего цилиндра — группа K
Каждый техник, имеющий опыт работы с pwc, сталкивался с этим. Двигатель, задний поршень которого имеет задиры (заедания) по непонятной причине (в то время как другой поршень выглядит идеально). Последующие проверки по разборке исключают утечки воздуха, блокировку топлива и охлаждающей жидкости, масло, зажигание и т. д. Мы в Группе К считаем, что «ничего» не происходит без видимой причины. Однако за последнее десятилетие работы над двигателями pwc мы видели многочисленные заедания задних поршней, которые не могли объяснить. В этом документе делается попытка объяснить огромное количество тех, что мы видели.
НЕКОТОРЫЕ ВАЖНЫЕ ОПЫТЫ — Среди производителей гоночных двигателей Sea Doo более богатая струя в заднем цилиндре (для предотвращения заклинивания поршня) была стандартной платой за проезд со дней 580 cc. Мы помним, как говорили с некоторыми из тех техников о очевидной необходимости «неравномерной струи».
Разработка нашего спального комплекта для 701 Raider прошла относительно гладко. Однако, когда мы установили трубу Коффмана, которая увеличила обороты до 7100 (со штатных 6400), мы начали испытывать ряд задиров на задних поршнях. Мы поняли, что, вероятно, столкнулись с тем же гремлином, с которым наши приятели из Sea Doo жили годами. Мы были связаны и твердо решили, что именно мы будем теми парнями, которые решат проблему. Мы полагали, что покажем, что неравномерная струйная обработка не потребуется. Затем мы поэкспериментировали с более мягким сжатием, запаздывающим синхронизацией, более богатыми впрысками, двойным охлаждением с дополнительным потоком для заднего цилиндра… и многим другим.
Через три недели и дюжину заклинивших задних поршней у нас наконец-то появился прочный рабочий формат, который мог работать в открытом положении почти целую минуту… до того, как он заклинил поршень номер 13. углевод С этой более богатой струей машина по-прежнему сильно разгонялась и быстро достигала пиковых оборотов. Мы проехали на полной скорости более 15 миль… мы не смогли заставить его заклинить (или испортить пробку). На самом деле, к нашему удивлению, более поздние разборки не показали даже малейших визуальных признаков чрезмерного обогащения или загрязнения. Вскоре после этого мы повторили тот же разочаровывающий сценарий с (тогда еще новыми) тройками Yamaha 1100. Только задний цилиндр желал более богатой струи.
Вооружившись этим опытом, мы пересмотрели наши более ранние модели двухкарбюраторных двигателей с двумя карбюраторами. Примечательно, что ни один из них не показал необходимости в неравномерной струйной обработке. Еще более примечательным было то, что идентично модифицированный двигатель 701 Raider, установленный в вертикальном корпусе, не требовал более богатой форсунки заднего цилиндра.
Подставка с двигателем Raider могла работать на полную мощность в течение всего дня при «параллельном» подмыве. Когда тот же мотор с параллельными форсунками был установлен в корпус Raider… сразу же заклинило задний поршень.
По ходу всего этого мы поняли, что создаем гораздо больше вопросов, чем ответов. А пока мы просто принимали наш опыт за чистую монету и использовали параллельные струи, когда могли… неравномерные струи, когда приходилось.
В начале нашей разработки двигателей 782 Laydown Rave мы сразу же начали сталкиваться с задирами на заднем цилиндре (это было предотвращено более богатым жиклером заднего карбюратора). В то же время нам посчастливилось поговорить об этой проблеме с Россом Либерти из Factory Pipe Products. Они находились в процессе разработки своей трубки для Laydown Rave на недавно построенном динамометрическом стенде. Этот динамометрический стенд и его приборы могут сказать «все», что происходит, когда двигатель находится под нагрузкой. Росс упомянул, что они тоже гонялись за гремлином с «более богатым задним цилиндром».
Он сказал, что они исключили все мыслимые переменные, и что бы они ни делали, температура камеры сгорания никогда не была одинаковой при полной нагрузке. Он сказал, что они подозревают что-то связанное с прокручиванием коленчатого вала. Он подозревал, что это скручивание влияет на «одинаковость» опережения зажигания. Мы подозреваем, что он прав.
КРУТЕНИЕ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА «Гремлин» — Это предложение от Factory Pipe мы считаем истинной причиной бесчисленных задиров на поршнях, которые мы видели во время наших собственных испытаний. Чтобы понять это, нужно сначала понять разницу между скручиванием и кручением. Скручивание коленчатого вала относится к кривошипу, который вращается так сильно, что одно из соединений с прессовой посадкой поворачивается вне индекса … и остается в этом положении. Когда коленчатый вал «скручивается», происходит большая и немедленная потеря мощности, которая сопровождается заметной вибрацией. Когда коленчатый вал «закручивается», происходит мгновенное вращательное пружинение… ничего не выходит из положения, нет вибрации, нет заметной потери мощности. Сварной кривошип не может «крутиться», но все же может «крутить». Общая величина происходящего «кручения» зависит от длины и жесткости коленчатого вала. Чем длиннее и менее мускулистым… тем хуже кручение. То, что мы сейчас называем «скручиванием коленчатого вала» (не скручиванием)… работает следующим образом:
Передний цилиндр на всех машинах — это цилиндр, ближайший к ротору зажигания. Величина кручения, которая может иметь место между маховиком зажигания и передней шатунной шейкой, практически отсутствует. Однако конструктивно задняя шатунная шейка находится намного «дальше» от маховика зажигания. Когда насос (на скорости) внезапно цепляется за гладкую воду, передний цилиндр и маховик зажигания имеют достаточный вращательный момент, чтобы скрутить коленчатый вал по всей его длине. Когда это происходит, маховик и передний цилиндр могут вращаться на 2-3 градуса раньше, чем задний цилиндр. Когда происходит это вращение на 2-3 градуса, передний цилиндр по-прежнему получает идеально синхронизированные искры зажигания.
Однако задний цилиндр немного отстает, когда на него подается искра зажигания. Это означает, что задний цилиндр работает на 2-3 градуса раньше, чем передний цилиндр. Кроме того, это опережающее время происходит в самый неподходящий момент… при высоких нагрузках и высоких оборотах. Как скажет вам любой производитель двигателей, повышение оборотов на 3 градуса выше нормы на гоночном двигателе — это гарантированный способ заклинивания (или пробоины) поршня.
Хотя у нас нет железных доказательств того, что эти предполагаемые эффекты кручения коленчатого вала являются абсолютным фактом, мы чувствуем, что у нас достаточно практического опыта и подтверждающей информации, чтобы считать это «очень вероятной истиной». До тех пор, пока кто-нибудь с большим пониманием и опытом не выдвинет более правдоподобную истину… мы будем считать кручение коленчатого вала реальностью.
ПОЧЕМУ ЭТО ТАКАЯ ПРОБЛЕМА «ВНЕЗАПНО»? — Потому что последние модели pwc имеют большую мощность, больший вес корпуса и лучшие поворотные способности, чем когда-либо прежде.
Все эти особенности сильнее нагружают трансмиссию и повышают вероятность скручивания коленчатого вала. Помните, что первыми машинами, которые постоянно испытывали это, были 580 Sea Doo. Хотя те старые 580-е нельзя считать мускулистыми лодками, их двигатели выдавали много мощности на кубический сантиметр, насосы отлично подсоединялись, а корпус мог выдерживать повороты на полной скорости. Ранние малолитражки других производителей не могли делать ничего из этого… поэтому они никогда не нагружали кривошип достаточно сильно, чтобы вызвать кручение. В этой же лопасти высокопроизводительные стоячие лодки настолько легкие и их так трудно удерживать на сцепке, что кручение кривошипа практически невозможно. Вот почему наш старый «параллельно-струйный» двигатель 701 Raider жил в стоячем корпусе, но заклинивал задний поршень в малолитражном корпусе. Вес и постоянное сцепление большого корпуса Raider нагружали рукоятку больше, чем когда-либо мог любой стоячий корпус.
Очевидные эффекты кручения коленчатого вала, вероятно, являются одной из причин того, что Rotax совершила такой качественный скачок в «мощности» коленчатого вала для своих двигателей Laydown Rave объемом 782 куб.
см.
ДРУГАЯ ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ИНФОРМАЦИЯ – Возможно, главным в этой области являются текущие тенденции среди самих производителей лодок. Зажигание ZXi 1100 1996 года автоматически задерживает синхронизацию заднего цилиндра после того, как температура двигателя превысит заданный уровень. Зажигание Yamaha Blaster II 1996 года всегда запаздывает на 2 градуса, а задняя камера сгорания имеет значительно меньшее сжатие, чем передняя. Все 19Модели 97 701 от Yamaha также имеют эту «ступенчатую» компоновку сжатия.
Мы также подозреваем, что кручение коленчатого вала было соображением для нового двигателя Rotax 950 с лепестковым клапаном. Коленчатые валы Rotax с поворотным клапаном на сегодняшний день являются самыми длинными из двухцилиндровых кривошипов PWC. Эта длина необходима для размещения диаметра поворотного клапана и соответствующего оборудования. Двойной поворотный клапан 950 потребовал бы еще большей длины, если бы использовался необходимый диск поворотного клапана большего размера.
Двигатель 950 с поворотным клапаном мощностью 135 л.с. и большой корпус GSX наверняка испытали бы беспрецедентное кручение кривошипа. Конструкция лепесткового клапана привела бы к гораздо более короткому и жесткому кривошипу, не говоря уже о уменьшении общей длины и веса нижней части.
ЧТО МОЖНО СДЕЛАТЬ С КРУТИЛЕНИЕМ – Короче говоря, все, что снижает температуру камеры сгорания заднего цилиндра. Для многих двигателей достаточно более богатой струи заднего цилиндра. Другим, с более серьезной температурной проблемой, нужны более богатые форсунки и более низкая компрессия в заднем цилиндре. Наши испытания, проведенные ранее в этом году, показали, что более низкая компрессия в заднем цилиндре не приводит к заметной потере общей мощности, а также значительно снижается температура камеры сгорания в заднем цилиндре. В результате многие 1996 комплектов двигателей группы K были подготовлены с немного разнесенными степенями сжатия. (Следует отметить, что кручение коленчатого вала является гораздо более серьезной проблемой для двигателей с модифицированным насосом, чем для двигателей, работающих на гоночном газе.
Наши испытания показали, что многие комплекты двигателей перегревали задний цилиндр на насосном газе, но при этом имели гораздо более равномерную температуру на гоночном бензине с октановым числом 110. Однако 4-5 долларов за галлон бензина — очень дорогое решение.)
Конечно, небольшое замедление опережения зажигания заднего цилиндра кажется самым разумным решением. Однако электроника такого устройства несколько дорога и сложна для вторичного рынка. Нам дали понять, что MSD (техасские производители зажигания) изготовила несколько гоночных зажиганий Yamaha с полными потерями для одной из более крупных команд, у которых была дополнительная регулировочная пластина «плюс-минус 6 градусов» для звукоснимателя заднего цилиндра. Мы подозреваем, что эти пластины использовались для небольшого замедления запуска заднего цилиндра некоторых «туристических» двигателей, которые пляшут на краю конверта надежности.
В моделях четвертого года выпуска некоторые производители лодок могут выбрать привод зажигания от задней части коленчатого вала.