Снижение потерь на трение быстроходного дизеля улучшением маслоснабжения деталей цилиндропоршневой группы тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Стрельникова Софья Сергеевна

• Стрельникова Софья Сергеевна
• кандидат наук
• 2024

Оглавление диссертации кандидат наук Стрельникова Софья Сергеевна

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1 СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ БЫСТРОХОДНЫХ ПОРШНЕВЫХ ДВС

ПУТЕМ СНИЖЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ

1. 1 Определение понятия «энергоэффективность» и роль снижения потерь на трение в повышении энергоэффективности поршневых двигателей

1.2 Физическая природа возникновения механических потерь

и их влияние на энергоэффективность ДВС

1.3 Распределение механических потерь в быстроходных четырехтактных ДВС

1.4 Особенности распределения нормальной нагрузки

и смазочного материала в ЦПГ

1.5 Расчетное моделирование процессов маслоснабжения

и трения в ЦПГ

1.6 Экспериментальное моделирование процессов трения

и маслоснабжения в ЦПГ

1.7 Существующие условия маслоснабжения деталей ЦПГ объекта исследования

1.8 Выводы по первой главе, постановка цели и задач исследования... 43 ГЛАВА 2 РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ О НАХОЖДЕНИИ УГЛОВОЙ КООРДИНАТЫ ТОЧКИ МАКСИМАЛЬНОГО ЗАЗОРА В СОПРЯЖЕНИИ «ШАТУННАЯ ШЕЙКА-КРИВОШИПНАЯ ГОЛОВКА ШАТУНА»

2.1 Постановка задачи и принятые допущения

2.2 Выбор метода решения применяемых уравнений

2.3 Расчетная схема и обозначения

2.4 Составление объединенной системы уравнений и ее решение

2.5 Получение и идентификация угловой координаты максимального зазора в шатунном подшипнике

2.6 Анализ и оценка влияния гидродинамических сил на угловую координату точки выброса струи масла из зазора вращающегося шатунного подшипника

2.7 Выводы по второй главе

ГЛАВА 3 РАСЧЕТНОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ, АНАЛИЗ

И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ПРОТЕКАНИЯ ПРОЦЕССА СТРУЙНОГО МАСЛОСНАБЖЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ ЦПГ ДИЗЕЛЯ-ОБЪЕКТА ИССЛЕДОВАНИЯ

3.1 Разработка расчетной программы визуализации траектории истечения струи масла из зазора вращающегося шатунного подшипника

3.2 Расчетное моделирование струйного маслоснабжения пары

трения «цилиндр-юбка поршня» дизеля-прототипа

3.3 Прочностной анализ серийного и опытного шатунов

3.4 Выводы по третьей главе

ГЛАВА 4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ ПРЕДЛОЖЕННЫХ

ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ

4.1 Цель, задачи и объекты испытаний

4.2 Макетная установка для исследования процессов маслоснабжения

и трения в ЦПГ на базе дизеля 1Ч 8,5/8,0

4.3 Описание моторного стенда на базе дизеля 1Ч 8,5/8,0

4.4 Оценка погрешностей измерений контрольных величин

4.5 Результаты экспериментальных исследований

4.6 Выводы по четвертой главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ Акты о внедрении результатов работы

СПИСОК ОБОЗНАЧЕНИЙ И СОКРАЩЕНИЙ

Обозначения

А - площадь;

а - ускорение;

с - радиальный зазор подшипника;

сп - средняя скорость поршня;

Б, ( - диаметры;

/ - коэффициент трения;

От - часовой расход топлива;

О - сила тяжести;

£е - удельный эффективный расход топлива;

к - толщина слоя масла в зазоре;

кс - критическое значение толщины слоя масла;

кт - минимальная толщина слоя масла в зазоре смазываемых тел;

] - момент инерции тела относительно центра масс;

Ь, I - длина (характерная длина);

М - момент (крутящий, трения);

М - относительное количество масла;

т - масса тела;

N - нормальная нагрузка на тело и/или боковая сила поршня;

N - среднее значение боковой силы;

Ne - эффективная мощность;

N - индикаторная мощность;

^ - мощность механических потерь;

п - частота вращения коленчатого вала;

Не - коэффициент запаса прочности;

Рг - силы давления газов в цилиндре;

Рш - сила, действующая вдоль оси шатуна;

Р] - сила инерции поступательно движущихся масс;

т

* ТТ 7 **

Р

Тс Тм

г в

Я, г

я,

Яг

Уъ

V W *, W

оъ

Яе We а

ь

г

А,

£

Пм

т

V

X

р

- давление масла и/или газа;

- температура стенок цилиндра;

- температура моторного масла в главной масляной магистрали;

- время;

- сила, действующая на шатунную шейку кривошипа коленчатого вала со стороны шатуна;

- радиус тела;

- среднеарифметическое отклонение профиля;

- наибольшая высота профиля;

- рабочий объем цилиндра;

- объем масла, поданного на трущиеся детали ЦПГ;

- относительная гидродинамическая нагрузка;

- число Онезорге;

- число Рейнольдса;

- число Вебера;

- угол поворота коленчатого вала;

- угол качания шатуна;

- угловая координата максимального зазора в сопряжении шатунного подшипника;

- зазор или изменение значения;

- относительный эксцентриситет;

- механический КПД;

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

- динамическая вязкость моторного масла;

- кинематическая вязкость моторного масла;

- угловая координата точки касания наружной поверхности шатунной шейки и внутренней поверхности отверстия кривошипной головки шатуна;

- плотность;

о - поверхностное натяжение жидкости, нормальное напряжение;

ов - предел прочности;

он - степень неравномерности;

от - предел текучести;

о_1 - предел выносливости при изгибе;

т - касательное напряжение;

т-1 - предел выносливости при кручении;

р - угловая координата максимального зазора в сопряжении

шатунного подшипника с учетом угла смещения;

С - сумма углов а и Д

у - угол смещения;

со - угловая скорость;

® - скорость изменения угла %;

Сокращения

ВМТ - верхняя мертвая точка;

ГММ - главная масляная магистраль;

ГНС - гидродинамическая несущая способность;

ДВС - двигатель внутреннего сгорания;

КВ - коленчатый вал;

КПД - коэффициент полезного действия;

КШМ - кривошипно-шатунный механизм;

МН - масляный насос;

МТ - математические точки;

Н - нагруженная сторона цилиндра или поршня;

НН - ненагруженная сторона цилиндра или поршня;

НМТ - нижняя мертвая точка;

ПКВ - поворот коленчатого вала;

ЦПГ - цилиндропоршневая группа;

ШПГ - шатунно-поршневая группа.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Снижение потерь на трение быстроходного дизеля улучшением маслоснабжения деталей цилиндропоршневой группы»

ВВЕДЕНИЕ

Известно, что потери на трение в цилиндропоршневой группе (ЦПГ) вносят наибольший вклад в общие механические потери быстроходных поршневых двигателей. Как показывает анализ современных экспериментальных работ, причина количественного превалирования механических потерь в этом узле над другими механизмами и подвижными сопряжения двигателей внутреннего сгорания (ДВС) заключается не только в высоком уровне динамических и тепловых нагрузок на детали ЦПГ, но и в присущем механизмам с реверсивно движущимися деталями несовершенстве их маслоснабжения. С учетом известного факта осевого вращения поршневых колец и проворачивания «плаваюших» поршневых пальцев, среди деталей ЦПГ в чистом виде реверсивное движение совершает только поршень в цилиндре. Регистрируемые в эксплуатации быстроходных четырехтактных ДВС следы натира и задира юбок поршней и цилиндров, а также появления сухих поверхностей трения цилиндров являются следствием не только перегрева этих деталей, но и дефицита (в ряде случаев, даже отсутствия) смазочного материала на их трущихся поверхностях. В последнее время участились случаи системного задира поршней форсированных автомобильных двигателей ряда известных производителей по причине конструкционных нарушений в системе смазки. Указанные факты свидетельствуют о необходимости более глубокого изучения (и улучшения на этой основе) процесса маслоснабжения деталей ЦПГ.

Все вышеприведенное в полной мере относится к объекту исследования -универсальному быстроходному четырехтактному дизелю с воздушным охлаждением размерности 1Ч 8,5/8,0, принятому в данном исследования в качестве прототипа. Этот дизель, серийно выпускаемый ПО «АК Туламашзавод», выгодно выделяясь среди аналогов по целому ряду технических характеристик, имеет, тем не менее, не в полной мере использованные резервы повышения энергоэффективности и надежности, в том числе, за счет улучшения маслоснабжения деталей ЦПГ,

если включать в это понятие рациональную в количественном и качественном отношениях подачу моторного масла к трущимся деталям этой группы.

Цель исследования состоит в научном обосновании и разработке улучшенной схемы маслоснабжения деталей ЦПГ, обеспечивающей значимое снижение потерь на трение быстроходного дизеля.

Для достижения поставленной цели в работе ставились и решались следующие задачи:

1) Обзор состояния проблемы маслоснабжения деталей ЦПГ;

2) Разработка модели процесса маслоснабжения ЦПГ и аналитическое нахождение угловой координаты точки выброса струи масла из зазора вращающегося шатунного подшипника;

3) Создание программы расчета для моделирования процесса маслоснабже-ния ЦПГ за счет выброса масла из зазоров вращающегося шатунного подшипника;

4) Расчетное моделирование процесса струйного маслоснабжения ЦПГ, осуществляемого разбрызгиванием масла из зазоров и отверстий шатуна, для оценки целесообразности и направления модернизации этой детали с целью улучшения условий смазывания ЦПГ;

5) Количественное определение относительного вклада отдельных источников в общее маслоснабжение ЦПГ и комплексная (на макетной установке и полноразмерном дизеле) проверка эффективности предложенной модернизации серийного шатуна по признаку снижения потерь на трение в дизеле-прототипе.

Положения научной новизны:

1) Математическая модель процесса маслоснабжения ЦПГ и уточненный метод аналитического определения координаты точки выброса струи масла из зазора вращающегося шатунного подшипника, основанный на последовательном применении динамического и гидродинамического этапов расчета;

2) Метод и результаты экспериментальной оценки вклада основных составляющих общего маслоснабжения ЦПГ дизеля-прототипа, а также степени неравномерности распределения масла по окружности и высоте внутренней поверхности цилиндра.

Положения, выносимые на защиту:

1) Расчетные модели формирования и движения струи масла от точки выброса до поверхности омывания;

2) Результаты расчетного и экспериментального исследований струйного разбрызгивания масла из зазора вращающегося шатунного подшипника и специального отверстия в шатуне, давшие ряд новых сведений о характере распределения масла по основным зонам смазывания деталей ЦПГ и указавшие направление улучшающей модернизации серийного шатуна;

3) Предложенная модернизация серийного шатуна, обеспечившая по результатам комплексной проверки снижение на 14% и 12% соответственно неравномерности распределения масла по окружности цилиндра и снижение потерь на трение дизеля-прототипа.

Практическая ценность результатов исследования состоит в:

1) Программе расчета (рабочее название СБМ), позволяющей выполнять моделирование процесса маслоснабжения ЦПГ, осуществляемого за счет выброса масла из зазоров вращающегося шатунного подшипника, и оценивать влияние на этот процесс основных параметров режима работы, конструкции кривошипно-ша-тунного механизма (КШМ) и реологических свойств моторного масла;

2) Рабочих чертежах и выполненном в металле модернизированном шатуне, применение которого сопровождалось значимым снижением механических потерь на трение по сравнению с серийным вариантом этой детали.

Разработанные в результате данного исследования расчетное средство и технические рекомендации по рациональной организации процесса маслоснабжения ЦПГ используются соответственно в МГТУ им. Н.Э. Баумана и ООО «ППП Ди-зельавтоматика».

Методы исследования:

1) Составление и аналитическое решение уравнений механики твердого тела.

2) Расчетное и натурное моделирование процессов маслоснабжения.

3) Твердотельное моделирование напряженно-деформированного состояния (НДС) деталей.

4) Сравнительные макетные и стендовые моторные испытания серийного и модернизированного объектов.

Достоверность и обоснованность научных положений и результатов работы обусловлены применением

- аналитического решения уравнений механики твердого тела;

- положений классической теории гидродинамической смазки;

- расчетных средств, основанных на моделях, прошедших верификацию и ва-лидацию по результатам экспериментов на макетной установке;

- типового, метрологически аттестованного оборудования с учетом погрешностей измерений контрольных показателей при обработке результатов.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на: СНК «Студенческая научная весна» (Москва, 2018-2022), МНК «Фундаментальные исследования и инновационные технологии в машиностроении» (Москва, 2019); МНПК «Наука - Технология - Ресурсосбережение» (Киров, 2019, 2021); МНТК «Пром-Инжиниринг» (Москва, 2020, 2022), заседании кафедры «Комбинированные двигатели и альтернативные энергоустановки» МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2023).

Публикации. Всего по теме диссертации опубликовано 17 печатных работ, включая 6 в изданиях по списку ВАК РФ (по шифру специальности 2.4.7) и 3 в базе Scopus. Общий объем опубликованных работ - 3,3 п.л.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из оглавления, введения, четырех глав, списка литературы и приложения.

Диссертация состоит из оглавления, введения, четырех глав, списка литературы и приложения. Общий объем работы 169 страниц, включая 153 страницы основного текста, содержащего 21 таблицу и 64 рисунка. Список литературы включает 144 наименования на 14 страницах. Приложение на 2 страницах содержит акты о внедрении результатов работы в учебный процесс и производство.

Работа выполнена на кафедре «Комбинированные двигатели и альтернативные энергоустановки» (Э-2) МГТУ им. Н.Э. Баумана.

ГЛАВА 1 СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ БЫСТРОХОДНЫХ ПОРШНЕВЫХ ДВС ПУТЕМ СНИЖЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ

1.1 Определение понятия «энергоэффективность» и роль снижения потерь на трение в повышении энергоэффективности поршневых двигателей

Согласно общепринятому определению под энергоэффективностью понимают рациональное использование энергетических ресурсов, т.е. свойство той или иной технической системы затрачивать меньшее количество энергии для обеспечения необходимого уровня функционирования.

Применительно к технической системе «тепловой двигатель» или «двигатель внутреннего сгорания» энергоэффективность - это свойство минимизации расхода топлива и смазочного материала при условии сохранения (либо даже увеличения) эффективной мощности.

В своей работе Г. Рикардо [1] наглядно доказал, что за время эволюционного развития конструкций быстроходных поршневых двигателей рост индикаторного КПД практически остановился, подойдя к некоему пределу, перешагнуть который можно только после технических революций в новых материалах или новых рабочих процессах, способных дать скачок прироста энергоэффективности за счет снижения тепловых потерь. Вместе с тем, в этой же работе было обращено внимание на существенные, остающиеся практически невостребованными и нереализованными (точнее сказать - недостаточно реализуемыми) резервы повышения экономичности быстроходных ДВС за счет снижения механических потерь вообще и потерь не трение в особенности.

Обзор работ, посвященных энерго- и ресурсосбережению в поршневых двигателях внутреннего сгорания [2-17], позволяет отметить, что вопросам снижения потерь на трение ранее уделялось недостаточно внимания. Однако, в настоящее

время наблюдается тенденция к росту интереса к данной проблеме (Рисунок 1.1). В этих и многих других работах было убедительно показано, что дальнейшее повышение энергоэффективности быстроходных ДВС нельзя строить только или преимущественно на интенсификации рабочего процесса, оставляя в стороне разработку технических решений по снижению потерь на преодоление всех видов сопротивления движению и, главным образом, движению деталей и смазочного материала, т.е. сопротивлений, которые формируют потери на трение в ДВС.

Год Год

Рисунок 1.1. Суммарное количество русско- и англоязычных публикаций,

касающихся вопросов механических потерь в поршневых двигателях внутреннего

сгорания (на основе анализа базы Google Scholar)

Актуальность рассматриваемого вопроса признана также на государственном уровне [18]. Примером тому может служить Европейская программа создания энергоэффективного коммерческого дизеля, рассчитанная на период с 2020 по 2023 гг., в которой вопросам минимизации всех видов механических потерь в дизеле и его системах отведена важная роль (Рисунок 1.2).

Рисунок 1.2. Фрагмент презентации Программы разработки энергоэффективного коммерческого дизеля1

1.2 Физическая природа возникновения механических потерь и их влияние

на энергоэффективность ДВС

В теории поршневых ДВС механические потери - это затраченная на преодоление всех видов сопротивления движению (деталей, жидкостей, воздуха) часть индикаторной мощности. Расходование располагаемой энергии ведет к снижению эффективной мощности и топливной экономичности двигателя.

Механические потери в поршневом двигателе, как результат действия трения, многогранны: при относительном движении взаимно контактирующих деталей проявляются силы адгезионных связей и сопротивления деформациям, описываемые молекулярно-механической теорией граничного трения, а при трении поверхностей, разделенных слоем жидкостей и/или газов, и при их взаимодействии

1С разрешения автора Презентации - Директора по продажам Инжиниринг силовых установок ООО «АВЛ». г. Москва Гришина Ю.А.

вступают в силу законы гидродинамики и механики жидкостей и газов. Необходимость разграничения происходящих процессов обусловливает необходимость классификации трения.

По локализации зоны сдвига трение может быть внешним и внутренним. Внешнее трение согласно - явление сопротивления относительному перемещению, возникающее между двумя телами в зонах соприкосновения их поверхностей по касательным к ним (ГОСТ 27674-88). Внутреннее трение -сопротивление относительному перемещению частиц одного и того же тела.

По наличию относительного движения выделяют трение покоя и трение движения. По характеру относительного перемещения: трение скольжения, качения и верчения. По наличию смазочного материла: со смазочным материалом и без смазочного материала (сухое трение).

Трение со смазочным материалом разделяют на разные режимы смазки: граничное, смешанное и гидродинамическое. Трение при граничной смазке характеризуется наличием на поверхностях контактирующих тел тонких, особым образом ориентированных пленок, состоящих из молекул смазочного вещества. Процессы трения и изнашивания при граничном режиме смазки локализуются в объеме указанных пленок и поэтому протекают значительно менее интенсивно, чем при режиме сухого трения [19, 20]. При гидродинамическом режиме смазки тела разделены слоем жидкости, минимальная толщина которой превышает максимальную суммарную высоту шероховатости поверхностей. В этом случае поверхности тел не контактируют между собой, а внешнее трение материалов тел заменено на внутреннее трение слоев жидкости, поэтому для этого режима характерны минимальные потери на трение и отсутствует изнашивания тел. Переходный между граничным и гидродинамическим режимами называют смешанным. В этом неустойчивом состоянии имеет место как непосредственное контактирование поверхностей, так и наличие между ними слоя смазки.

Одни и те же детали ДВС могут работать на разных режимах трения. Например, поршень и поршневые кольца - работают в условиях постоянного чередования гидродинамического, смешанного и граничного режимов смазки (Таблица 1). Из

Рисунка 1.3 можно отметить, что коэффициент трения и соответствующая ему сила трения напрямую зависят от режима трения, в котором работают детали, т.е. для минимизации механических потерь, связанных с взаимных трением деталей предпочтительней обеспечить их работу в гидродинамическом режиме смазки. Работа в последнем из указанных режимов ведет к уменьшению износа трущихся деталей и, соответственно, к повышению надежности всей установки в целом.

Таблица 1

Численные массивы взаимосвязанных параметров [19]

Элемент ЦПГ Доля режима смазки по отношению к времени рабочего цикла, %

Гидродинамический Смешанный Граничный

Поршень 52 39 9

Кольца 29 9 62

Относительная доля мощности механических потерь зависит от уровня динамического нагружения сопряжений, мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя. Например, при небольших скоростях вращения и полной нагрузке ДВС механические потери составляют 10% от индикаторной работы, при небольшой нагрузке 50%, а во время холостого хода достигают 100%. По данным, полученным для широкого диапазона типов и комплектаций поршневых двигателей, доля механических потерь, отнесенная к индикаторной мощности при номинальном режиме работы бензиновых автомобильных двигателей и автотракторных дизелей, составляет от 15 % до 33 % [19]. Таким энергетическим потерям соответствует значимый рост расхода топлива. На основе применения положений теории ДВС можно получить взаимосвязь между относительным изменением мощности механических потерь (^т) и удельным эффективном расходом топлива (^ [21]. Для этого необходимо принять допущение, что часовой расход топлива (Сг) и индикаторная мощность (N0 не изменяются при изменении механических потерь.

Из теории ДВС удельный эффективный расход топлива равен:

_ N = ^-Щп ■ С1-1)

При изменении механических потерь с до N*m значение удельного эффективного расхода топлива составит:

* Ср

&е _ к _ N * • (1.2)

Ч т

Здесь

N* =N _8 ■ N

к т 1 т иКт 1 т,

N _ N

8 _ т т

где Nт А7 - относительное изменение мощности механических по-

терь.

Nm

Соответствующее изменение удельного эффективного расхода топлива определяется как

* * 8 _ & е & е _1 & е

е

8е~~~2 " Т ' (0)

ее

После преобразований получаем:

е 8N

8 — Дm

ъ е

* е

^ +8 ' (1Л)

N ^

т

Переходя в (1.4) от долевого к процентному выражению относительных величин, имеем

8%

% ~ N

8% —

т

" —- + 0,018% д, (1'5)

IV -л-

N

т

Поскольку произведение 0,018%N на порядок меньше отношения , пер-

Nm

вым можно пренебречь и свести выражение (1.5) к виду:

с-%

0 = ° N

бе ^'т

N

т

N

(1.6)

Анализ [21] показал, что погрешность расчета по приближенной формуле (1.6) составляет не более 9%.

Использование результатов обширной выборки экспериментальных данных по измерению механических потерь [19] позволяет получить следующую взаимосвязь:

^ Л ис Я%>

0%б »0,450

(1.7)

Следовательно, при уменьшении механических потерь, например на 10%, как следует из выражения (1.7), можно прогнозировать снижение удельного эффективного расхода топлива на 4,5%.

30%

сЗ РП

я

§ 20% СЗ

о

X! О са Л

| 10%

о £ К X

и

0%

Дизель

Бензиновь ч двигател! 1Й

0% 20% 40% 60% Уменьшение трения

80%

Рисунок 1.3. Графическая иллюстрация взаимосвязи между относительными величинами изменения расхода топлива и потерями на трение [9]

Вышеприведенные выкладки и их результат (1.7) согласуются с данными других исследований в области механических потерь, в которых рассматриваемая взаимосвязь между расходом топлива и потерями на трение представлена графически для конкретных марок дизельного и бензинового ДВС [9].

1.3 Распределение механических потерь в быстроходных

четырехтактных ДВС

Механические потери складываются из многих составляющих: работы сил трения, работы насосных ходов и работы, затрачиваемой на привод оборудования, обеспечивающего работу двигателя (жидкостный, масляный и топливный насосы, генератор, вентилятор системы охлаждения, механизм газораспределения и т.д.). Относительное распределение слагаемых в общих механических потерях может изменяться, так как на него действуют многие факторы: тип двигателя, его конструкционные особенности, режим работы, методика испытаний при оценке механических потерь и т.д. (Рисунок 1.4).

Рисунок 1.4. Факторы, формирующие механические потери в бензиновых (Б) и дизельных (Д) двигателях: а - насосные потери; б - потери в ЦПГ; в - привод вспомогательного оборудования; г - привод топливного насоса;

д - потери в КШМ [24, 25]

Аналогичные зависимости представлены во многих работах [19, 21-23], и независимо от типа двигателя и уровня его форсированности неизменным остается факт превалирования механических потерь в ЦПГ (до 50%) над остальными видами

потерь. Давление в цилиндре дизельного двигателя гораздо выше, чем у бензинового, что ведет к увеличению силы, прижимающей поршневые кольца к стенке цилиндра, поэтому и потери на трение в цилиндропоршневой группе у дизеля больше [21].

Специфика поршневого ДВС проявляется в том, что детали ЦПГ подвержены действию высоких знакопеременных нагрузок. Кроме того, они работают в условиях реверсирования движения, перегрева и дефицита смазочного материала в зоне трения. Именно это обусловливает высокий уровень механических потерь в ЦПГ. Также за счет этого поршень и поршневые кольца, являющиеся основными деталями ЦПГ, работают в условиях постоянного чередования режимов смазки (гидродинамического, смешанного и граничного) в течение всего рабочего цикла четырехтактного ДВС. Доминирующим режимом смазки для поршневых колец (Таблица 1) является граничный, занимающий около 62% времени рабочего цикла, в то время как для поршня более типичны проявления гидродинамического и смешанного, составляющие в сумме подавляющую долю 91% [19].

Данное распределение режимов трения приводит к тому, что основной вклад (~ 60 %) в механические потери ЦПГ вносят поршневые кольца. Рассмотрев трение стандартного набора (два компрессионных и одно маслосъемное) отдельных поршневых колец (Таблица 2) можно указать на преобладание трения верхнего поршневого кольца над трением ниже расположенных (Рисунок 1.5) [17, 19, 26]. При движении поршня к ВМТ это кольцо опирается на нижнюю поверхность поршневой канавки поршня, и давление, возникающее при сжатии и сгорании рабочей смеси, прижимает его к стенке цилиндра, что ведет к повышению потерь на трение. Также за счет близкого расположения камеры сгорания режим смазывания верхнего поршневого кольца наименее благоприятен вследствие превалирования граничного (парой даже сухого) трения и воздействия высоких температур. Режим смазывания второго компрессионного кольца более благоприятный, однако действие сил трения остается значительным. Поэтому число поршневых колец оказывает влияние на величину механических потерь в ЦПГ [21, 27].

Таблица 2

Средние триботехнические показатели поршневых колец за рабочий цикл

автомобильного дизеля [19]

Кольцо Протяженность режима трения*, % Мощность механических потерь, Ыт Коэф. трения I

1 2 3 Абсолют. значения, кВт Относит. значения, %

Компрессионное бочкообразное 53 15 32 0,760 50 0,077

Компрессионное коническое 34 10 56 0,456 30 0,134

Маслосъемное коробчатое 97 3 0 0,304 20 0,447

* 1 - граничный; 2 - смешанный; 3 - гидродинамический режимы смазки

Таблица 3

Доли режимов трения и мощность механических потерь

в подшипниках на номинальном режиме работы тракторного дизеля [19]

Подшипники Протяженность режима трения*, % Мощность механических потерь, Ит

1 2 3 Абсолютное значение, кВт Относительное значение, %

Верхние шатунные 31,8 0 68,2 0,502 31,4

Нижние шатунные 0 0 100 0,394 24,7

Первый коренной 0 0,6 99,4 0,203 12,7

Второй коренной 0 2,1 97,9 0,235 14,8

Упорный 0 0 100 0,050 3,1

* 1 - граничный; 2 - смешанный; 3 - гидродинамический режимы смазки

Зачастую решение вопроса снижения механических потерь в ЦПГ рассматривается в комплексе с КШМ, так как внесение изменений в один узел непосредственно отразиться на другом. В отличие от деталей ЦПГ основные трущиеся элементы КШМ, представленные шатунными (верхним и нижним), коренными, а

также упорным подшипниками, работают в более благоприятных с точки зрения обеспечения минимизирующих трение и износ гидродинамического и смешанного режимов смазки (Таблица 3).

Таким образом, одним из важных факторов повышения эффективности и надежности быстроходных двигателей является обеспечение благоприятного режима трения, которое возможно достигнуть улучшением условий маслоснабжения наиболее нагруженных деталей и узлов ДВС.

1.4 Особенности распределения нормальной нагрузки и смазочного материала в ЦПГ

Выше было отмечено, что детали ЦПГ работают в условиях перегрева, воздействия горячих отработавших газов, дефицита смазочного материала. Однако определяющим неблагоприятным фактором является - неравномерность и знако-переменность внешних сил. В ЦПГ основными внешними силами являются силы давления газов в цилиндре Рг и силы инерции поступательно движущихся масс Рр (Рисунок 1.5, а). Величина и направление действия данных сил напрямую зависит от угла ПКВ (Рисунок 1.5, б). Равнодействующая этих сил раскладывается на боковую силу, действующую нормально к оси цилиндра N и силу, действующую вдоль оси шатуна Рш. Поршень вблизи ВМТ прижимается к стенкам цилиндра под действием нормальной силы N, т.е. совокупным действием газовой Рг и инерционной сил Рр На поршневые кольца действует сила давления газов и собственная упругость колец. Стоит отметить, что сила упругости, являясь конструкционно-технологическим параметром, не зависит от режима работы и в течение рабочего цикла ДВС остается постоянной. Таким образом, особый интерес при изучении механических потерь представляют боковая сила и сила давления газов.

ттттт

а б

Рисунок 1.5. Силы, действующие на детали ЦПГ: а - кинематическая схема; б - зависимость сил, приложенных к оси поршневого пальца, от угла поворота коленчатого вала а

Расчет работы данных сил показал, что независимо от размерности, уровня форсирования, типа смесеобразования и даже режима работы, распределение внешней нагрузки на ЦПГ отличается неравномерностью по тактам рабочего цикла, но сходно по характеру. Общим является существенное превалирование работы указанных сил на тактах Сжатие и Расширение над тактами газообмена (Впуск и Выпуск) - Таблица 4. Например, работа боковой силы на такте Сжатие превышает работу на тактах Впуск или Выпуск в среднем в 1,3 раза; на такте Расширение превышение составляет уже около 3,5 раз. Работа силы давления газов на такте Сжатие больше работы на каждом из тактов газообмена от 2,2 до 6,5 раз; работа этой же силы на такте Расширение превышает работу на тактах Впуск и Выпуск в 58,5 и 19,5 раз, соответственно [28].

Таблица 4

Распределение работы сил внешней нагрузки деталей ЦПГ по тактам рабочего цикла четырехтактных ДВС [28]

Двигатель Сила Такты рабочего цикла

(режим работы) Впуск Сжатие Расширение Выпуск

8Ч 11/11,5 (Ые ном) N 1,0 1,0 2,0 1,0

Рг N+Pг 1,0 1,0 10,0 3,0 63,0 13,0 3,0 1,0

4Ч 10,5/12 N Рг N+Pг 1,0 1,0 1,0 1,0 7,0 2,0 3,0 67,0 16,0 1,0 2,0 1,0

N ном)

4Ч 10,5/12 N Рг ^Рг 1,0 1,0 1,0 2,0 3,0 3,0 6,0 18,0 14,0 1,0 2,0 1,0

(Мк мах)

2Ч 7,6/7,1 (Ые ном) N 1,0 1,0 3,0 1,0

Рг ^Рг 1,0 1,0 6,0 2,0 86,0 15,0 5,0 2,0

Обобщенный четырехтактный ДВС N Рг N+Pг 1,0 1,0 1,0 1,3 6,5 2,5 3,5 58,5 14,5 1,0 3,0 1,3

Неравномерность внешнего нагружения и условий, в которых происходят процессы трения, демонстрируется также при эксплуатации быстроходных ДВС, когда наблюдается ярко выраженная асимметрия износа и степени фрикционных повреждений поверхностей как цилиндра, так и поршня по разные стороны плоскости качания шатуна (Рисунок 1.6). Данная асимметрия привела к необходимости обозначения сторон по признаку действия на них максимального за рабочий цикл ДВС значения боковой силы поршня N как нагруженная (Н) и ненагруженная (НН) стороны цилиндра и поршня.

Для устранения этой нежелательной с точки зрения надежности ДВС асимметрии изнашивания и повреждения трущихся поверхностей деталей ЦПГ следует либо устранить существующую асимметрию боковой силы поршня, либо целенаправленно изменить режим трения трущихся элементов ЦПГ [29-32].

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Стрельникова Софья Сергеевна, 2024 год

- - : - -

р. -*

**

1000

1200

1400

1600

1800

2000 -1

и, мин

а

б

Рисунок 4.19. Зависимость мощности механических потерь N частоты вращения коленчатого вала п (а) и сравнение средних значений мощности механических потерь за время снятия скоростной характеристики (б): 1- серийный и 2 - модернизированный шатуны

Чтобы исключить возможное влияние методики и условий проведения эксперимента на результаты сравнения трибологической эффективности шатунов, для окончательной проверки итогов макетных испытаний исследуемые объекты были подвергнуты тестированию на полноразмерном дизеле 1Ч 8,5/8,0 в ходе его стендовых моторных испытаний на режиме холостого хода. По данным стендовых моторных испытаний дизеля были построены две кривые, характеризующие зависимость часового расхода топлива от частоты вращения его коленчатого вала (Рисунок 4.20).

Использование вышеприведенного (пункт 4.4) значения относительной погрешности этой величины (±1%) и измеренного в ходе проведения экспериментов максимального значения этого расхода (0,58 кг/ч) позволило оценить доверительный интервал абсолютной погрешности измерения часового расхода топлива От, составивший 0,012 кг/ч. Графическое изображение этого интервала с учетом принципа равноточных измерений нанесено на обе кривых характеристики холостого хода дизеля (Рисунок 4.20, а).

С:, КГ/Ч 0,60

0,50

0,40

0,30

0,20

0,10

Т

1 / «*» К\1 / У у /

/ л /

500 1000 1500 2000 2500 3000 35001

П, мин

а б

Рисунок 4.20. Зависимость расхода топлива От от частоты вращения коленчатого вала дизеля п на холостом ходу (а) и сравнение средних значений расхода топлива

за время проведения испытаний (б): 1 - серийный и 2 - модернизированный шатуны

Из Рисунка 4.20, а видно, что при частотах от 1000 до 2000 мин-1 значения разницы расхода топлива (потерь на трение), вызванные заменой серийного шатуна на модернизированный, практически не выходят за границы доверительной области, однако, начиная с частоты 2000 мин-1, имеет место гарантированно значимое снижение расхода топлива при работе дизеля с модернизированным шатуном. Предположительно, отмеченное выше поведение кривых (Рисунок 4.20, а) на скоростном режиме дизеля п<2000 мин-1 связанно с тем, что предложенная и исследуемая модернизация шатуна была рассчитана для условий работы дизеля на частоте вращения коленчатого вала 3000 мин-1, которая относится к основному (номинальному) скоростному режиму работы дизеля 1Ч 8,5/8,0 при использовании его в качестве силового агрегата электрогенераторной установки переменного тока частотой 50 Гц. Поэтому эффект модернизации слабо проявился на значительно меньших, по сравнению с номинальной, частотах вращения коленчатого вала дизеля.

Среднее относительное падение расхода топлива на режиме холостого хода, т.е. снижение потерь на трение при использовании модернизированного шатуна, за все время испытаний (на всем диапазоне скоростного режима дизеля) составило 12% (Рисунок 4.20, б). Полученные уровни ожидаемого положительного результата снижения потерь на трение для основного скоростного режима работы дизеля являются значимыми, т.е. гарантированно превосходящими приведенные выше значения доверительных интервалов погрешности измерения соответствующих контрольных величин N (макетная установка) и О (полноразмерный дизель), что доказало достоверность и практическую ценность итогов данной работы.

В ходе двухуровнего трибометрического исследования была выявлена удовлетворительная корреляция результатов макетных и моторных испытаний шатунов и в итоге - получено подтверждение выдвинутой рабочей гипотезы о том, что согласование количества смазочного материала, подаваемого в зону подвижного контактирования деталей, с уровнем их динамического нагружения позволяет добиться значимого снижения потерь на трение.

4.6 Выводы по четвертой главе

1) В ходе моделирования работы комбинированной системы смазки четырехтактного быстроходного малоразмерного дизеля с традиционным КШМ осуществлено прямое наблюдение за механизмом маслоснабжения ЦПГ, в результате чего определены зоны омывания маслом стенок цилиндра из зазоров коренных и шатунного подшипников.

2) В результате разработки и применения новых методов экспериментального определения относительно вклада отдельных источников маслоподачи в общее маслоснабжение цилиндра быстроходного поршневого двигателя было установлено, что наибольший вклад в подачу масла как на нагруженную, так и не нагруженную действием боковой силы поршня сторону стенки цилиндра вносит специально организованная струйная маслоподача из отверстия в шатуне (от 52% до 97%); соразмерную, но меньшую роль (до 40% на ненагруженной стороне стенки

цилиндра) играет инерционный выброс масла из зазоров вращающегося шатунного подшипника, однако, данный источник совершенно не участвует в маслоснабже-нии нагруженной стороны цилиндра, для которой смазывание гораздо важнее.

3) Экспериментально доказан факт неравномерного по развертке внутренней поверхности цилиндра распределения поступающего в цилиндр масла (степень неравномерности варьируется от 3,6 до 4,1), причем характер этого распределения указывает на нарушение принципа согласования количества смазочного материала в зоне трения деталей уровню их динамического нагружения.

4) Экспериментальная оценка маслоснабжения цилиндра на макетной установке показала, что применение модернизированного шатуна позволяет снизить на 14% неравномерность распределения масла по окружности цилиндра и частично устранить несоответствие количества располагаемого масла в зоне сопряжения «цилиндр - юбка поршня» уровню его нагружения боковой силой поршня.

5) Сравнительные двухуровневые (макетные и моторные) испытания серийного и модернизированного шатунов доказали справедливость ранее принятого гипотетического представления о том, что согласованием количества подаваемого масла уровню динамического нагружения смазываемых деталей можно добиться снижения потерь на трение. Так, в результате замены серийного шатуна на модернизированный, при макетных испытаниях получено значимое (гарантированно превосходящее погрешность измерений) относительное снижение потерь на трение в ЦПГ и КШМ на 10%; при испытаниях на полноразмерном дизеле 1Ч 8,5/8,0 применение модернизированного шатуна сопровождалась значимым снижением расхода топлива на режиме снятия характеристики холостого хода (т.е. потерь на трение) в среднем на 12%.

6) В итоге трибометрического исследования была выявлена удовлетворительная корреляция результатов макетных и моторных испытаний шатунов и получено подтверждение выдвинутой рабочей гипотезы о том, что согласование количества смазочного материала, подаваемого в зону подвижного контактирования деталей, с уровнем их динамического нагружения позволяет добиться значимого снижения потерь на трение.

1) Обзор состояния проблемы механических потерь показал, что высокий уровень трения в ЦПГ быстроходных дизелей объясняется как объективным несовершенством процесса смазки, так и конструкционной недоработкой схем маслоснаб-жения деталей указанной группы.

2) Для расчетного моделирования процесса струйной маслоподачи к деталям ЦПГ поставлена и решена задача аналитического определения угловой координаты точки выброса струи масла из зазора вращающегося шатунного подшипника.

3) Благодаря применению разработанной и обновленной компьютерных программ (СБ1е1 и СВДе1), для дизеля-прототипа установлено, что применение серийного шатуна не обеспечивает снабжение нагруженной стороны цилиндра минимально необходимым количеством масла (70 мм3) для создания в этой зоне благоприятного с точки зрения минимизации трения гидродинамического режима.

4) Установлено, что основным по вкладу естественным источником масло-снабжения деталей ЦПГ (без учета истечения из отверстия в шатуне) дизеля-прототипа выступает выброс струй масла из зазоров вращающегося шатунного подшипника (87%), причем местом зарождения единичной струи является точка максимального зазора, имеющая переменную, зависящую от условий нагружения и смазки, координату по окружности.

5) В результате макетных и стендовых моторных испытаний, получено, что предложенное изменение схемы струйной подачи масла из специального отверстия в стержне шатуна, которое привело к уменьшению неравномерности распределения масла по окружности цилиндра на 14%, обеспечило снижение на 12% механических потерь дизеля-прототипа.

В результате теоретического, расчетного и экспериментального исследований процесса маслоснабжения ЦПГ быстроходного четырехтактного дизеля универсального назначения получен ряд новых научных представлений о способах подачи масла к трущимся деталям, характере локализации и распределения масла на поверхностях трения и возможностях снижения потерь на трение в этой группе деталей за счет согласования количества подаваемого к этим поверхностям масла с уровнем их динамического нагружения, эффективность чего была подтверждена в ходе макетных и стендовых моторных испытаний модернизированного шатуна с улучшенной схемой струйной маслоподачи к деталям ЦПГ и выразилась в значимом снижении (в среднем на 12%) потерь на трение дизеля.

1. Рикардо Г.Р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. Перевод с англ. Ю.Л. Еганяна, В.И. Ивина, М.Г. Круглова. М.: ГНТИ, 1960. 411 с.

2. Автомобильные двигатели: учебник для вузов / В.М. Архангельский [и др.]. Под ред. М.С. Ховаха. М.: Машиностроение, 1977. 591 с.

3. Вальехо-Мальдонадо П.Р. Энергосберегающие технологии и альтернативная энергетика: учебное пособие. М.: РУДН, 2008. 204 с.

4. Гинзбург Б.Я. Теория поршневого кольца. М.: Машиностроение, 1979.

231 с.

5. Петриченко Р.М., Онософский В.В. Рабочие процессы поршневых машин. Л.: Машиностроение, 1972. 168 с.

6. Путинцев С.В. Снижение механических потерь в автотракторных двигателях внутреннего сгорания: Дисс. ... д.т.н.: 05.04.02, 05.02.04. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997. 391 с.

7. Рык Г.М., Тухман И.Я. Определение силы трения поршневой группы дизеля с воздушным охлаждением // Двигатели внутреннего сгорания: Респ. межвед. науч.-техн. сборник, 1980. № 1. С. 105-112.

8. Салмин В.В., Нагорнов В.А., Новиков Е.В. Совершенствование цилиндро-поршневой группы путем снижения механических потерь в двигателе внутреннего сгорания // Международный научный журнал, 2011. № 1. С. 105-109.

9. Синюгин А.В. Методы и результаты исследования механических потерь при использовании энергосберегающих моторных масел: Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. 149 с.

10. Тракторные дизели: справочник / Б.А. Взоров [и др.]. М.: Машиностроение, 1981. 535с.

11. Хмелев Р.Н. Разработка теоретических основ определения параметров поршневых двигателей как единой динамической системы для повышения эффективности их функционирования: Дисс. ... д.т.н.: 05.04.02. М.: ТГУ, 2011. 296 с.

12. Alagumalai A. Internal combustion engines: Progress and prospects //Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2014. Vol. 38. pp. 561-571.

13. Ciulli E. A review of internal combustion engine losses Part 1: Specific studies on the motion of pistons, valves and bearings // Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering, 1992. Vol. 206. No 4. pp. 223-236.

14. Furuhama S., Takiguchi M. Measurement of piston frictional force in actual operating diesel engine // SAE Transactions, 1979. Vol. 88, pp. 2896-2914.

15. Taylor C.M. (ed.) Engine tribology. Amsterdam: Elsevier, 1993. 301 p.

16. Tormos B., Martin J., Carreno R. et. al. A general model to evaluate mechanical losses and auxiliary energy consumption in reciprocating internal combustion engines // Tribology International, 2018. Vol. 123. pp. 161-179.

17. Wong, V.W., Tung S.C. Overview of automotive engine friction and reduction trends-Effects of surface, material, and lubricant-additive technologies // Friction, 2016. Vol. 4. pp. 1-28.

18. Стратегия развития транспортного машиностроения Российской Федерации на период до 2030 года. Утверждена распоряжением Правительства Российской Федерации от 17 августа 2017 г. №2 1756-р [Электронный ресурс] // Правительство России. - URL: http://static.government.ru/media/files/klnxiLOfYHPRs Ee6cD9NsI0KM32LMacz.pdf (дата обращения: 18.01.2022)

19. Путинцев С.В. Введение в трибологию поршневых двигателей: учебник. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2018. 183 c.

20. Боуден Ф.П., Тейбор Д. Трение и смазка твердых тел: Пер. с англ. Н.М. Михина, А. А. Силина. М.: Машиностроение, 1968. 503 с.

21. Черменина Е.А., Буторин В.Ф., Анисимов И. А. Механизм формирования механического кпд двигателя внутреннего сгорания // Проблемы эксплуатации систем транспорта: Материалы Всероссийской научно-практической конференции, 2009. С. 307-315.

22. Gupta H.N. Fundamentals of internal combustion engines. Delhi: PHI Learning Pvt. Ltd., 2013. 658 р.

23. Kamil M., Rahman M.M., Bakar R.A. An integrated model for predicting engine friction losses in internal combustion engines // International Journal of Automotive and Mechanical Engineering, 2014. Vol. 9. No 1. pp. 1695-1708.

24. Heywood J.B. Internal Combustion Engine Fundamentals. Second Edition. New York: McGraw-Hill Education, 2018. 1721 p.

25. Richardson D.E. Review of power cylinder friction for diesel engines // J. Eng. Gas Turbines Power, 2000. Vol. 122. No 4. pp. 506-519.

26. Smedley G. Piston ring design for reduced friction in modern internal combustion engines: PhD Thesis. Massachusetts Institute of Technology, 2004. 158 р.

27. Bedajangam S.K., Jadhav N.P. Friction losses between piston ring-liner assembly of internal combustion engine: a review // International Journal of Scientific and Research Publications, 2013. Vol. 3. No 6. pp. 1-3.

28. Путинцев С.В. Механические потери в поршневых двигателях: специальные главы конструирования, расчета и испытаний. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011. 40 с.

29. Malagi R.R., Kurbet S.N., Gowrishenkar N. Estimation of Piston Assembly Friction by Finite Element Approach // SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical Systems, 2013. Vol. 6. No. 2013-01-1378. pp. 944-955.

30. Моделирование параметров трения и износа сопряжений трения ЦПГ поршневого двигателя / A.^^ Шабанов [и др.] // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки, 2016. №. 3(249). С. 15-21.

31. Zhao B., Dai X., Zhang Z. et. al. A new numerical method for piston dynamics and lubrication analysis // Tribology International, 2016. Vol. 94. pp. 395-408.

32. Гаврилов К.В. Повышение ресурса трибосопряжений поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания снижением гидромеханических потерь на трение: автореф. Дисс. ... д.т.н.: 05.04.02; 05.02.02. Челябинск: ЮУрГУ, 2019. 375 с.

33. Xiaohua X. Influence of piston-bore clearance on second motion characteristics of piston and skirt wear // Mechanics & Industry, 2019. Vol. 20 (2). No 205. pp. 1-7.

34. Хрулев А.Э. Ремонт двигателей зарубежных автомобилей. М.: За рулем, 1998. 440 с.

35. Повреждения поршней. Как выявить и устранить их. Техническая брошюра [Электронный ресурс] // MS Motor Service International GmbH, 2006. 105 с. URL: https://mam.ms-motorservice.com/mc/epaper?guid=14c00cf5a512c82c (дата обращения: 25.01.2022).

36. Binder I., Bing K., Deuss T. et. al. Piston and engine testing. Stuttgart: Vieweg Teubner Verlag, 2012. 295 p.

37. Путинцев С.В. Анализ и постановка задачи маслоснабжения цилиндра четырехтактного поршневого двигателя // Тракторы и сельхозмашины, 2015. № 11. С. 24-27.

38. Борисов А.О., Загайко С.А. Механизмы и системы двигателей внутреннего сгорания: учеб. пособие. Уфа: УГАТУ, 2015. 187 с.

39. Гришин А.Д., Квасков Р.С., Хакимов Р.Т. Анализ совершенствования системы смазки в двигателях внутреннего сгорания // Вестник Студенческого научного общества, 2018. Т. 9, № 2. С. 30-32.

40. Thirouard B., Tian T. Oil transport in the piston ring pack (Part I): identification and characterization of the main oil transport routes and mechanisms // SAE Technical Paper, 2003. No 2003-01-1952. pp. 1-22.

41. Вахламов В.К., Шатров М.Г., Юрчевский А.А. Автомобили. Теория и конструкция автомобиля и двигателя: учебник. Под ред. А.А. Юрчевского. М.: Академия, 2012. 816 с.

42. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей: учебник для студентов вузов по специальности «Двигатели внутреннего сгорания» / В.П. Алексеев, В.Ф. Воронин, Л.В. Грехов [и др.] -4-е издание, переработанное и дополненное. М.: Машиностроение, 1990. 288 с.

43. Pinel S.I., Signer H.R., Zaretsky E.V. Comparison Between Oil-Mist and Oil-Jet Lubrication of High-Speed, Small-Bore Angular-Contact Ball Bearings // Tribology Transactions, 2001. Vol. 44. No 3. pp. 327-338.

44. Agarwal A.K., Goyal S.K., Srivastava D.K. Time resolved numerical modeling of oil jet cooling of a medium duty diesel engine piston // International Communications In Heat and Mass Transfer, 2011. Vol. 38. No 8. pp. 1080-1085.

45. Dhariwal H.C. Control of blowby emissions and lubricating oil consumption in IC engines // Energy Conversion and Management, 1997. Vol. 38. No 10-13. pp. 12671274.

46. Современные подходы к созданию дизелей для легковых автомобилей и малотоннажных грузовиков /А. Д. Блинов [и др.]. Под ред. В.С. Папонова, А.М. Ми-неева. М.: Инженер, 2000. 332 с.

47. Dinesh P.B. Theory and Design of Automotive Engines. Mandya: Karnataka, 2007. 288 p.

48. AVL List GmbH [Электронный ресурс] // AVL List GmbH - URL: http://www.avl.com (дата обращения: 25.01.2022).

49. Ricardo Pisdyn Ringpak [Электронный ресурс] // Ricardo - URL: https://soft-ware.ricardo.com/products/ringpak (дата обращения: 07.02.2022).

50. Gamma Technologies, Inc. [Электронный ресурс] //Gamma Technologies, LLC - URL: http://www.gtisoft.com (дата обращения: 07.02.2022).

51. Siemens PLM Software [Электронный ресурс] // Siemens. Products and Services - URL: https://www.siemens.com/global/en.html (дата обращения: 07.02.2022)

52. FlowVision [Электронный ресурс] // АСКОН - URL: https://ascon.ru/products/1290/ (дата обращения: 07.02.2022).

53. Путинцев С.В., Аникин С.А., Иванов О.В. Программа PISTON-DHT для расчета параметров динамики, гидродинамики и трибологии поршня ДВС // Двигатель - 2007. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. С. 235-241.

54. Якунин Р.В. Методические основы оптимизации профиля юбки поршня ДВС с целью снижения механических потерь. Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02.М.: НАМИ, 2019. 126 c.

55. AVL Excite Piston And Rings // AVL [Электронный ресурс]. - URL: https://www.avl.com (дата обращения: 07.02.2022).

56. Lei J.L., Shen L.Z., Cheng D.D. et.al. Effect of piston set structure on piston secondary motion considering thermal deformation // Neiranji Gongcheng (Chinese Internal Combustion Engine Engineering), 2012. Vol. 33. No 2. pp. 86-92.

57. Nakashima K., Nakano Y., Ishihara S. et.al. Behavior of piston rings passing over cylinder ports in two-stroke cycle engines // Journal of mechanical science and technology, 2010. Vol. 24. No 1. pp. 227-230.

58. Offner G., Herbst H.M., Priebsch H.H. A methodology to simulate piston secondary movement under lubricated contact conditions // SAE Technical Paper, 2001. No 2001-01-0565. pp. 1-12.

59. Edtmayer J., Lösch S., Hick H. et.al. Comparative study on the friction behaviour of piston/bore interface technologies //Automotive and Engine Technology, 2019. Vol. 4. No 3. pp. 101-109.

60. Zabala B., Igartua A., Fernández X. et.al. Friction and wear of a piston ring/cylinder liner at the top dead centre: Experimental study and modelling // Tribology International, 2017. Vol. 106. pp. 23-33.

61. Zhang J., Zhou J., LI M. et.al. Multi-Objective Tolerance Optimization Considering Friction Loss for Internal Combustion Engines // SAE Technical Paper, 2017. No 2017-01-0250. pp. 1-8.

62. Ahmed Ali M.K., Xianjun H., Turkson R.F. et.al. An analytical study of tribo-logical parameters between piston ring and cylinder liner in internal combustion engines // Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part K: Journal of Multi-body Dynamics, 2016. Vol. 230. No 4. pp. 329-349.

63. Arumugasamy T., Subramani R. Optimization of a CRAIL TCIC Diesel Engine Piston Ring Parameters for Better Performance // SAE Technical Paper, 2018. No. 201828-0059. pp. 1-7.

64. Tomanik E., Profito F., Sheets B. et.al. Combined lubricant-surface system approach for potential passenger car CO2 reduction on piston-ring-cylinder bore assembly // Tribology International, 2020. Vol. 230. No 105514. pp. 1-12.

65. Mochizuki K., Watanabe Y., Owas M. et.al. A Study on Sliding Surface Pressure Measurement of Piston Ring under Reciprocating Condition Using Thin-Film Sensor // Tribology Online, 2019. Vol. 14. No 4. pp. 179-187.

66. Nakashima K., Fuma K., Kurokawa D. et.al. Piston ring projection and catching in cylinder ports of two-stroke cycle engine // Journal of Advanced Mechanical Design Systems and Manufacturing, 2012. Vol. 6. No 1. pp. 23-32.

67. Wernelind L. Calibration of wear and friction models for a Heavy-Duty Piston Ring pack, 2020. 48 p. [Электронный ресурс]. - URL: https://www.diva-por-tal.org/smash/get/diva2:1456524/FULLTEXT01.pdf / (дата обращения: 07.02.2022).

68. Liang G., Yi Z. Simulation Analysis of the Impact of Gas Ring Sealing Surface Roughness on Blow-by //Design and Manufacture of Diesel Engine, 2016. Vol. 6. No 1.

69. Oliva A., Held S. Numerical multiphase simulation and validation of the flow in the piston ring pack of an internal combustion engine // Tribology International, 2016. Vol. 101. pp. 98-109.

70. Малоземов А.А., Кукис В.С., Гимазетдинов Р.Р. Разработка математической модели и программного обеспечения для имитационного моделирования поршневых ДВС // Двигателестроение. 2018. № 3(273). С. 3-9.

71. Zhmud B., Tomanik E., Grabon W. et.al. Optimizing the piston/bore tribology: The role of surface specifications, ring pack, and lubricant // SAE Technical Paper, 2020. No 2020-01-2167. pp. 1-8.

72. Ajay P.J., Vikas K.A. Optimization of piston skirt profile design to eliminate scuffing and seizure in a watercooled gasoline engine // SAE Technical Paper, 2015. No 2015-01-1726. pp. 1-8.

73. Bifeng Y., Jiajun Z., Bo X. et.al. Friction and Wear Performance of Double-bump Design of Piston Skirt Main Thrust Side // International Journal of Automotive Technology, 2020. Vol. 21. pp. 1579-1586.

74. Carden P., Bell D., Priest M. et.al. Piston assembly friction losses: comparison of measured and predicted data // SAE Technical Paper, 2006. No. 2006-01-0426. pp.1-13.

75. Fox I.E. Numerical evaluation of the potential for fuel economy improvement due to boundary friction reduction within heavy-duty diesel engines // Tribology international, 2005. Vol. 38. No 3. pp. 265-275.

76. Nishikawa C. Optimization of semi-floating piston pin boss formed by using oil-film simulations // SAE Technical Paper, 2012. No. 2012-01-0908. pp. 1-14.

77. Taylor O.P., Pearson R., Stone R. et.al. Tribological behavior of low viscosity lubricants in the piston to bore zone of a modern spark ignition // SAE Technical Paper, 2014. No 2014-01-2859. pp. 1-13.

78. Рождественский Ю.В., Грибанов И.С., Денисов Д.О. Оптимизация геометрии поршня дизеля // Двигателестроение, 2007. № 4(230). С. 28-32.

79. Дойкин А.А. Расчетно-экспериментальный метод профилирования образующей поршня для повышения ресурса трибосопряжения «поршень-цилиндр» ДВС: Дисс. ... к.т.н.: 05.02.02, 05.04.02. Челябинск: ЮУрГУ, 2013.132 с.

80. Путинцев С.В., Аникин С.А., Иванов О.В. Моделирование параметров динамики, гидродинамики и трибологии поршня двигателя внутреннего сгорания // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Спец. выпуск сер. «Машиностроение», 2007. С.150-156.

81. Аникин С. А. Повышение энергоэкономических показателей четырехтактного дизеля на основе математического моделирования работы и совершенствования конструкции деталей поршневой группы: Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997. 166 с.

82. Бондарь В.Н., Малоземов А.А., Кукис В.С. Математическая модель и программное обеспечение для имитационного моделирования дизеля на режимах предпусковой подготовки и пуска // Наукоград наука производство общество, 2017. № 2. С. 54-62.

83. Берг С.И. Математическое Моделирование трения и износа в ЦПГ ДВС с применением ЭВМ // Мавлютовские чтения: материалы XV Всероссийской молодежной научной конференции: в 7 томах, Том 4. Уфа: УГАТУ, 2021. С. 761-768.

84. Иванов В.В., Шабалин Д.В. Математическая модель для определения относительного изменения механических потерь при изменении теплового состояния

двигателя // Вопросы оборонной техники. Серия 16: Технические средства противодействия терроризму, 2020. № 9-10(147-148). С. 47-53.

85. Моисеев А.А. Математическое моделирование влияния смазывания фрикционного контакта на характеристики трения // Прикладная физика и математика, 2017. № 3. С. 48-56.

86. Носков В.О., Соляник Н.С. Метатематическая модель для определения мощности механических потерь при работе тепловозного дизеля на режиме холостого хода // EUROPEAN RESEARCH: сборник статей XIII Международной научно-практической конференции: в 2 частях. Часть 1. Пенза: «Наука и Просвещение», 2017. С. 89-93.

87. Choi J., Lee S., Park S. Friction losses modeling of piston rings for various combustion pressures in diesel engine // Journal of Mechanical Science and Technology, 2016. Vol. 30. pp. 5739-5747.

88. Chun S.M. Network analysis of an engine lubrication system //Tribology international, 2003. Vol. 36. No 8. pp. 609-617.

89. Frosina E., Senatore A., Buono D. et.al. Analysis and simulation of an oil lubrication pump for internal combustion engines // Journal of Fluids Engineering, 2015. Vol. 137 (5). No 051102. pp. 1-12.

90. Ying C., Xiao S., Dongjie W. Research on Coupling Simulation Between Dynamics of Multi-body and Hydrodynamic Lubrication of Piston-Cylinder Sleeve System // 2009 Second International Conference on Information and Computing Science. IEEE, 2009. Vol. 4. pp. 300-303.

91. Zhao B., Hu X., Li H. et.al. A new approach for modeling and analysis of the lubricated piston skirt-cylinder system with multi-physics coupling // Tribology International, 2022. Vol. 167. pp. 107381.

92. Путинцев С.В., Бикташев А.Ф. Расчетная программа CRJet для моделирования процесса струйного маслоснабжения цилиндропоршневой группы // Грузовик, 2018. № 8. С. 2-6.

93. Путинцев С.В. Трибометрия поршневых машин: учебное пособие. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003. 64 с.

94. Стефановский Б.С., Скобцов Е.А., Корси Е.К. Испытания двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1972. - 367 с.

95. Миннигалеев А.М. Совершенствование средств и методов определения механических потерь энергии диагностируемых автотракторных дизелей: Дисс. ... к.т.н.: 05.20.03. Уфа: Башкирский ГАУ, 2013. 125 с.

96. ГОСТ 14846-2020. Двигатели автомобильные. Методы стендовых испытаний. М.: Стандартинформ, 2020. 89 с.

97. ГОСТ 18509-88. Дизели тракторные и комбайновые. Методы стендовых испытаний. М.: Издательство стандартов, 1988. 77 с.

98. Патент РФ 1712808. Устройство для измерения силы трения в цилиндро-поршневой группе поршневых машин. МКИ в01М 15/00 /С.В. Путинцев. Бюлл. № 6, 1992. С.130.

99. Баширов Р.М., Сафин Ф.Р. Сравнительный анализ методик определения механического КПД автотракторных дизелей // Вестник Башкирского государственного аграрного университета, 2019. № 2. С. 95-102.

100. Браун Э.Д., Буяновский И.А. Тенденции развития методов трибологи-ческих испытаний // Заводская лаборатория. Диагностика материалов, 1997. Т.63. №1. С.31-39.

101. Ахматов А.С. Молекулярная физика граничного трения. М.: Государственное издательство физико-математической литературы, 1963. 472 с.

102. Галиев И.Г., Хафизов К.А., Халиулли Ф.Х. Модернизация системы смазки подшипникового узла турбокомпрессора автотракторного двигателя // Вестник Казанского государственного аграрного университета, 2019. Т. 14. №. 1. С. 71-76.

103. Исследование условий работы подшипников коленчатого вала двигателя / А.Т. Кулаков [и др.] //Вестник Оренбургского государственного университета, 2011. №. 10 (129). С. 135-138.

104. Макушин А. А., Барыльникова Е.П. Установка для исследования условий смазки подшипников коленчатого вала ДВС// Тракторы и сельхозмашины, 2012. № 12. С. 38-40.

105. Mansoor Y., Shayler P. The effect of oil feed pressure on the friction torque of plain bearings under light, steady loads // Tribology International, 2018. Vol. 119. pp. 316-328.

106. Kirner C., Halbhuber J., Uhlig B. et.al. Experimental and simulative research advances in the piston assembly of an internal combustion engine // Tribology International, 2016. Vol. 99. pp. 159-168.

107. Obert P., Müller T., Füßer H.-J. et.al. The influence of oil supply and cylinder liner temperature on friction, wear and scuffing behavior of piston ring cylinder liner contacts - A new model test // Tribology International, 2016. Vol. 94. pp. 306-314.

108. Schäffer J., Kirner C., Härtl M. et.al. Development of a Measuring System for the Visualization of the Oil Film between the Piston and Cylinder Liner of a Gasoline Engine // SAE International Journal of Engines, 2020. Vol. 13. No 2. pp. 175-190.

109. Liao K., Chen H., Tian T. The study of friction between piston ring and different cylinder liners using floating liner engine-part 1 // SAE Technical Paper, 2012. No 2012-01-1334. pp. 1-15.

110. Dellis P. Aspects of lubrication in piston cylinder assemblies: PhD Thesis. London: Imperial College London, 2005. 117 p.

111. Söderfjäll M., Almqvist A., Larsson R. Component test for simulation of piston ring-cylinder liner friction at realistic speeds // Tribology International, 2016. Vol. 104. pp. 57-63.

112. Ahling S.G. Elements of lubricant transport critical to piston skirt lubrication and to leakage into the piston ring pack in internal combustion engines: PhD Thesis. Massachusetts: Massachusetts Institute of Technology, 2021. 173 p.

113. Przesmitzki S.S.V. Characterization of oil transport in the power cylinder of internal combustion engines during steady state and transient operation: PhD Thesis. Massachusetts: Massachusetts Institute of Technology, 2008. 156 p.

114. Thirouard B. Characterization and modeling of the fundamental aspects of oil transport in the piston ring pack of internal combustion engines: PhD Thesis. Massachusetts: Massachusetts Institute of Technology, 2003. 263 p.

115. Zanghi E.E.J. Analysis of oil flow mechanisms in internal combustion engines via high-speed Laser Induced Fluorescence (LIF) spectroscopy: PhD Thesis. Massachusetts: Massachusetts Institute of Technology, 2014. 183 p.

116. Путинцев С.В., Кулешов А.С., Агеев А.Г. Оценка механических потерь современных поршневых двигателей //Двигателестроение, 2013. №2 2(252). С. 15-20.

117. Путинцев С.В., Кулешов А.С., Агеев А.Г. Эмпирическая зависимость для исследования механических потерь в четырехтактных дизелях // Двигателе-строение, 2014. № 3(257). С. 3-7.

118. Некоторые результаты моделирования процессов маслоснабжения цилиндра дизеля ТМЗ-450Д /С.В. Путинцев [и др.] // Материалы XIX МНПК «Актуальные проблемы эксплуатации автотранспортных средств». Владимир: ВлГУ, 2017. С.310-313.

119. Путинцев С.В., Бикташев А.Ф., Гуськов В.Ф. Обоснование и проект макетной установки для исследования условий маслоснабжения цилиндра четырехтактного быстроходного дизеля с воздушным охлаждением // Материалы XVIII МНПК «Актуальные проблемы эксплуатации автотранспортных средств». Владимир: ВлГУ, 2016. С.255-258.

120. Путинцев С.В., Агеев А.Г. Экспериментальное исследование условий маслоснабжения цилиндра быстроходного четырехтактного двигателя внутреннего сгорания // Тракторы и сельхозмашины, 2016. № 10. С. 45-49.

121. Путинцев С.В., Бикташев А.Ф., Пилацкая С.С. Некоторые результаты экпериментального моделирования условий маслоснабжения ЦПГ малоразмерного четырехтактного дизеля // Тракторы и сельхозмашины, 2018. № 5. С. 69-75.

122. Путинцев С.В., Пилацкая С.С., Ратников А.С. Методика и результаты трибометрии вариантов цилиндропоршневых групп быстроходного дизеля // Дви-гателестроение, 2019. № 3(277). С. 16-20.

123. Putintsev S.V., Pilatskaya S.S., Ratnikov A.S. Visualization of piston engine cylinder oil-jet lubricating process // IOP Publishing Journal of Physics: Conf. Series, 2019. Vol.1177. No 012006. pp.1-6.

124. Дизели ТМЗ-450Д. Руководство по эксплуатации [Электронный ресурс] - URL: http://www.storage7.fermer.ru/2009/06/28591/ rukovodstvo_po_ekspluatacii_ tmz-450d_i10.pdf (дата обращения 06.02.2021).

125. Плешанов А. А. Разработка, исследования и совершенствование малоразмерного дизеля многоцелевого назначения: Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02. Владимир: ВлГУ, 2000. 47 с.

126. Пригожин И., Стенгерс И. Порядок из хаоса: новый диалог человека с природой. Пер. с англ. В.И. Аршинов, Ю.Л. Климонтович, Ю.В. Сачков. М.: Прогресс, 1986. 432 с.

127. Бершадский Л.И. Самоорганизация и надежность трибосистем. Киев.: Знание, 1981. 35 с.

128. Агеев А.Г. Снижение механических потерь в быстроходном дизеле воздушного охлаждение совершенствованием конструкции деталей ЦПГ: Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02. М: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2017. 177 с.

129. Путинцев С.В., Аникин С. А., Агеев А.Г. Применение принципа трибо-адаптивности для профилирования юбки поршня быстроходного дизеля // Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2015. № 5(662). С. 18-24.

130. Кулешов А.С. Развитие методов расчета и оптимизация рабочих процессов ДВС: Дисс. ... д.т.н.: 05.04.02.М.: МГТУ им Н.Э. Баумана, 2011. 157 с.

131. Дизель-РК [Электронный ресурс] - URL: https://diesel-rk.com/Rus/index.php?page=Main (дата обращения 20.02.2023).

132. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей: учебник для втузов по специальности «Двигатели внутреннего сгорания». М.: Машиностроение, 1965. 258 с.

133. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учебное пособие для вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. М.: Высш. шк., 2008. 496 с.

134. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.2. Динамика и конструирование: учебник для вузов / В.Н. Луканин [и др.]; под ред. В.Н. Луканина, М.Г. Шатрова. - 2-е изд. перераб. и доп. М.: Высшая школа, 2005. 400 с.

135. Камерон А. Теория смазки в инженерном деле. Пер. с англ. В. А. Бородина. под ред. В.К. Житомирского. М.: Машгиз, 1962. 295 с.

136. Мур Д. Основы и применения трибоники. Пер. с англ. С. А. Харламова. под ред. И.В. Крагельского, Г.И. Трояновской. М.: Мир, 1978. 487с.

137. Schneider B. Experimentelle Untersuchung zur Spraystruktur in transienten, verdampfenden und nicht verdampfenden Brennstoffstrahlen unter Hochdruck: Ph.D Thesis. Zürich: ETH Zürich, 2002. 156 p.

138. Акимов В.С. Совершенствование процессов впрыскивания и распылива-ния топлива в двигателе с гомогенным смесеобразованием: Дисс. ... к.т.н.: 05.04.02. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2015. 238 с.

139. Ohnesorge V.W. Anwendung eines kinematographischen Hochfrequenzaparates mit mechanischer Regelung der Belichtung zur Aufnahme der Tropfenbildung und des Zerfalls flüssiger Strahlen: Ph. D Thesis. Berlin: Univ.Techn., 1937. 569 p.

140. Reitz R.D. Atomization and other Breakup Regimes of a liquid jet: Ph.D Thesis. Princeton: Princeton University, 1978. 325 p.

141. Хавкин Ю.И. Центробежные форсунки. Л.: «Машиностроение», 1976.

168 с.

142. Расчет минимально необходимого количества моторного масла на трущихся поверхностях ЦПГ быстроходного дизеля / С.В. Путинцев [и др.] // Тракторы и сельхозмашины. 2022. Т. 89. № 1. С. 53-65.

143. Конструирование двигателей внутреннего сгорания: учебник для студентов высших учебных заведений / Н.Д. Чайнов [и др.]. М.: Машиностроение, 2008. 496 с.

144. Зайдель А.Н. Элементарные оценки ошибок измерений. изд. 3-е, испр. и доп. Л.: Наука, 1968. - 96 с.

УТВЕРЖДАЮ Руководитель Научно-учебного комплекса «Энергомашиностроение» МГТУ им. Н.Э. Баумана,

тт.н.л^рофессор Жердев

.

li /2, 2023 г

АКТ

о внедрении результатов кандидатской диссертации в учебный процесс

Настоящим подтверждаем, что результаты диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук «Снижение потерь на трение быстроходного дизеля улучшением маслоснабжения деталей цилиндропоршневой группы», 2.4.7 - Турбомашины и поршневые двигатели (автор - аспирант Стрельникова Софья Сергеевна, научный руководитель -д.т.н., проф. Путинцев C.B.), включающие оригинальную разработку -расчетную программу моделирования и визуализации процесса маслоснабжения деталей ЦГТГ ДВС за счет выброса струй масла из зазоров вращающегося шатунного подшипника (рабочее название CSJet 1.5.4), с 2023 года используются в учебном процессе кафедры «Комбинированные двигатели и альтернативные энергоисточники» в обновленных лекционных курсах дисциплин «Трибология» и «Химмотология» (тема «Маслоснабжение поршневых машин»).

Заведующий кафедрой «Комбинированные двигатели и альтернативные энергоисточники»,

д.т.н., профессор

В.А. Марков

ОБЩЕСТВО С ОГРАНИЧЕННОЙ ОТВЕТСТВЕННОСТЬЮ ПРОЕКТНО-ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ

ДИЗЕЛЬАВТОМАТИКА

(ООО "ППП ДИЗЕЛЬАВТОМАТИКА")

Россия, 410017, город Саратов, улица им. Чернышевского Н.Г., 109

Почтовый адрес: 410017, г. Саратов, а/я 1369. Тел.: [phone]. Факс: [phone]. [e-mail]

Генеральный директор ■ . ООО «ППП Дизельавтоматика»,

д.т.н. / тщ. | ^шьщк

В.В. Фурман «12» января 2024 г.

= * » ' > ■

1 -1 г'/ :1. ? • f - ! 'I

АКТ

о внедрении результатов диссертационной работы Стрельниковой С.С.

на тему: «Снижение потерь на трение быстроходного дизеля улучшением маслоснабжения деталей цилиндропоршневой группы», представленной на соискание учёной степени кандидата технических наук по специальности 2.4.7 - турбомашины и поршневые двигатели

Научно-техническая комиссия ООО «ППП Дизельавтоматика» (г. Саратов) в составе первого заместителя генерального директора-заместителя генерального директора по проектным работам, к. т. н. Плахова C.B. и первого заместителя начальника конструкторского отдела Торопыгина В.А. составили настоящий акт в том, что имеющие практическую ценность положения и рекомендации диссертационной работы Стрельниковой С.С., а именно: подход к минимизации трения за счет согласования количества смазочного материала (в том числе дизельного топлива, используемого для смазывания плунжерных пар топливных насосов высокого давления (ТНВД)), подаваемого в зону подвижного контактирования деталей, уровню их динамического нагружения, внедрены в опытные проектирование и производство ТНВД с целью снижения потерь на трение в топливной аппаратуре дизельных двигателей тепловозов.

Первый заместитель генерального директора-заместитель генерального директора по проектным работам, к.т.н. ^ C.B. Плахов

Первый заместитель начальника конструкторского отдела

В.А. Торопыгин