ПРЕДИСЛОВИЕ

В связи с поступившими после первого издания книги многочисленными просьбами и пожеланиями читателей в этом издании более подробно изложен опыт доводки основных элементов бесшатунных двигателей и дано краткое объяснение, почему в строившихся бесшатунных двигателях использовался только один конструктивный вариант бесшатунного механизма и не использовались два других конструктивных варианта, приведенных в книге.

Настоящая книга знакомит читателей с бесшатунными поршневыми двигателями внутреннего сгорания мощностью 80— 10 000 л. с., в которых преобразование возвратно-поступательного движения поршней во вращательное движение вала осуществляемся бесшатунным силовым механизмом.

Этот механизм первоначально был применен автором книги в 1935—1936 гг. в паровых машинах и позднее, 1937—1951 гг., в создававшихся под его руководством двигателях внутреннего сгорания ав$!Рационного типа, основные сведения по которым приведены во второй главе книги.

Схема силового механизма, кинематика, динамика и компоновка бесшатунных поршневых двигателей имеют ряд принципиальных отличий от двигателей с кривошипно-шатунным механизмом.

Бесшатунный механизм позволяет конструктивно просто осуществлять при малых габаритах и высокой быстроходности двигателей двусторонний рабочий процесс в цилиндрах и получать вследствие этого почти удвоенную литровую и габаритную мощность.

33Этот же механизм дает возможность иметь в двигателях при использовании цилиндров двойного действия эффективную систему охлаждения поршней с принудительной циркуляцией масла по замкнутому контуру, способную обеспечивать надежное охлаждение их даже при высокой степени форсирования двигателей по числам оборотов и наддуву, дозированную по режимам работы двигателей подачу масла для смазки поршневых колец и в результате длительную работоспособность цилиндрово-поршневой группы.

3

3

При бесшатунном механизме полностью исключается трение поршней о стенки цилиндров и значительно снижаются нагрузки и трение в кинематических парах механизма на единицу развиваемой мощности. Благодаря этому у бесшатунных двигателей по сравнению с аналогичными кривошипно-шатунными двигателями в несколько раз снижаются суммарные потери мощности на трение, значительно увеличивается коэффициент полезного'действия (к. п. д.), улучшается -экономичность, повышается надежность и создаются благоприятные условия для увеличения моторесурса двигателей и дальнейшего их форсирования по наддуву, числам оборотов и средней скорости поршня.

В процессе создания опытных бесшатунных двигателей в каждом новом, последовательно создававшемся и испытывавшемся двигателе проявлялись все новые и новые положительные качества и преимущества бесшатунной схемы; благодаря этому работы по бесшатунным двигателям непрерывно расширялись. За относительно короткий срок с 1938 по 1948 г. был разработан, построен и испытан целый ряд опытных бесшатунных двигателей: ОМБ, МБ-4, МБ-46, МБ-8, МБ-86, ОМ-127, ОМ-127РН, различных по конструкции и мощности, и на основе накопленного по этим двигателям опыта разрабатывался и строился сверхмощный авиационный бесшатунный двигатель М-127К.

Все построенные бесшатунные двигатели имели по сравнению с аналогичными кривошипно-шатунными двигателями равной мощности в несколько раз меньшие габариты, значительно большую литровую мощность, меньший удельный расход топлива, меньшую удельную массу конструкции и увеличенный моторесурс.

Это, безусловно, обеспечило бы последующее внедрение бесшатунных вдигателей в авиацию, если бы ко времени развертывания основных работ по созданию авиационного бесшатунного двигателя М-127 мощностью 10 000 л. с. не появились турбореактивные двигатели, которые обеспечили самолетам современные сверхзвуковые скорости и большие высоты полета, невозможные при поршневых двигателях, развивающих тягу с помощью воздушных винтов.

Бесшатунные двигатели могут быть с успехом использованы в морском, речном, железнодорожном и автомобильном транспорте, на тракторах и других сельскохозяйственных машинах.

Возможность использования принципа секционной конструкции бесшатунных двигателей позволяет получать из одних и тех же деталей и узлов двигатели различной мощности.

С бесшатунным механизмом могут создаваться дизели и бензиновые двигатели различного назначения, быстроходные паровые машины, поршневые компрессоры, насосы, мотогазогенераторы, комбинированные турбопоршневые двигатели и различные поршневые и кулисные агрегаты.

Глава 1

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМАИ ПРИНЦИП РАБОТЫбесшатунных двигателей

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА БЕСШАТУННЫХДВИГАТЕЛЕЙ И ЕЕ ОСОБЕННОСТИ

В бесшатунных двигателях прямолинейное возвратно-поступательное движение поршней в цилиндрах преобразуется во вращательное движение валов бесшатунным силовым механизмом (БСМ), который позволяет создавать быстроходные малогабаритные поршневые двигатели с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах, именуемые ниже двигателями одинарного и двойного действия.

На рис. 1 представлены две компоновочные схемы X-образных бесшатунных двигателей одинарного действия с различным расположением цилиндров.

Поршни 1 каждой пары цилиндров, расположенные соосно по обе стороны картера, соединены с одним общим штоком 2. В средней части штоков имеются ползуны 3, скользящие по направляющим 4, расположенным в картере. Ползуны шарнирно связаны с точками А и В промежуточного звена АСВ, точка С которого, так же шарнирно, соединена с кривошипами ОС, вращающимися вокруг оси О.

Направляющие 4 и промежуточное звено АСВ обеспечивают прямолинейное возвратно-поступательное .движение штоков и связанных с ними поршней строго по осям Y—Y и X —X соответствующих цилиндров. Поршни и цилиндры при этом не касаются один другого и полностью освобождены от боковых сил при работе двигателя.

Для осуществления беспрепятственного движения штоков по направлению осей Y—Y и X—X цилиндры, расположенные по этим осям, смещены одни относительно других на некоторое расстояние в направлении продольной оси двигателя, однако и при этом механизм остается плоским, так как все его точки перемещаются в параллельных плоскостях.

При бесшатунном механизме отдельные цилиндры или цилиндровые блоки можно располагать в поперечной плоскости двигателей с различными углами между их осями.

Рассмотрим схему механизма с углом между осями цилиндров у = 90° (рис. 1, а).

Пусть стержень АСВ длиной 2г (рис. 2, а) перемещается в плоскости X0Y таким образом, что его концы скользят вдоль взаимно перпендикулярных осей: точка А — вдоль оси OY,

Рис- 2- Принципиальная схема бесшатуиного механизма: а — координаты точки С; б — схема механизма

а точка В — вдоль оси ОХ. Определим траекторию движения его средней точки С.

Координаты точки С при произвольном положении стержня, когда он расположен по отношению к оси 0Y под некоторым углом а:

Ус = ВС cos а = г cos а;(1)

хс = AC sin а = г sin а.(2)

Из выражений (1) и (2) видно, что точка С всегда находится на постоянном, расстоянии от начала координат (точки О):

ОС = VУс + хс = г,

т. е. точка С движется по окружности радиуса г с центром в точке О.

Если соединить точку С с точкой О кривошипом ОС (рис. 2< б) и установить направляющие вдоль осей OY и ОХ, получится механизм, преобразующий прямолинейное движение точек Л и В во вращательное движение кривошипа ОС. Сила, приложенная к точке А или В по направлению их движения, будет поворачивать кривошип ОС и, наоборот, вращение кривошипа ОС — перемещать точки Л и В вдоль их направляющих.

Эта схема и лежит в основе бесшатунного механизма, в котором роль стержня выполняет промежуточное звено ЛСВ, имеющее специальную форму.

Определим зависимость координат точек Л и В от угла поворота кривошипа ОС. Из рис. 2, б видно, что угол между кривошипом и осью 0Y равен углу а, так как треугольник АСО равнобедренный. Учитывая это, находим

Ул = ОА = OD + DA = 2г cos а;(3)

хв = OB = ОЕ + ЕВ = 2г sin а.(4)

Координаты крайних положений точек Л и В:

Ултах = 2г при а = 0°; уАп№ = —2г при а = 180°;

^втах = 2г при а = 90°; хВт1п = —2г при а = 270°.

Расстояние между крайними положениями, которое каждая ■ точка проходит за половину оборота кривошипа, Syl = 8В = 4г. За полный оборот кривошипа точки проходят этот путь дважды, совершая возвратно-поступательное движение. Звено АСВ за это время совершит также полный оборот, но в сторону, противоположную вращению кривошипа. Если обозначить угловую скорость вращения кривошипа со, а звена АСВ сос, то юс = —со.

Связь между координатами точек Л и В при любом положении кривошипа определяют из прямоугольного треугольника О АВ, гипотенузой которого служит длина звена АСВ, равная 2г:

у Уа а-Хв = 2г.

Точки, расположенные на прямой, соединяющей точки С и А или С и В, а также на продолжении этих прямых за точками А или В, движутся по эллиптическим траекториям. Координаты точки М, расположенной между точками С и А на расстоянии d от точки С:

ум = ВМ cos а = (г + d) cos а; -(5)

хм = AM sin а = (г — d) sin а.(6)

После преобразования уравнений (5) и (6) получим уравнение эллипса

2

Ум . хм ,(r + d)2 + (г — df

Большая ось эллипса направлена вдоль той оси, по которой совершает прямолинейное движение ближайшая точка звена.

Так, например, точка N опи-

Рис. 3. Схема бесшатунного механизма с углом у 4 90°Рис. 3. Схема бесшатунного механизма с углом у 4 90°сывает эллипс, большая ось которого расположена по оси ОХ.

Рис. 3. Схема бесшатунного механизма с углом у 4 90°

Рис. 3. Схема бесшатунного механизма с углом у 4 90°

Условие взаимной перпендикулярности, направлений движения точек А и В не является обязательным для бесшатунного механизма. Рассмотрим схему механизма с углом между осями цилиндров у 4 90° (рис. 1,6).

Проведем две окружности (одну радиусом/- из центра С, другую радиусом 2г из центра О, рис. 3), которые имеют общую точку внутреннего касания. При вращении кривошипа ОС малая окружность будет катиться без скольжения по неподвижной боль

шой окружности, вращаясь вместе со стержнем АСВ в сторону, противоположную вращению кривошипа. Известно, что в этом случае траекторией любой точки, лежащей на катящейся окружности, служит диаметр неподвижной окружности, проходящий через данную точку. Так, например, точка А движется по вертикальному диаметру А'А", точка В — по горизонтальному диаметру В'В", точки D и Е — по соответствующим наклонным диаметрам-D’D" и Е'Е". Поэтому можно не только точки А и В, расположенные на взаимно перпендикулярных диаметрах, но и любую другую пару точек, например точки А и Е, соединить с точкой С изогнутым стержнем АСЕ и установить направляющие вдоль соответствующих диаметров неподвижной окружности.

Если угол между диаметрами А'А" и Е'Е" равен у, то угол Р между сторонами С А и СЕ звена АСЕ должен быть равен 2у. Это следует из того, что оба эти угла опираются на одну и ту же дугу малой окружности АЕ, но угол у (Д0£) — вписанный, в угол Р (АСЕ) — центральный.

Рис. 4. Схемы бесшатунного механизма: а — V * 90°; б — V' = 180° — ?

Угол у может быть любым от 0 до 180°, но не равным ни нулю, ни 180°. Из рис. 4 видно, что механизм с углом у' = 180° — у идентичен механизму с углом у.

Рис. 5. Схемы бесшатунного механизма: а — с тремя связанными точками; б — с четырьмя связанными точками

С точкой С можно связать не только две, но и большее количество точек, расположенных на малой окружности (рис. 5), необходимо только иметь в виду, что ось каждой последующей

пары цилиндров должна быть сдвинута вдоль продольной оси двигателя. Поэтому бесшатунные двигатели могут иметь самые различные компоновки: V-образные, X-образные и звездообразные с расположением цилиндров под различными углами.

Зависимость координат точек А и В от угла поворота кривошипа ОС бесшатунного механизма с углом у 4= 90° ясна из схемы, представленной на рис. 6:

уА = OD + DA = 2 г cos а;

хв = ОЕ + ЕВ = 2 г cos (а — у).

Связь между уд и хв найдем, определив расстояние между точками Л и В из треугольника АСВ

22Рис. 6. Координаты узловых точек шатунного механизмаРис. 6. Координаты узловых точек шатунного механизмаАВ = 2г sin -|- = 2г sin уи из треугольника АОВАВ= ]/ z/a 4- хв — 2уАхв cos у.Приравнивая правые части написанных выражений, получимАВ = 2г sin -|- = 2г sin уи из треугольника АОВАВ= ]/ z/a 4- хв — 2уАхв cos у.Приравнивая правые части написанных выражений, получимбиссектрисам углов у и 18( пендикулярными при любыхбиссектрисам углов у и 18( пендикулярными при любыхУуа + хв — 2^xbcosY ,= 2г. sin уУравнение движения точки С удобнее выразить в системе координат, оси OY и ОХ которой направлены по — у и остаются взаимно пер- значениях угла у:Ууа + хв — 2^xbcosY ,= 2г. sin уУравнение движения точки С удобнее выразить в системе координат, оси OY и ОХ которой направлены по — у и остаются взаимно пер- значениях угла у:

2

2

Рис. 6. Координаты узловых точек шатунного механизма

Рис. 6. Координаты узловых точек шатунного механизма

АВ = 2г sin -|- = 2г sin у

и из треугольника АОВ

АВ= ]/ z/a 4- хв — 2уАхв cos у.

Приравнивая правые части написанных выражений, получим

АВ = 2г sin -|- = 2г sin у

и из треугольника АОВ

АВ= ]/ z/a 4- хв — 2уАхв cos у.

Приравнивая правые части написанных выражений, получим

биссектрисам углов у и 18( пендикулярными при любых

биссектрисам углов у и 18( пендикулярными при любых

Ууа + хв — 2^xbcosY ,= 2г. sin у

Уравнение движения точки С удобнее выразить в системе координат, оси OY и ОХ которой направлены по — у и остаются взаимно пер- значениях угла у:

Ууа + хв — 2^xbcosY ,= 2г. sin у

Уравнение движения точки С удобнее выразить в системе координат, оси OY и ОХ которой направлены по — у и остаются взаимно пер- значениях угла у:

(7)(7)Хс = г sinХс = г sinz/c = rcos Га^-

(7)

(7)

Хс = г sin

Хс = г sin

(8)

Преобразуя выражения (7) и (8), получим уравнение окружности

Хс + Ус = г2.

Строившиеся до настоящего времени бесшатунные двигатели имели X-образное расположение цилиндров с углом между осями цилиндров у = 90° (см. рис. 1, а).

В связи с этим дальнейшее содержание книги посвящено описанию и анализу бесшатунных двигателей с углом у = 90°.

ю

Рис. 7. Силы, действующие в бес- шатунном механизме при одном ползунеРис. 7. Силы, действующие в бес- шатунном механизме при одном ползунеусловия, чтобы каждая изусловия, чтобы каждая из

Рис. 7. Силы, действующие в бес- шатунном механизме при одном ползуне

Рис. 7. Силы, действующие в бес- шатунном механизме при одном ползуне

условия, чтобы каждая из

условия, чтобы каждая из

Из рассмотренных схем бесшатунного механизма видно, что для обеспечения прямолинейных траекторий точек А и В, соединенных между собой и с точкой С кривошипа ОС жестким звеном АСВ, достаточно иметь направляющие только у одной точки — А или В (рис. 7). Однако такая схема неприемлема по условиям распределения действующих в механизме сил.

Если установить направляющие только для одной точки А, сторона АС звена АСВ с кривошипом ОС образуют обычный кривошипно-шатунный механизм с отношением радиуса кривошипа ОС к длине шатуна СА, равным единице. В этом случае по мере приближения угла а к 90° и 270° составляющие приложенной к точке А силы Р — боковая сила N = = Р tg а и направленная вдоль оси АС сила S = —-неогра- cos аг

ниченно возрастают, стремясь к бесконечности.

При двух направляющих бес- шатунный механизм никогда не обращается в кривошипно-шатунный.

Следует иметь в виду, что во всех кинематических парах бес- шатунных двигателей между трущимися поверхностями имеются зазоры (рис. 8). Величины зазоров и допусков на несоосности и отклонения в размерах элементов механизма должны выбираться i

полусумм диаметральных зазоров: 60 + 6Л + 6С + 6К или 60 + 6В + 6с + Ьк (диаметральный зазор А = 26) всегда была больше суммы допусков на технологические отклонения от номинальных размеров, несоосность и неконцентричность элементов бесшатунного механизма, но должна быть меньше разности величин радиального зазора между цилиндрами и поршнями и допуска на несоосность цилиндров с направляющими. При выполнении этих условий во всех кинематических парах бесшатунного механизма всегда будут обеспечиваться гарантированные зазоры, наличие несущей масляной пленки и будет отсутствовать трение между поршнями и цилиндрами.

Рассмотрим, как передается на кривошип ОС сила Р, действующая в точке А, по мере поворота кривошипа и при условии, что масляная пленка в кинематических парах отсутствует (рис. 9). Допустим, что при крайнем верхнем положении точки А, когда звено АСВ располагается вдоль оси ОУ, ползуны точек А и В установлены симметрично в направляющих с одинаковыми по обеим сторонам зазорами 6.

При отклонении звена АСВ от оси ОУ на небольшой угол а появляется момент М силы Р относительно точки С, под действием которого звено АСВ поворачивается дополнительно на некоторый угол Да. Точка А смещается в положение Ль и ползун ее прижимается к направляющей.

ния точки В с оси на величинуния точки В с оси на величинуПолзун точки В при повороте звена АСВ перемещается вверх, но коснуться направляющей он не может, потому что, как это видно из рис. 9, а, при малом установленном угле а для смеще-

ния точки В с оси на величину

ния точки В с оси на величину

^п~^ц~^п^п~^ц~^пДа \-g-), а в точ-Да \-g-), а в точ-АА1 cosАА1 cos'и'иDn'Dn'4-14-125К=БН-ПК ^бА-бпд-бцА^. ^сАс^цС^25К=БН-ПК ^бА-бпд-бцА^. ^сАс^цС^зазора требуется значительно больший дополнительный угол поворота звена АСВ, чем угол Да, так как изменение зазора в точке А равно

^п~^ц~^п

^п~^ц~^п

Да \

-g-), а в точ-

Да \

-g-), а в точ-

АА1 cos

АА1 cos

'и

'и

Dn'

Dn'

4-1

4-1

25К=БН-ПК ^бА-бпд-бцА^. ^сАс^цС^

25К=БН-ПК ^бА-бпд-бцА^. ^сАс^цС^

Сила Р раскладывается,Сила Р раскладывается,ке В составляет 55! sin X

Сила Р раскладывается,

Сила Р раскладывается,

— как в обычном кривошипно-

шатунном механизме, на силу S, направленную по оси

прижимающую ползун точки Л к направляющей.Такое положение ползунов, когда ползун в точке А прижат к направляющей, а ползун в точке В свободен, сохраняется до величины .го Даугла а = 45^- , при котором ААг = BBV В этотприжимающую ползун точки Л к направляющей.Такое положение ползунов, когда ползун в точке А прижат к направляющей, а ползун в точке В свободен, сохраняется до величины .го Даугла а = 45^- , при котором ААг = BBV В этот^о=^по~^цо ^бв^^пв-^цв ^к=^н~^в ^^п~^ц~^п звена АСВ, и на силу N,

прижимающую ползун точки Л к направляющей.

Такое положение ползунов, когда ползун в точке А прижат к направляющей, а ползун в точке В свободен, сохраняется до величины .го Да

угла а = 45^- , при ко

тором ААг = BBV В этот

прижимающую ползун точки Л к направляющей.

Такое положение ползунов, когда ползун в точке А прижат к направляющей, а ползун в точке В свободен, сохраняется до величины .го Да

угла а = 45^- , при ко

тором ААг = BBV В этот

Рис. 8. Система зазоров в кинематических .парах бесшатуиного механизма. Буквами D и d обозначены диаметры: Вц — цилиндра: Dn — поршня; ^цД^пВ — штоковых подшипников; ^цд» ^ц^ — цапф звена АСВ в точках Я и В; DH — расточки направляющих картера; DK — расточки ползунов; d^ — подшипников звеньев ОС в точке С; d^ — цапф звена АСВ в точке С; dno — центральных подшипников в точке О; d^0 — центральных цапф звеньев ОС в точке О

момент оба ползуна будут касаться своих направляющих.

При дальнейшем повороте кривошипа ползун точки А начинает отходить от направляющей, потому что для сохранения контакта с ней необходим дополнительный поворот звена АСВ, но этому препятствует ползун точки В. Сила Р, создающая момент относительно точки С, равный Pr sin (а + Да), прижимает ползун В к направляющей (рис. 9, б).

величиной. Сила N, равна 5 tg (а + Да) а = 45° — —. При = 45°^- до а =ляющей точки В.величиной. Сила N, равна 5 tg (а + Да) а = 45° — —. При = 45°^- до а =ляющей точки В.Таким образом, силы, передающиеся на направляющие ползунов, при любом положении кривошипа ограничены конечной действующая на направляющие точки А,

величиной. Сила N, равна 5 tg (а + Да) а = 45° — —. При = 45°^- до а =

ляющей точки В.

величиной. Сила N, равна 5 tg (а + Да) а = 45° — —. При = 45°^- до а =

ляющей точки В.

и достигает максимальной величины при дальнейшем повороте кривошипа от а = 135° — 4^- сила # воспринимается направ-

Траектории движения точек А и В при свободных зазорах между ползунами и направляющими показаны на рис. 10.

Практически же при работе механизма с принудительной смазкой во всех зазорах создается гидродинамическое давление

Рис. 9. Схема передачи силы РРис. 9. Схема передачи силы Рна направляющие при двухна направляющие при двухползунахползунах

Рис. 9. Схема передачи силы Р

Рис. 9. Схема передачи силы Р

на направляющие при двух

на направляющие при двух

ползунах

ползунах

в масляном слое, и вследствие этого, а также вследствие упругих деформаций элементов механизма силы, действующие на точки А

и В, воспринимаются одновременно направляющими, расположен

ными по обеим осям (ОХ и ОУ) при всех значениях угла а.

Величины сил, действующих на направляющие и соответственно в кинематических парах Л и В, а также в точке С кривошипов ОС, обусловливаются динамическими свойствами бесшатунного механизма и упругой податливостью его элементов.

Определение нагрузок на направляющие в функции угла поворота кривошипов, зависящих не только от действующих сил давления газов и сил

Рис. 10. Траектории движения точек А и В при свободных зазорах в кинематических парах механизма

инерции, но и от упругих деформаций элементов механизма, составляет наиболее сложную задачу динамики бесшатунных двигателей (см. гл. III).

Рактивный момент, возникающий при работе двигателя, передается через ползуны штоков и направляющие картера непосредственно на подмоторную раму. При этом цилиндры не нагружаются боковыми силами.

§ 2. КОНСТРУКТИВНЫЕ ВАРИАНТЫ БЕСШАТУННОГОМЕХАНИЗМА

Бесшатунный д^сеанизм (БСМ) был исследован в трех конструктивных вариантах.

На рис. 11,а показан механизм, в котором промежуточное звено АС В выполнено в виде коленчатого вала. Основными эле-

Рис. 11. Конструктивные варианты бесшатунного механизма

ментами этого варианта механизма являются: поршневые штоки 1 с поршнями и ползунами, направляющие ползунов, промежуточное звено АСВ, совершающее сложное движение, кривошипы ОС и ОС', вращающиеся относительно оси 00' с угловой скоростью ю, и соединительный вал 5.

У основных элементов механизма выдерживается равенство, в пределах задаваемого допуска, следующих характерных раз- 14

меров: АС=ВС=ОС = г = 1/4 S (где S — величина хода поршней).

Для четырехцилиндрового двигателя с углом у = 90° звено АСВ имеет вид двухопорного двухколенного вала 2, который похож на коленчатые валы кривошипно-шатуниых двигателей, но по сравнению с ними имеет в 2 раза меньший радиус кривошипов и совершенно отличную кинематику и динамику.

Шейки А и В колен, аналогичные по конструкции шатунным шейкам, соединены посредством подшипников с серединами поршневых штоков 7 (условимся называть эти шейки штоковыми). Колена расположены в одной плоскости противоположно одно другому; при у ^= 90° колена находятся в плоскостях, пересекающихся под углом Р = 2у.

Штоковые шейки совершают вместе со штоками 7 возвратно- поступательное движение по осям соответствующих цилиндров и одновременно с этим вращаются относительно своей оси с угловой скоростью №с = —ю.

Относительная угловая скорость вращения штоковых шеек в подшипниках штоков равна ю.

Концевые опорные шейки С и С', .аналогичные по конструкции коренным шейкам коленчатых валов кривошипно-шатунных двигателей, находятся в подшипниках соответствующих точек С и С' переднего и заднего кривошипов ОС и О'С', вращающихся относительно оси 00'. Опорные шейки одновременно с вращением относительно своей оси с угловой скоростью юс совершают круговое движение относительно оси ОО' вместе с подшипниками. СС' кривошипов ОС и О'С', и таким образом осуществляют вращение кривошипов ОС и О'С', нагружаемых полезным крутящим моментом.

Относительная угловая скорость вращения опорных шеек в подшипниках кривошипов с учетом юс = —ю равна 2ю. Коленчатый вал 2 не нагружается полезным крутящим моментом.

Освобождение вала 2 от передачи крутящего момента двигателя и малое расстояние между центрами штоковых и опорных шеек, равное ^4 хода поршня, позволяют не только снизить размеры и массу коленчатых валов рассматриваемого варианта механизма, но и применять при многоцилиндровых блочных конструкциях двигателей неразъемные коленчатые валы 2 и поршневые штоки 1, что значительно упрощает их конструкцию и повышает надежность двигателя.

Для предупреждения перекоса и заклинивания опорных шеек коленчатого вала в подшипниках кривошипов применен соединительный вал 5, связанный с обоими кривошипами ОС и О’С’ посредством шестерен 4, 3, 6, 7.

Этот вал, фиксирующий относительное положение кривошипов ОС и О'С', обеспечивает синхронность их вращения и постоянную соосность подшипников С и С', а также и соосность с ними опорных шеек коленчатого вала при непрерывно изменяю-

15

щемся и неравном нагружении обоих кривошипов в процессе работы двигателей.

Одновременно с этим соединительный вал 5 передает крутящий момент от свободного кривошипа к кривошипу, непосредственно связанному с потребителем мощности двигателя, и таким образом частично разгружает коленчатый вал 2.

На рис. 11,6 показан бесшатунный механизм без соединительного вала.

В этом механизме на опорных шейках С у С' коленчатого вала закреплены цилиндрические шестерни 8 и 10 с радиусом начальной окружности г, равным одной четверти хода поршней, а в картере установлены неподвижные шестерни 9 у 11 внутреннего зацепления с радиусом начальной окружности 2г, оси которых совпадают с осью вращения кривошипов 00'.

Относительная фиксация кривошипов и синхронность их вращения при работе двигателя достигаются вследствие зацепления подвижных шестерен 8 у 10 с. соответствующими неподвижными шестернями 9 и //.

При работе двигателя шестерни 8 у 10 обкатываются без скольжения по зубчатым венцам неподвижных центральных шестерен, имеющих в 2 раза больший диаметр. При этом (см. рис. 3) штоковые шейки коленчатого вала, центральные точки А у В которых лежат на начальной окружности подвижных шестерен (так как АС = г = ВС), совершают вместе со штоками и поршнями прямолинейное возвратно-поступательное движение по соответствующим прямым (диаметрам неподвижных шестерен), проходящим через точки А или В и центр О.

В данном механизме отпала необходимость в ползунах и в направляющих ползунов. Реактивный момент двигателя передается на подмоторную раму через шестерни 8—9 и 10—11, минуя цилиндрово-поршневую группу.

Траектории движения точек, находящихся на начальной окружности подвижных шестерен, а следовательно, и штоковых цапф коленчатого вала, описываются теми же уравнениями, что и траектории движения штоковых цапф коленчатого вала бес- шатунного механизма с направляющими и ползунами.

На рис. 12 показана конструктивная схема двигателя с бес- шатунным механизмом без соединительного вала и направляющих ползунов.

Как видно, из рис. 11,6 и 12, двигатели с таким механизмом теоретически совершенно не имеют нагруженных боковыми силами поступательно движущихся кинематических пар в виде поршней или ползунов, и поэтому их механический к. п. д. (при допущении, что все элементы механизма и картера абсолютно жесткие) должен достигать максимальной величины.

Однако при всех указанных преимуществах этого варианта механизма применение его для реальных двигателей вызывает ряд затруднений.

16

Показанный на рис. 12 коленчатый вал, представляющий собой балку с ломаной осью и с различной упругостью по длине, передает весь крутящий момент двигателя и при этом подвержен действию увеличенных изгибающих моментов вследствие отсутствия у него промежуточных опор в виде ползунов и направляющих.

Из-за упругих деформаций элементов БСМ, а также неизбежных зазоров в кинематических парах и зазоров в зацеплении ше-

Рис. 12. Конструктивная схема двигателя с механизмом без ползунов (рис. 11,6)

стерен 8—9 и 10—И значительно усложняется проблема поддержания в эксплуатации необходимого для нормальной работы постоянства соосности подшипников кривошипов и соединяющихся с ними опорных шеек коленчатого вала при высокой быстроходности и минимальной массе элементов механизма. В связи с этим ухудшаются условия получения оптимального соотношения между силами давления газа и силами инерции движущихся элементов и реализации возможного для бесшатунного механизма снижения нагрузок и потерь на трение в кинематических парах, приходящихся на единицу мощности.

Кроме того, из-за отсутствия ползунов и их направляющих нарушается концентричность расположения поршней и штоков

С. С. Баландин

в цилиндрах, и вследствие момента трения штоковых подшипников с цапфами коленчатого вала возникают боковая сила и сила трения поршней со стенками цилиндров и штоков с уплотнительными втулками х.

Нагруженность коленчатого вала полным крутящим моментом двигателя и ограниченность радиуса начальной окружности шестерен 8 и 10 (рис. 11, б и 12) величиной г, равной одной четверти хода поршней, значительно усложняют создание многоцилиндровых короткоходных двигателей большой мощности, так как диаметры штоковых и опорных цапф коленчатого вала этих двигателей получаются по условиям прочности намного больше диаметра начальной окружности соединяющихся с ними шестерен 8 и 10. Кроме того, в двигателях с двусторонним процессом сложно осуществить параллельный подвод охлаждающего масла ко всем поршням и обеспечить одинаковые условия их охлаждения, а также смазку поршневых колец и стенок цилиндров. Еще сложнее организовать отвод из поршней нагретого масла по автономным каналам таким образом, чтобы оно не попадало в подшипники механизма и имело минимальную утечку в картер.

По указанным причинам применение этого варианта механизма сужает по сравнению с первым вариантом механизма возможности создания бесшатунных двигателей из-за ограниченности величины отношения хода поршней к их диаметру, величины максимальной мощности двигателя, быстроходности, числа цилиндров. Кроме того, снижаются габаритно-массовые показатели и моторесурс двигателей.

На рис. 11, в показан вариант механизма, в котором звено АСВ выполнено в виде спаренных эксцентриков 12, а звено ОС имеет вид коленчатого вала 13, который по форме, кинематике и нагрузкам аналогичен коленчатым валам кривошипно-шатунных двигателей, но имеет в 2 раза меньший радиус кривошипов.

В этом механизме новыми конструктивными элементами являются спаренные эксцентрики 12 и коленчатый вал 13, выполняющий функции кривошипов ОС и О'С' (рис. 11, а).

Применение эксцентрикового механизма позволяет заметно уменьшить продольные размеры двигателя, а при цельной конструкции коленчатого вала обеспечивается постоянная соосность эксцентриковых подшипников с цапфами коленчатого вала 13 и их нормальная работа в эксплуатации без использования соединительного вала (рис. 11, а) или шестерен (рис. 11,6).

Однако при выполнении звена АСВ в виде спаренных эксцентриков значительно возрастают по сравнению с бесшатунным механизмом первого (рис. 11, а) и второго (рис. 11, б) вариантов диаметры штоковых подшипников при заданном ходе поршней и вместе с этим скорости скольжения их трущихся поверхностей, а также отношение диаметров штоковых подшипников к их длине.

В двигателях с цилиндрами двойного действия.

Поэтому механизм с эксцентриками наиболее эффективно может быть использован только в двигателях малой мощности с коротким ходом поршней.

Следует также учитывать, что в механизмах последних двух вариантов коленчатый вал передает весь крутящий момент двигателя и подвержен, как и коленчатые валы кривошипно-шатунных двигателей, крутильным колебаниям.

Исследования показали, что рассмотренные выше конструктивные варианты механизма могут быть использованы для создания бесшатунных двигателей. Для двигателей средней и большой мощности по конструктивно-технологическим, энергетическим, массовым и эксплуатационным показателям, включая надежность и моторесурс, более предпочтительным является механизм, изображенный на рис. 11, а.

Это положение подтвердилось при разработке и создании натурных двигателей.

Все построенные и успешно прошедшие стендовые испытания бесшатунные двигатели имеют силовой механизм, приведенный на рис. 11, а (см. гл. II).

ОСОБЕННОСТИ БЕСШАТУННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙС ОДНОСТОРОННИМ И ДВУСТОРОННИМ РАБОЧИМПРОЦЕССОМ В ЦИЛИНДРАХ

Бесшатунная схема двигателей имеет ряд существенных преимуществ по сравнению с кривошипно-шатунной.

Отсутствие шатунов и прямолинейное движение поршневых штоков позволяют сократить размеры картера и максимально приблизить к валу цилиндры, благодаря чему значительно уменьшаются поперечные габариты двигателя.

Из рис. 13 видно, насколько можно приблизить рабочий объем цилиндров к оси вала двигателя при применении бесшатунного механизма по сравнению с кривошипно-шатунным.

На рис. 14 показаны (в одном масштабе) поперечные разрезы двух четырехтактных двигателей с односторонним рабочим процессом в цилиндрах: пятицилиндрового кривошипно-шатунного двигателя М-11 максимальной мощностью НО л. с. и четырехцилиндрового бесшатунного двигателя мощностью 140 я. с., имеющих одинаковые серийные цилиндры и поршни и соответственно одинаковые диаметры и ходы поршней. Из рис. 14 видно, что только вследствие уменьшения размеров картера поперечные габариты бесшатунного двигателя уменьшались примерно в 2 раза по сравнению с двигателем М-11.

При бесшатунном механизме благодаря особенностям его кинематики конструктивно просто осуществляется двусторонний рабочий процесс в цилиндрах, что позволяет почти вдвое эффективнее использовать рабочий объем цилиндров.

2*19

Рис. 13. Расстояния между осью вала двигателя и цилиндрами с кривошипно-шатунным и бесшатунным механизмом

6)

Рис. 14. Поперечные разрезы четырехтактных двигателей:

а —кривошипно-шатунного М-11; б —четыре^цилиндрового бесшатунногодвигателя ОМБ

Из рис. 15 видно, что кинематическая и компоновочная схемы бесшатунных двигателей двойного действия, а следовательно, и их возможная быстроходность остаются теми же, что и при одинарном действии, а мощность двигателя увеличивается почти в 2 раза при сравнительно небольшом увеличении габаритов. Поэтому вСе мощные и сверхмощные бесшатунные двигатели, предназначавшиеся для использования в авиации, разрабаты-

Рис.15. Компоновочные схемы бесшатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрахРис.15. Компоновочные схемы бесшатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

Рис.15. Компоновочные схемы бесшатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

Рис.15. Компоновочные схемы бесшатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

а)6)а)6)Рис. 16. Принципиальные компоновочные схемы кривошипно-шатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрахРис. 16. Принципиальные компоновочные схемы кривошипно-шатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

а)6)

а)6)

Рис. 16. Принципиальные компоновочные схемы кривошипно-шатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

Рис. 16. Принципиальные компоновочные схемы кривошипно-шатунных двигателей: а и б — соответственно с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах

вались преимущественно с двусторонним рабочим процессом в ци линдрах. Так, например, двадцатичетырехцилиндровый двига тель двойного действия был спроектирован с максимальной мощ ностью 10 000 л. с. при 2600 об!мин. Диаметр его цилиндров ра

вен 160, а ход поршня 170 мм. Как известно, схема, в которой используется кривошипно-шатунный механизм, не позволяет создавать двигатели такой мощности при высоких числах оборотов.

Чтобы осуществить двусторонний рабочий процесс в цилиндрах кривошипношатунных двигателей, необ-

ходимо, кроме шатунов, применять поршневые штоки с ползунами (рис. 16), что приводит к резкому возрастанию габаритов и массы двига-

теля и к значительному снижению его быстроходности вследствие увеличения массы возвратно-поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма. В существующих кривошипношатунных двигателях двойного действия не только не достигнут

прирост литровой мощности и снижение удельных габаритов и массы, но они имеют значительно худшие эти показатели, чем быстроходные двигатели одинарного действия.

Основным положительным качеством крупногабаритных и тяжелых кривошипно-шатунных двигателей двойного действия со штоками и ползунами является отсутствие у них бокового давления поршней на стенки цилиндров, что обеспечивает мень

шие потери на трение, меньшие удельные расходы топлива и увеличенный ресурс работы. Именно эти качества и связанные с ними преимущества свойственны бесшатунным двигателям при несрав-

Рис. 17. Литровые мощности двигателей двойного действия:Рис. 17. Литровые мощности двигателей двойного действия:1 —кривошипно-шатунных; 2 — бесшатун- ных двигателей ОМ-127РН н М-127К1 —кривошипно-шатунных; 2 — бесшатун- ных двигателей ОМ-127РН н М-127Книмо меньших габаритах и массе и большей быстроходности.

Рис. 17. Литровые мощности двигателей двойного действия:

Рис. 17. Литровые мощности двигателей двойного действия:

1 —кривошипно-шатунных; 2 — бесшатун- ных двигателей ОМ-127РН н М-127К

1 —кривошипно-шатунных; 2 — бесшатун- ных двигателей ОМ-127РН н М-127К

На рис. 17 даны литровые мощности различных двигателей двойного действия.

На рис. 18 дано сравнение (в одном масштабе) габаритов двигателей двойного действия, которые можно получить с кривошипно-шатунным и бесшатунным механизмами в случае соблюдения равенства мощностей при допускаемых механизмами степенях форсирования или при одинаковых диаметрах и ходах поршней.

В бесшатунных двигателях (см. рис. 14 и 15) силы давления газов противолежащих цилиндров, действующие на поршни, замыкаются в системе поршни—шток, и на штоковую шейку коленчатого вала пере

дается только их разность. В связи с тем, что оба поршня вместе со штоком и ползуном движутся как одно целое, их суммарная сила инерции вблизи крайних положений поршней всегда направлена против силы давления газов на один из поршней, что существенно уменьшает результирующую силу Р2, нагружающую звенья меха

низма.

Благодаря этому кинематические пары бесшатунных двигателей имеют меньшую нагрузку и соответственно меньшие потери на трение, чем кривошипно-шатунные двигатели.

Наиболее благоприятное сочетание сил давления газа и сил инерции для получения минимального нагружения кинематических пар силового механизма достигается в бесшатунных двигателях при двухтактном цикле и двустороннем рабочем процессе в цилиндрах.

Следует также отметить, что в бесшатунных двигателях двойного действия или работающих по двухтактному циклу кинематические пары механизма дополнительно разгружаются при повышении противодавления выпуска, если при этом давление наддува и максимальное давление цикла остаются без изменения.

На рис. 19 показано соотношение сил, действующих по направлению осей цилиндров, в зависимости от изменения угла поворота кривошипов бесшатунного механизма при двухтактном цикле и быстроходности, обеспечивающей оптимальное сочетание давления сил газа и сил инерции поступательно движущихся масс.

Рис. 18. Соотношение поперечных габаритов мощных двигателей двойного действия:

а _ кривошипно-шатунных; б — бесшатунных при одинаковой мощности; в — бесшатунных прн одинаковых диаметре цилиндра и ходе поршня

На рис. 20 даны результирующие силы Рх = 2 Рг + Ри, нагружающие шатунные подшипники существующих кривошипно-шатунных двигателей и штоковые подшипники бесшатунного двигателя ОМ-127РН с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах, отнесенные к единице эффективной мощности, в зависимости от угла а. Из рассмотрения сил видно, что средняя величина результирующей силы Р^сг„ определяющая основную долю трения в кинематических парах механизмов и износ подшипников, у бесшатунных двигателей Р23ср в 1,6—1,8 раз меньше, чем Р^ср и Р^^ср У кривошипно-шатунных двигателей. У бесшатунных двигателей обеспечивается также более благоприятное соотношение тангенциальных сил Т, совершающих полезную работу, и радиальных сил Z, не совершающих полезной работы, а только увеличивающих нагрузку на звенья механизма и трение в кинематических парах.

Из рис. 21 видно, что значения радиальных сил Z, отнесенные к единице мощности, в бесшатунном двигателе в 3—3,6 раза меньше, чем в кривошипно-шатунных двигателях.

Кроме того, трение в ползунах и направляющих происходит при значительно меньших температурах, чем трение поршней о стенки цилиндров. На всех режимах работы бесшатунных дви

гателей обеспечиваетсягателей обеспечиваетсягарантированное жидкостное трение.

гателей обеспечивается

гателей обеспечивается

Рис. 19. Возможное соотношение сил в бесшатунных дизелях с двухтактным циклом:Рис. 19. Возможное соотношение сил в бесшатунных дизелях с двухтактным циклом:Бесшатунные двигатели по сравнению с кривошипно-шатунными имеют меньшую величину комплекса Ncpy»cp , входящего в уравнение

Рис. 19. Возможное соотношение сил в бесшатунных дизелях с двухтактным циклом:

Рис. 19. Возможное соотношение сил в бесшатунных дизелях с двухтактным циклом:

Рис. 20. Суммарная сила от двух цилиндров, приходящаяся на единицу мощности, нагружающая подшипники: 1 — шатунный подшипник V-образного двигателя АМ-35 мощностью 1200 л. с. при 2050 об/мин*, 2 — шатунный подшипник V-образного двигателя Аллисон С-15 мощностью 1100 л. с. при 3000 об!мин*, 3 — штоковый подшипник Х-образного двигателя двойного действия ОМ-127РН мощностью 3200 л. с. при 2800 об/минРис. 20. Суммарная сила от двух цилиндров, приходящаяся на единицу мощности, нагружающая подшипники: 1 — шатунный подшипник V-образного двигателя АМ-35 мощностью 1200 л. с. при 2050 об/мин*, 2 — шатунный подшипник V-образного двигателя Аллисон С-15 мощностью 1100 л. с. при 3000 об!мин*, 3 — штоковый подшипник Х-образного двигателя двойного действия ОМ-127РН мощностью 3200 л. с. при 2800 об/минР , Р — силы давления гв гн

Рис. 20. Суммарная сила от двух цилиндров, приходящаяся на единицу мощности, нагружающая подшипники: 1 — шатунный подшипник V-образного двигателя АМ-35 мощностью 1200 л. с. при 2050 об/мин*, 2 — шатунный подшипник V-образного двигателя Аллисон С-15 мощностью 1100 л. с. при 3000 об!мин*, 3 — штоковый подшипник Х-образного двигателя двойного действия ОМ-127РН мощностью 3200 л. с. при 2800 об/мин

Рис. 20. Суммарная сила от двух цилиндров, приходящаяся на единицу мощности, нагружающая подшипники: 1 — шатунный подшипник V-образного двигателя АМ-35 мощностью 1200 л. с. при 2050 об/мин*, 2 — шатунный подшипник V-образного двигателя Аллисон С-15 мощностью 1100 л. с. при 3000 об!мин*, 3 — штоковый подшипник Х-образного двигателя двойного действия ОМ-127РН мощностью 3200 л. с. при 2800 об/мин

газа на поршень в верхней и нижней камерах сгорания, Ри — сила инерции двнжу- • щнхся масс механизма;

Pg — суммарная сила

мощности трения ползунов и поршней, и соответственно меньшие потери на трение в поступательных кинематических парах (где Ncp — среднее за цикл значение силы N; ц — коэффициент трения; иср — средняя скорость поршня; N{ — индикаторная мощность двигателя).

В бесшатунных двигателях штоковые подшипники не только имеют меньшие по величине нагружающие силы на единицу мощности, но и более равномерно нагружены по всей рабочей поверхности. Подшипники имеют две зоны пониженного давления, через которые осуществляется подвод масла из штоков к трущимся поверхностям (подробнее см. гл. III). Все это обеспечивает гарантированное жидкостное трение в кинематических парах силового механизма, малые их износы, длительную работоспособность подшипников в эксплуатации и предотвращает местные перегревы подшипников.

Бесшатунные двигатели вследствие меньшего относительного количества трущихся пар в силовом механизме, меньшей нагружен- ности их, отсутствия трения поршней о цилиндры и гарантированного жидкостного трения во всех вращающихся и поступа

тельно движущихся кинематических парах имели при испытания х в 2—4 раза меньшие потери мощности на трение по сравнению

с аналогичными кривошипно-шатунными двигателями и соответственно больший механический к. п. д. при использовании в подшипниках одинаковых антифрикционных материалов.

Так, например, сравнительные испытания (см. рис. 14) двигателя М-11 и четырехцилиндрового бесшатунного двигателя,

проведенные при одинаковых условиях и на одинаковом топливе, показали, что у двигателя М-11 при номинальном Числе оборотов 1580 в минуту механический к. п. д. r]^ — 0,845, а у бесшатунного двигателя при этих числах оборотов г],, = 0,932, следовательно, потери мощности на трение у бесшатунного двигателя в 2,28 раза меньше, чем у двигателя М-11.

Это обстоятельство обеспечило бесшатунному двигателю в процессе испытаний (см. гл. II) более высокую литровую мощность.

Рис,'21. Приведенная к единице мощности сила, действующая по направлению кривошипов:Рис,'21. Приведенная к единице мощности сила, действующая по направлению кривошипов:1 — двигателя АМ-35; 2 — двигателя Аллисон С-15; 3 —двигателя ОМ-127РН1 — двигателя АМ-35; 2 — двигателя Аллисон С-15; 3 —двигателя ОМ-127РНменьший расход топлива на 1 л. с. ч.меньший расход топлива на 1 л. с. ч.и во много раз больший ресурс работы по сравнению с криво

Рис,'21. Приведенная к единице мощности сила, действующая по направлению кривошипов:

Рис,'21. Приведенная к единице мощности сила, действующая по направлению кривошипов:

1 — двигателя АМ-35; 2 — двигателя Аллисон С-15; 3 —двигателя ОМ-127РН

1 — двигателя АМ-35; 2 — двигателя Аллисон С-15; 3 —двигателя ОМ-127РН

меньший расход топлива на 1 л. с. ч.

меньший расход топлива на 1 л. с. ч.

шипно-шатунными двигателями одинакового класса.

В бесшатунном восьмицилиндровом двигателе двойного действия, в котором осуществлена принудительная циркуляционная

смазка ползунов и направляющих и применены подшипники из свинцовистой бронзы со свинцовым покрытием трущейся поверхности, потери на трение при п. = 2650 об!мин составили всего лишь 6% от индикаторной мощности, т. е. в 3—4 раза меньше, чем у обычных кривошипно-шатунных двигателей. Это значит, что при бесшатунной схеме на каждый миллиард лошадиных сил индикаторной мощности можно получить дополнительно 100— 150 млн. л. с. без затраты на это металла и горючего.

Для бесшатунных двигателей требуются в 2,5—3 раза меньшие водо-масляные и примерно в 1,5 раза меньшие воздушные радиаторы, и соответственно уменьшается мощность, затрачиваемая на охлаждение двигателей.

Кроме того, высокий механический к. п. д. бесшатунного двигателя открывает широкие перспективы для повышения быстро-

ходности двигателей и получения более высокого уро вня мощностных, габаритных и массовых показателей поршневых двигателей. Это наглядно иллюстрируется рис. 22, где приведено относительное изменение индикаторной и эффективной мощностей Nt = = -^-, Ne = -^- в зависимости от средней скорости поршня и„ NioNeo

при допущении, что среднее индикаторное давление остается постоянным, а мощность механических потерь NM изменяется пропорционально квадрату средней скорости поршня:

NM = NM0 (^Y.

\ иП0 /

0 40 80 Уп м/секРис. 22. Зависимость эффективной мощности двигателей с кривошипно-шатунным (К.ШМ) и бесшатунным механизмом (БСМ) от средней скорости движения поршней. Штриховой линией дана Ne БСМ при двойном действии0 40 80 Уп м/секРис. 22. Зависимость эффективной мощности двигателей с кривошипно-шатунным (К.ШМ) и бесшатунным механизмом (БСМ) от средней скорости движения поршней. Штриховой линией дана Ne БСМ при двойном действииВ соответствии с этим механический к. п. д. двигателя изменяется по закону

0 40 80 Уп м/сек

Рис. 22. Зависимость эффективной мощности двигателей с кривошипно-шатунным (К.ШМ) и бесшатунным механизмом (БСМ) от средней скорости движения поршней. Штриховой линией дана Ne БСМ при двойном действии

0 40 80 Уп м/сек

Рис. 22. Зависимость эффективной мощности двигателей с кривошипно-шатунным (К.ШМ) и бесшатунным механизмом (БСМ) от средней скорости движения поршней. Штриховой линией дана Ne БСМ при двойном действии

Величины с индексом «О» относятся к исходному значению средней скорости поршня ип0 = 10 мкек.

Индикаторная мощность для двигателей обоих типов при этой скорости принята одинаковой и равной Ni0, откуда N{ = 1. Значения механического к. п. д. при исходной скорости уп0 = = 10 мкек приняты для двигателей обоих типов разные на уровне достигнутых в реальных двигателях.

Значения т]л0 = 0,74 4-0,85 относятся к кривошипно-шатунным двигателям, a r^0 = 0,93-4- -4-0,96 — к бесшатунным.

Из графиков видно,что в кривошипно-шатунных двигателях вследствие больших потерь мощности на трение рост эффектив

ной мощности прекращается при значительно меньших величинах средней скорости поршня, чем у бесшатунных двигателей, в которых повышение быстроходности практически не лимитируется

потерями на трение.

Таким образом, при бесшатунной схеме двигателя можно получать значительно большие мощности, чем могут иметь современные быстроходные кривошипно-шатунные двигатели соответст

вующего класса.

Следовательно, положительные качества, свойственные бес-

шатунному двигателю: возможность осуществления двустороннего процесса в цилиндрах при малых габаритах и высокой быстроходности, меньшая нагруженность силового механизма при заданной мощности, малая вероятность просачивания газов из цилиндра двойного действия в картер при высоком максимальном давлении цикла — позволяют создавать эффективные бесшатунные поршневые генераторы газа и комбинированные двигатели с наиболее благоприятными тяговыми характеристиками для приме

Рис. 23. Схема комбинированного тур- бопоршневого бесшатунного двигателяРис. 23. Схема комбинированного тур- бопоршневого бесшатунного двигателянения их на транспортных машинах.

Рис. 23. Схема комбинированного тур- бопоршневого бесшатунного двигателя

Рис. 23. Схема комбинированного тур- бопоршневого бесшатунного двигателя

В бесшатунных мотогазогенераторах двойного действия при нулевой мощности на валу кинематические пары и детали силового механизма будут иметь минимальную нагрузку и изно- сы и большую долговечность в эксплуатации при высоком механическом к. п. д. мотогазо

генераторов.

На рис. 23 показана одна из возможных схем комбинирован-

ного турбопоршневого двигателя, состоящего из бесшатунного четырехтактного мотогазогенератора двойного действия, вырабатывающего газ с высокими параметрами, и работающей на этом газе турбины, развивающей необходимый крутящий момент на выход

ном валу двигателя.

Чтобы получить полное дожигание восстановительного газа, выходящего из цилиндров, и иметь рабочее тело с допустимой температурой перед турбиной 4, в схеме применен центробежный компрессор 1, обеспечивающий дополнительное поджатие части воздуха, выходящего из осевого компрессора 2, и подачу этого воздуха в смесительную камеру 3.

В отдельных случаях в зависимости от предъявляемых требований и от условий использования комбинированного двигателя в смесительную камеру 3 вместо сжатого воздуха можно подавать специальными насосами перекись водорода или воду.

Глава II

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ И КОНСТРУКЦИЯБЕСШАТУННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

ЧЕТЫРЕХЦИЛИНДРОВЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ОМБМОЩНОСТЬЮ 80—140 л. с.

Конструкция двигателя ОМБ. Двигатель ОМБ является первым бесшатунный двигателем внутреннего сгорания.

Двигатель ОМБ (рис. 24) был построен для проверки основных конструктивных и кинематических свойств бесшатунной схемы и работоспособности бесшатунного силового механизма в системе двигателя при реальных нагрузках.

Чтобы получить объективную сравнительную оценку, бесшатунный двигатель ОМБ был спроектирован и построен на базе серийного кривошипно-шатунного двигателя М-11А.

Новыми элементами в двигателе ОМБ являются бесшатунный механизм и измененная конструкция картера. Остальные детали и узлы двигателя ОМБ — цилиндры, поршни, механизм газораспределения, масляный насос, карбюратор и др. — являются серийными деталями и узлами двигателя М-11А.

Картер и бесшатунный механизм двигателя ОМБ выполнены из тех же материалов, из которых изготовлялись картер и кривошипно-шатунный механизм двигателя М-11А, и с одинаковым конструктивным и технологическим уровнем совершенства. Продольный разрез двигателя ОМБ показан на рис. 25.

Двигатель состоит из четырех основных раздельно собирающихся узлов: передней части, средней части, задней крышки и цилиндров (рис. 26).

В передней части двигателя расположены кривошип бесшатунного механизма, передающий мощность двигателя потребителю, и шестерни с кулачковыми валиками и толкателями механизма газораспределения; в задней крышке — другой кривошип бесшатунного механизма, масляный насос и карбюратор, два магнето и масляный пластинчатый фильтр; в средней части — коленчатый вал со штоками бесшатунного механизма и соединительный вал с шестернями.

Все части двигателя соединены между собой шпильками.

29

Бесшатунный механизм двигателя ОМБ показан на рис. 27. Он состоит из двух штоков 3, с каждым из которых посредством поршневых пальцев соединены два серийных поршня от двигателя М-11, коленчатого вала 2, переднего кривошипа 1, с которого

Рис. 26. Основные узлы двигателя ОМБ: х 2 — передняя часть; б — средняя часть; в — задняя крышка

снимается крутящий момент двигателя, и заднего кривошипа 4. Поршневой шток и коленчатый вал показаны на рис. 28.

Оба кривошипа с помощью шестерен соединены с соединительным валом, расположенным в средней части картера выше оси кривошипов (рис. 29).

Рис. 27. Бесшатунный механизм двигателя ОМБ в сборе (без соединительного вала)

Как видно из рис. 28, штоки двигателя спроектированы по типу шатунов кривошипно-шатунных механизмов из двух частей, соединенных призонными болтами, и имеют двутавровое поперечное сечение стержней.

При бесшатунной схеме в отличие от кривошипно-шатунной можно выполнять глухое крепление поршней со штоками и делать 30

штоки без разъема, более простые, легкие и с трубчатым сечением стержней, так как условия продольного изгиба штоков в пло- -скости вращения кривошипов и в перпендикулярной к ним плос- ■ кости одинаковы.

Составными частями механизма газораспределения являются: ведущая шестерня, посаженная на шлицы переднего кривошипа,

четыре ведомые распределительные муфтами, аналогичными муфтам второго и пятого цилиндров двигателя М-11А, четыре комплекта направляющих втулок с толкателями, роликами и осями (такие же, как у двигателя М-11А).

шестерни с кулачковымишестерни с кулачковымиООРис. 29. Средняя часть картера двигателя ОМБ с соединительным валомРис. 29. Средняя часть картера двигателя ОМБ с соединительным валомРис. 28. Поршневой шток и коленчатый вал двигателя ОМБ:

шестерни с кулачковыми

шестерни с кулачковыми

О

О

Рис. 29. Средняя часть картера двигателя ОМБ с соединительным валом

Рис. 29. Средняя часть картера двигателя ОМБ с соединительным валом

а — поршневой шток; б — коленчатый вал. Расстояние между центрами штоковых и опорных шеек г = 35 мм

При регулировке между роликом коромысла и упором клапана устанавливают зазоры: на впускном клапане 0,1 мм» на выпускном — 0,15 мм.

Технология регулирования газораспределения двигателя ОМБ такая же, как и для двигателя М-11А.

Тяги, стойки и коромысла вследствие расположения цилиндров попарно в двух плоскостях отличаются от серийных лишь по форме и размерам, порядок же их сборки, крепление к цилиндру, соотношение плеч и подъем клапанов такие же, что и в двигателе М-11А.

Смазка подается шестеренчатым насосом, укрепленным на задней крышке. Масло через пластинчатый фильтр поступает в торец хвостовика заднего кривошипа.

Давление масла проверяют в трех местах: перед пластинчатым фильтром; после пластинчатого фильтра, перед поступлением

31

масла в задний кривошип; в конце магистрали, после скользящих подшипников; для этого масло подводится к манометру из центрального отверстия носка переднего кривошипа, несущего втулку винта.

Перепад давления в начале и в конце магистрали составляет 0,2—0,4 кПсм\

Втулка винта серийная; она крепится на конусе переднего кривошипа с помощью шпонки так же, как у двигателя М-11А.

Диаметр центральной части картера, несущей цилиндры, при одинаковом с двигателем М-11 А ходе поршней меньше и равен 280 мм, а поперечное сечение двигателя ОМБ равно 0,490 м2 (у двигателя М-11 А оно равно 0,908 м'2).

В табл. 1 приведены номинальные размеры, допуски и зазоры в сопряженных деталях цилиндро-поршневой группы и бесшатун- ного механизма двигателя ОМБ.

Результаты доводки и стендовых испытаний двигателя ОМБ на расчетных режимах. Четырехцилиндровый бесшатунный двигатель ОМБ был запроектирован на номинальную мощность 82 л. с. при 1600 об/мин.

1. Номинальные размеры, допуски и зазоры в основных сопряженных деталях бесшатунного механизма двигателя ОМБ

(размеры даны в мм)

Наименование

Номинальный размер

Допуск

Зазор в сопряженных деталях

- Диаметр цилиндров

Диаметр поршней: в верхней части в нижней части

125,0

124,43

124,65

+ 0,040

—0,030

—0,050

0,570—0,640

0,350—0,440

Размер между направляющими

Внешний диаметр по накладкам ползунов

125,00

125,00

+ 0,040

—0,035

—0,050

0,035—0,090

Диаметр штоковых подшипников в сборе

Диаметр штоковых шеек коленчатого вала

60,00

60,00

+ 0,010

+ 0,020

—0,037

—0,047

0,047—0,067

Диаметр опорных подшипников, запрессованных в кривошипы . . .

Диаметр опорных шеек коленчатого вала

54,00

54,00

+ 0,020

+ 0,010

—0,035

—0,045

0,055—0,075

Втулка задней крышки

Хвостовик заднего кривошипа

32,00

32,00

+ 0,023

—0,040

—0,070

0,040—0,093

Уже при доводочных испытаниях параметры двигателя оказались выше запроектированных и лучше, чем у серийного двигаУже при доводочных испытаниях параметры двигателя оказались выше запроектированных и лучше, чем у серийного двигателя М-11 А, при тех же числах оборотов.На рис. 30 приведены винтовые характеристики двигателя 0МБ, полученные при испытании его на грозненском и бакинском бензинах, и кривая удельного расхода грозненского бензина при испытании на аналогичных режимах по винтовой характеристике серийного двигателя М-11 А. Из характеристик видно, что удельный расход топлива двигателем ОМБ на эксплуатационных режимах на 6—12% меньше, чем двигателем М-ИА.При попытке испытать двигатель М-11 А на бакинском бензине перегревались цилиндры и возникала сильная детонация; двигатель ОМБ работал на этом бензине нормально.Температура цилиндров дви-теля М-11 А, при тех же числах оборотов.На рис. 30 приведены винтовые характеристики двигателя 0МБ, полученные при испытании его на грозненском и бакинском бензинах, и кривая удельного расхода грозненского бензина при испытании на аналогичных режимах по винтовой характеристике серийного двигателя М-11 А. Из характеристик видно, что удельный расход топлива двигателем ОМБ на эксплуатационных режимах на 6—12% меньше, чем двигателем М-ИА.При попытке испытать двигатель М-11 А на бакинском бензине перегревались цилиндры и возникала сильная детонация; двигатель ОМБ работал на этом бензине нормально.Температура цилиндров дви-Рис. 30. Винтовая характеристика и температура узлов двигателя ОМБ при атмосферном давлении 748 мм рт. ст.и температуре воздуха 27u С:Рис. 30. Винтовая характеристика и температура узлов двигателя ОМБ при атмосферном давлении 748 мм рт. ст.и температуре воздуха 27u С:1 — температура цилиндра при работе на бакинском бензине; 2 — то же при работе иа грозненском бензине; 3 — температура картера; 4 — расход топлива (грозненский бензин) двигателем М-11; 5 — расход то- • плива (грозненский бензии) двигателемОМБ; 6 — расход топлива (бакинский бен-зин Б-70) двигателем ОМВ1 — температура цилиндра при работе на бакинском бензине; 2 — то же при работе иа грозненском бензине; 3 — температура картера; 4 — расход топлива (грозненский бензин) двигателем М-11; 5 — расход то- • плива (грозненский бензии) двигателемОМБ; 6 — расход топлива (бакинский бен-зин Б-70) двигателем ОМВгателя ОМБ при испытанияхего на всех режимах работы была значительно ниже, чем у двигателя М-11 А. Основные данные двигателя ОМБ после доводочных испытаний приведены ниже?гателя ОМБ при испытанияхего на всех режимах работы была значительно ниже, чем у двигателя М-11 А. Основные данные двигателя ОМБ после доводочных испытаний приведены ниже?Воздушное4X-образное , 90 125 1401,125,01,726,88Правое1—3—4—290—180—270—180908374Воздушное4X-образное , 90 125 1401,125,01,726,88Правое1—3—4—290—180—270—1809083743333

Уже при доводочных испытаниях параметры двигателя оказались выше запроектированных и лучше, чем у серийного двига

Уже при доводочных испытаниях параметры двигателя оказались выше запроектированных и лучше, чем у серийного двига

теля М-11 А, при тех же числах оборотов.

На рис. 30 приведены винтовые характеристики двигателя 0МБ, полученные при испытании его на грозненском и бакинском бензинах, и кривая удельного расхода грозненского бензина при испытании на аналогичных режимах по винтовой характеристике серийного двигателя М-11 А. Из характеристик видно, что удельный расход топлива двигателем ОМБ на эксплуатационных режимах на 6—12% меньше, чем двигателем М-ИА.

При попытке испытать двигатель М-11 А на бакинском бензине перегревались цилиндры и возникала сильная детонация; двигатель ОМБ работал на этом бензине нормально.

Температура цилиндров дви-

теля М-11 А, при тех же числах оборотов.

На рис. 30 приведены винтовые характеристики двигателя 0МБ, полученные при испытании его на грозненском и бакинском бензинах, и кривая удельного расхода грозненского бензина при испытании на аналогичных режимах по винтовой характеристике серийного двигателя М-11 А. Из характеристик видно, что удельный расход топлива двигателем ОМБ на эксплуатационных режимах на 6—12% меньше, чем двигателем М-ИА.

При попытке испытать двигатель М-11 А на бакинском бензине перегревались цилиндры и возникала сильная детонация; двигатель ОМБ работал на этом бензине нормально.

Температура цилиндров дви-

Рис. 30. Винтовая характеристика и температура узлов двигателя ОМБ при атмосферном давлении 748 мм рт. ст.

и температуре воздуха 27u С:

Рис. 30. Винтовая характеристика и температура узлов двигателя ОМБ при атмосферном давлении 748 мм рт. ст.

и температуре воздуха 27u С:

1 — температура цилиндра при работе на бакинском бензине; 2 — то же при работе иа грозненском бензине; 3 — температура картера; 4 — расход топлива (грозненский бензин) двигателем М-11; 5 — расход то- • плива (грозненский бензии) двигателем

ОМБ; 6 — расход топлива (бакинский бен-зин Б-70) двигателем ОМВ

1 — температура цилиндра при работе на бакинском бензине; 2 — то же при работе иа грозненском бензине; 3 — температура картера; 4 — расход топлива (грозненский бензин) двигателем М-11; 5 — расход то- • плива (грозненский бензии) двигателем

ОМБ; 6 — расход топлива (бакинский бен-зин Б-70) двигателем ОМВ

гателя ОМБ при испытаниях

его на всех режимах работы была значительно ниже, чем у двигателя М-11 А. Основные данные двигателя ОМБ после доводочных испытаний приведены ниже?

гателя ОМБ при испытаниях

его на всех режимах работы была значительно ниже, чем у двигателя М-11 А. Основные данные двигателя ОМБ после доводочных испытаний приведены ниже?

Воздушное4

X-образное , 90 125 140

1,12

5,01,726,88

Правое1—3—4—290—180—270—180

9083

74

Воздушное4

X-образное , 90 125 140

1,12

5,01,726,88

Правое1—3—4—290—180—270—180

9083

74

33

33

Основные данные двигателя ОМБ

Охлаждение

Число цилиндров

Расположение цилиндров

Угол между цилиндрами в град

Диаметр цилиндра D в мм

Ход поршня S в мм

Отношение -р-

Степень сжатия е

Рабочий объем цилиндра вл

Литраж двигателя вл

Направление вращения винта, если смотреть по направлению движения

Порядок работы цилиндров (см. рис. 31)

Угловые интервалы между рабочими ходами в град

Мощность в л. с.: максимальная номинальная эксплуатационная .. .

3 С. С. Баландин

Число оборотов в минуту: при максимальной мощности 1620—1650

» номинальной мощности 1580—1600

» эксплуатационной мощности 1520—1560

минимальное при малой подаче топлива и позднем зажигании 280

Литровая мощность в л. с.!л 11,9

ТопливоБакинскийбензин

Б-70,плотность 0,735—0,750 кцШ3

Удельный расход топлива на эксплуатационной мощности в г/(л. с. ч), не более 240

Карбюратор К-ИА

Смазка Циркуляционная

под давлением

Масло Касторовое,

плотность0,94 кг! дм3

Удельный расход масла в г/(л. с. ч), не более 25

Давление в масляной магистрали в кПсм? Не ниже 3 и

не выше 6,5

Температура масла в °C: входящего 35—50

выходящего Не ниже 50 и

ие выше ПО

Фазы газораспределения: открытие впускного клапана 5° до в. м. т.

закрытие впускного клапана48° после н. м. т.

продолжительность впуска 233° ■

открытие выпускного клапана 57° до н. м. т.

закрытие выпускного клапана9° после в. м. т.

продолжительность выпуска 246°

Магнето GN8D, 2 шт.

- Угол опережения зажигания в град:максимальный 35

минимальный , 7

Масса двигателя в кг 195

Длина двигателя вл 0,99

Поперечное сечение двигателя в А2 0,7X0,7

Двигатель ОМБ после окончания заводских испытаний был подвергнут официальным 50-часовым испытаниям по программе, применявшейся для двигателя М-11 А. Испытания проводились на выкатном стенде с мулинеткой (рис. 32). Распределение основных режимов работы по времени показано на рис. 33.

В табл. 2 и 3 приведены результаты испытаний двигателя ОМБ. Внешняя и винтовая характеристики, полученные при испытании двигателя ОМБ, приведены на рис. 34.

Результаты, полученные при испытаниях двигателя ОМБ и кривошипно-шатунного двигателя М-ИГ, приведены в табл. 4.

Средний износ деталей двигателя ОМБ за 110 ч 8 мин испытаний и деталей серийного двигателя М-11 А после 50 ч работы даны в табл. 5.'. '

Бесшатунный механизм, цилиндро-поршневая группа и двигатель ОМБ в целом после работы имели хорошее состояние. 31

Рис. 31. Порядок работы цилиндров двигателя ОМБ

Рис. 33. Диаграмма режимов испытания двигателя ОМБ:

/ и ^,У— температура масла соответственно на ух вых

входе и выходе

Рис. 34. Внешняя и винтовая характеристики двигателя ОМБ:

1 — на взлетном режиме (внешняя); 2 — на номинальном режиме (внешняя); J~ — винтовая

2. Показатели работы двигателя ОМБ на режиме 0,9 номинальной мощности

Параметры

Время в ч

Средняя величина

4

8

12

16

20

24

28

32

36

40

Число оборотов в минуту : . . .

Мощность в д. с.

Приведенная мощ-

1545 <

78,2

1545

78,4

1535

78,3

1538 78,0

1528

78,9

1530

79,5

1540

78,2

1540

78,5

1540

78,3

1540

78,5

1538,1 78,4

ность в л. с

Расход топлива в

79,0

79,4

79,3

78,0

78,9

80,3

78,6

79,5

78,8

79,4

79,2

г/(л. с. ч) Приведенный расход

235

224,0

220,8

222,5

225,5

220,7

238,7

232,0

234,9

233,6

228,8

топлива в а/(л. с. ч)

226,2

222

220,2

222,5

225,5

220,3

238,2

228,5

236

229,5

225,9

3. Показатели работы двигателя ОМБ на режиме номинальной мощности

Параметры

Время в ч

Средняя величина

4

8

16

20

24

28

32

36

40

Число оборотов в ми-

нуту

Мощность в д. ч. Приведенная мощ-

1600

86,2

1600

86,2

1600

86,2

1600

86,2

1600

86,2

1600

86,4

1600 86,0

1580

86,6

1597

86,2

1600

87,0

1597,7 86,3

ность в л. с

Расход топлива в

86,2

86,2

86,2

86,2

86,2

86,3

86,6

86,6

87,2

87,5

86,6

г/(д. с. ч) Приведенный расход

242

242

242

242

242

243

243

238

254

253

245,1

топлива в г/(л. с. ч)

242

242

242

242

242

240

242

238

242

265

243,7

чгзляtoняоая

ояssяя§такS

яsг>яяя9®w9

™gоо2Еto=Еs

g'S§toяяgsXg

2 у to s 4 г.м2 я

"x^Ss^b-^^shs ОШ"Я Я Я

° я § я ® E to® a §

1 CD T О 1 Sc STO.

to я Я О тэргзоя^гзуя-иохох кьагояятаяха — Я ах-a to аа о -Я^Й 5 ю» to я ^"S ° § 9 5 3^gggx"g-§

S г9®“ y®owE^®S % to w g= 5 x — to «§ о ® § * »

О Я з E too-E я roй to„ ox я аз

XTyOEytogy^ygу to я уя to яо у

таЁЗя1§х?§13? §^ $£ а®9'яяЗоаяно -2Ехм уя я -оях®w§§яута

Р®2л>уняЕуЯ)зs§ 2 нх,—.я2шXg

y^p^pSoEyspo^pSoggя toЕ -g а\toяtotoE°яоу

я^яядЕ^ЕяоОхgная*<*

я ® 2х я й я я а оЕя^иО®ял> оя ® яо»йиуоg

Е я 2 — Я 5 х X о я Р,2 Яtoe— ЕЯ со to у _ to п

я= о Е ® я z п я •< 9 и Сn с о Е n я у я у go®- о

to яя toя3 ° to я о ? ® to я 2уtoя«

я ш*< 2gох5л>®у^-ояяятаSy сл*< я я о g g оЕхь-гg

S toя S§®s>?5?So?E?EEЕЕлТ7:в??оо?¥9¥tos»

4. Средние значения параметров двигателей ОМБ и М-11 Г

Параметры

Номинальный режим

0,9 номинального режима

ОМБ

м-пг

ОМБ

М-11Г

Проектные

Полученные

Проектные

Полученные

Число оборотов в минуту

1580—1600

1600

1580—1600

1520—1560

1540

1520—1560

Мощность в л. с

Мощность одного цилиндра

82

86

100

74

79

90

!20,50

21,50

20,00 .

18,50

19,75

18,00

Литровая мощность в л. с./л

Удельный расход бензина в з/(л. с. ч):

бакинского Б-70 с примесью

11,9

12,46

11,6

10,7

11,5

10,5

крекинг-бензина . . . .

—

243

—

Не более 240

226

—

грозненского авиационного Удельный расход масла

245

в а/(л. с. ч)

15,1

Не более 25

13,0

/ 22

5. Износ деталей двигателей ОБМ и М-11 А

Детали

Средний износ в мкм

ОМБ за ПО ч 8 мин работы

М-11А за 50 ч работы

Цилиндры

Поршни

Подшипники (залитые баббитом Б 83)

Коленчатый вал

Кривошипные подшипники (залитые баббитом Б83). . .

Концевые опорные шейки коленчатого вала

Накладки ползунов (залитые баббитом Б83) ........

Направлиющие картера

5,0

(без образования овальности цилиндров)

0,0

6,0

(штоковые)

3,0

(штоковые шейки)

4,0

3,0

8,0

3,0

15

(с образованием овальности цилиндров) 20—25

(с образованием овальности)

15—20 (главного шатуна) 6—10

(шатунная шейка)

тов, чем существующие серийные кривошипно-шатунные двигатели.

Испытания двигателей ОМБ на автомобильном бензине и их форсирование по числам оборотов и мощности. После завершения

Рис. 35. Поршень двигатели ОМБ после 125 ч 17 мин работыРис. 35. Поршень двигатели ОМБ после 125 ч 17 мин работыпрограммы испытаний по обеспечению проектных данных двигатели ОМБ испытывались на дешевых топливах и форсированных режимах. Испытания на бензинах различных сортов показали, что температура цилиндров при работе на автомобильном бензине резко понижается.

Рис. 35. Поршень двигатели ОМБ после 125 ч 17 мин работы

Рис. 35. Поршень двигатели ОМБ после 125 ч 17 мин работы

Для обеспечения нормального протекания тепловых процессов в цилиндрах были применены специальные дефлекторы (рис. 37).

На рис. 38 даны винтовая

характеристика и кривые температуры цилиндров и картера, полученные при испытании двигателя ОМБ на автомобильном бензине второго сорта при атмосферном давлении 739 мм рт. ст. и температуре воздуха 11,5° С, а также, удельные расходы топлива близкими по мощности криво-

шипно-шатунными двигателями — авиационным М-11 и автомобильным М-1.

Дальнейшие испытания двигателей ОМБ проводились преимущественно на форсированных режимах, при которых были значительно повышены числа оборотов и мощность двигателя.

В процессе форсирования двигателя ОМБ были расширены впускные трубопроводы, перерегулирован карбюратор и приме

нены новые цилиндровые головки с увеличенными проходными сечениями клапанов. В результате двигатель ОМБ развивал мощ

ность 140 л. с., т. е. в 1,5 раза больше проектной мощности.

На рис. 39 приведена винтовая характеристика двигателя ОМБ, сня-

Рис. 37. Цилиндр двигателя ОМБ с дефлекторомРис. 37. Цилиндр двигателя ОМБ с дефлекторомРис. 36. Поршень кривошипно-шатунного двигателя после 25 ч работыРис. 36. Поршень кривошипно-шатунного двигателя после 25 ч работытая при официальном испытании на форсированных режимах. Испытания бесшатунных двигателей ОМБ, проведенные на авиационных грозненском и бакинском и на автомобильном бензинах при различных эксплуатационных и форсированных режимах (0,1 —1,75 от максимальной расчетной мощности) и различной продолжительности непрерывной работы, этапы которых длились от 30 мин до 10 ч, дали исчерпывающие данные по их энергетическим и эксплуатационным качествам и на этом экспериментальные работы на двигателях ОМБ в 1944 г. были завершены.

Рис. 37. Цилиндр двигателя ОМБ с дефлектором

Рис. 37. Цилиндр двигателя ОМБ с дефлектором

Рис. 36. Поршень кривошипно-шатунного двигателя после 25 ч работы

Рис. 36. Поршень кривошипно-шатунного двигателя после 25 ч работы

Первый бесшатунный двигатель ОМБ, созданный с использованием серийных деталей—поршней, цилиндров, поршневых колец, коренных подшипников и других деталей двигателя М-11 А — прорабтал без замены и ремонта поршней, подшипников и деталей бесшатунного механизма 1843 ч. Это в 46 раз больше, чем имел моторесурс (между ремонтами) аналогичный по мощности и конструктивно-технологическому выполнению кривошипно-шатунный серийный двигатель М-11 типа А, и в 5—11 раз больше

полного эксплуатационного срока службы двигателя М-11А,*

у которого при ремонтах двукратно расшлифовывали цилиндры и заменяли поршни и подшипники.

Однако и после такого длительного срока работы двигатель ОМБ имел износы деталей и зазоры в основных звеньях бесшатун- ного механизма меньше браковочных и в целом оставался еще в работоспособном состоянии.

Отсутствие в бесшатунных двигателях касания поршней с цилиндрами и невозможность появления в них овальности цилин-

Рис. 38. Винтовая характеристика и температура узлов бесшатунного двигателя ОМБ:Рис. 38. Винтовая характеристика и температура узлов бесшатунного двигателя ОМБ:Рис. 39. Винтовая характеристика двигателя ОМБ на форсированных режимахРис. 39. Винтовая характеристика двигателя ОМБ на форсированных режимах

Рис. 38. Винтовая характеристика и температура узлов бесшатунного двигателя ОМБ:

Рис. 38. Винтовая характеристика и температура узлов бесшатунного двигателя ОМБ:

Рис. 39. Винтовая характеристика двигателя ОМБ на форсированных режимах

Рис. 39. Винтовая характеристика двигателя ОМБ на форсированных режимах

/ — температура головки первого цилиндра; 2 —температура картера; 3 — удельный расход топлива (автомобильный бензин второго сорта) двигателем М-1; 4 — удельный расход топлива, (авиационный грозненский бензин) двигателем М-11, 5 — удельный расход топлива (автомобильный беизин .второго сорта) двигателем ОМБ./ — температура головки первого цилиндра; 2 —температура картера; 3 — удельный расход топлива (автомобильный бензин второго сорта) двигателем М-1; 4 — удельный расход топлива, (авиационный грозненский бензин) двигателем М-11, 5 — удельный расход топлива (автомобильный беизин .второго сорта) двигателем ОМБ.дров, свойственной обычным кривошипно-шатунным двигателям, устранило связанные с этим дефекты: падение -компрессии, повышение расхода масла, дымление, ухудшение мощностных,дров, свойственной обычным кривошипно-шатунным двигателям, устранило связанные с этим дефекты: падение -компрессии, повышение расхода масла, дымление, ухудшение мощностных,

/ — температура головки первого цилиндра; 2 —температура картера; 3 — удельный расход топлива (автомобильный бензин второго сорта) двигателем М-1; 4 — удельный расход топлива, (авиационный грозненский бензин) двигателем М-11, 5 — удельный расход топлива (автомобильный беизин .второго сорта) двигателем ОМБ.

/ — температура головки первого цилиндра; 2 —температура картера; 3 — удельный расход топлива (автомобильный бензин второго сорта) двигателем М-1; 4 — удельный расход топлива, (авиационный грозненский бензин) двигателем М-11, 5 — удельный расход топлива (автомобильный беизин .второго сорта) двигателем ОМБ.

дров, свойственной обычным кривошипно-шатунным двигателям, устранило связанные с этим дефекты: падение -компрессии, повышение расхода масла, дымление, ухудшение мощностных,

дров, свойственной обычным кривошипно-шатунным двигателям, устранило связанные с этим дефекты: падение -компрессии, повышение расхода масла, дымление, ухудшение мощностных,

экономических и пусковых показателей, и позволило серийным поршням, поршневым кольцам и цилиндрам двигателя М-11А проработать в двигателях ОМБ в десятки раз большие сроки, чем при работе этих деталей в кривошипно-шатунных двигателях М-11А.

С применением бесшатунного механизма цилиндро-поршневая группа перестала быть узлом, лимитирующим надежность и ресурс работы двигателей.

Характерные для двигателей ОМБ положительные качества — быстрое получение при доводке расчетных параметров, высокая эксплуатационная их работоспособность, относительно высокие

значения механического к. п. д., высокая экономичность и боль

шие возможности для дальнейшего форсирования — полностью подтвердились при доводке и испытаниях других созданных мало-

4

мощных и мощных бесшатунных двигателей одинарного и двойного действия; в связи с этим доводка и испытания этих двигателей в дальнейшем изложении этой главы опущены.

УНИФИЦИРОВАННЫЕ БЕСШАТУННЫЕ ДВИГАТЕЛИМОЩНОСТЬЮ 140—400 л. с. С ОДНОСТОРОННИМРАБОЧИМ ПРОЦЕССОМ В ЦИЛИНДРАХ

Двигатель МБ-4 мощностью 140 л. с. Двигатель МБ-4 пред- j ставляет собой четырехцилиндровый четырехтактный бензиновый двигатель авиационного типа с воздушным охлаждением цилиндров (рис. 40) и является дальнейшим развитием бесшатун- ного двигателя ОМБ.

В этом двигателе улучшены цилиндровая группа, механизм газораспределения и система впуска, с тем чтобы обеспечить возможность дальнейшего форсирования двигателя.

Бесшатунный механизм двигателя МБ-4 рассчитан на передачу мощности до 500 л.с.

Кроме обычных агрегатов, устанавливаемых на кривошипно-шатунных двигателях этого класса, на двигателе МБ-4 были установлены воз- /I душный компрессор АК-50, электрогенератор ГС-350, регулятор числа оборотов винта, пластинчатый масляный 4 фильтр «Куно», распределитель сжатого воздуха для автоматического пуска двигателя, а также был преду

смотрен запасный привод.Рис 40- Двигатель МБ-4

Передняя часть вала дви

гателя шлицевая с внутренними масляными каналами предназначена для установки воздушного винта изменяемого шага.

Двигатель МБ-4, несмотря на большое количество дополнительно установленных на него агрегатов, весьма компактный и имел по сравнению с одинаковыми по ходу и диаметру поршней кривошипно-шатунными двигателями М-11 и МГ-21 в 2 раза меньшие габариты и лучшую экономичность на всех режимах работы. “Двигатель крепился к подмоторной раме посредством четырех

цапф, расположенных на средней части картера (рис. 40).

Пуск двигателя осуществлялся с пульта управления при помощи сжатого воздуха.

Двигатель МБ-4 (рис. 41 и 42), как и двигатель ОМБ, собирается из отдельных узлов (см. рис. 26): передней части с механиз-

Рис. 41. Продольный разрез двигателя МБ-4

мом газораспределения и валом передачи мощности; средней части с коленчатым валом, штоками и соединительным валом; задней крышки с приводами и агрегатами и цилиндров.

Конструкция деталей и узлов двигателя МБ-4 разработана таким образом, что из них можно собирать целое семейство унифицированных четырех- и восьмицилиндровых двигателей мощностью 140—400 л. с.

Четырех- и восьмицилиндровые двигатели. Основные данные унифицированных бесшатунных двигателей, собираемых из деталей и узлов двигателя МБ-4, приведены в табл. 6.

На рис. 43 показаны укрупненные конструктивные узлы Л, Б и В, из которых собирают двигатели МБ-4, МБ-8, МБ-46' и МБ-86.

На рис. 40 и 44 представлены четырех- и восьмицилиндровые двигатели первой группы (МБ-4 и МБ-8), собираемые из узлов Л, Б и В. Автономные узлы А, Б и В комплектуют из деталей и по инструкции сборки четырехцилиндрового двигателя МБ-4.

42

Рис. 42. Поперечный разрез двигателя МБ-4

Узел, устанавливаемый в средней части восьмицилиндрового двигателя (между двумя узлами Б), представляет собой узел А, в котором вместо одного переднего кривошипа, несущего воздушный винт, установлены два коротких кривошипа, соединяющиеся с коленчатыми валами двух узлов Б.

Все узлы соединены с помощью шпилек.

Восьмицилиндровый двигатель МБ-8 вследствие меньшей относительной потери мощности на привод агергатов (комплект агрегатов тот же, что и у двигателя МБ-4) имеет несколько больший

двигателя МБ-4:ка; В — средняя часть с цилиндрамидвигателя МБ-4:ка; В — средняя часть с цилиндрами

двигателя МБ-4:

ка; В — средняя часть с цилиндрами

двигателя МБ-4:

ка; В — средняя часть с цилиндрами

механический к. п. д. и соответственно лучшую экономичность. Он прошел длительные заводские испытания с удельным расходом топлива на крейсерском режиме 212 г/(л. с. ч.), т. е. на 12% меньшим, чем удельный расход у серийного двигателя М-11Д.

На рис. 45 приведены сравнительные внешняя и винтовая характеристики двигателей МБ-8 и М-11Д.

Вторая группа двигателей (МБ-46 и МБ-86), приведенных в табл. 6, отличается от двигателей МБ-4 и МБ-8 только цилин-

44

45

ПараметрыДвигатели 1МБ-4МБ-8МБ-46МБ-86Число цилиндров4848Диаметр цилиндров в мм . . . .125125146146Литраж двигателя вл . . . . .6,86413.7289,3718,74Давление воздуха на впуске . . .Мощность в л. сАтмосферное140 I 280(без надд 200ува) 400Число оборотов в минуту . . . .2200220023002300Топливо Удельный расход топлива в г/(л. с. ч):Авиац>юнный ил бени автомоб зинильныйна максимальном режиме . . .260250250250» номинальном»230220225220» эксплуатационном «...220212215212Масса двигателя в кг Габаритные размеры двигателя вм:156248 '210354высота0,7000„7000,8400,840ширина 0,7000,7000,8400,840длина 1 Ход поршня 140 мм, степень сжати0,825я 5,8.1,2900,8251,290ПараметрыДвигатели 1МБ-4МБ-8МБ-46МБ-86Число цилиндров4848Диаметр цилиндров в мм . . . .125125146146Литраж двигателя вл . . . . .6,86413.7289,3718,74Давление воздуха на впуске . . .Мощность в л. сАтмосферное140 I 280(без надд 200ува) 400Число оборотов в минуту . . . .2200220023002300Топливо Удельный расход топлива в г/(л. с. ч):Авиац>юнный ил бени автомоб зинильныйна максимальном режиме . . .260250250250» номинальном»230220225220» эксплуатационном «...220212215212Масса двигателя в кг Габаритные размеры двигателя вм:156248 '210354высота0,7000„7000,8400,840ширина 0,7000,7000,8400,840длина 1 Ход поршня 140 мм, степень сжати0,825я 5,8.1,2900,8251,2906. Основные данные унифицированных бесшатунных двигателей МБ6. Основные данные унифицированных бесшатунных двигателей МБдровой группой, имеющей больший литраж при равном ходе поршней.Для возможности использования цилиндров с различными диаметрами отливка картера двигателя МБ-4 выполнена так, чтодровой группой, имеющей больший литраж при равном ходе поршней.Для возможности использования цилиндров с различными диаметрами отливка картера двигателя МБ-4 выполнена так, чтоIIРис. 44. Двигатель МБ-8, собираемый из узлов А, Б и В в комбинации:А 4- в 4— А 4” в 4” вРис. 44. Двигатель МБ-8, собираемый из узлов А, Б и В в комбинации:А 4- в 4— А 4” в 4” вВсе остальные детали и узлы используются во всех двигателях второй группы без переделки по спецификации четырех -Все остальные детали и узлы используются во всех двигателях второй группы без переделки по спецификации четырех -Рис. 45. Внешние и винтовые характеристики бесшатунного двигателя МБ-8 и кривошипно-шатунного двигателя М-11ДРис. 45. Внешние и винтовые характеристики бесшатунного двигателя МБ-8 и кривошипно-шатунного двигателя М-11Д

Параметры

Двигатели 1

МБ-4

МБ-8

МБ-46

МБ-86

Число цилиндров

4

8

4

8

Диаметр цилиндров в мм . . . .

125

125

146

146

Литраж двигателя вл . . . . .

6,864

13.728

9,37

18,74

Давление воздуха на впуске . . .

Мощность в л. с

Атмосферное

140 I 280

(без надд 200

ува) 400

Число оборотов в минуту . . . .

2200

2200

2300

2300

Топливо

Удельный расход топлива в г/(л. с. ч):

Авиац>

юнный ил бен

и автомоб зин

ильный

на максимальном режиме . . .

260

250

250

250

» номинальном»

230

220

225

220

» эксплуатационном «...

220

212

215

212

Масса двигателя в кг Габаритные размеры двигателя вм:

156

248 '

210

354

высота

0,700

0„700

0,840

0,840

ширина

0,700

0,700

0,840

0,840

длина

1 Ход поршня 140 мм, степень сжати

0,825

я 5,8.

1,290

0,825

1,290

Параметры

Двигатели 1

МБ-4

МБ-8

МБ-46

МБ-86

Число цилиндров

4

8

4

8

Диаметр цилиндров в мм . . . .

125

125

146

146

Литраж двигателя вл . . . . .

6,864

13.728

9,37

18,74

Давление воздуха на впуске . . .

Мощность в л. с

Атмосферное

140 I 280

(без надд 200

ува) 400

Число оборотов в минуту . . . .

2200

2200

2300

2300

Топливо

Удельный расход топлива в г/(л. с. ч):

Авиац>

юнный ил бен

и автомоб зин

ильный

на максимальном режиме . . .

260

250

250

250

» номинальном»

230

220

225

220

» эксплуатационном «...

220

212

215

212

Масса двигателя в кг Габаритные размеры двигателя вм:

156

248 '

210

354

высота

0,700

0„700

0,840

0,840

ширина

0,700

0,700

0,840

0,840

длина

1 Ход поршня 140 мм, степень сжати

0,825

я 5,8.

1,290

0,825

1,290

6. Основные данные унифицированных бесшатунных двигателей МБ

6. Основные данные унифицированных бесшатунных двигателей МБ

дровой группой, имеющей больший литраж при равном ходе поршней.

Для возможности использования цилиндров с различными диаметрами отливка картера двигателя МБ-4 выполнена так, что

дровой группой, имеющей больший литраж при равном ходе поршней.

Для возможности использования цилиндров с различными диаметрами отливка картера двигателя МБ-4 выполнена так, что

I

I

Рис. 44. Двигатель МБ-8, собираемый из узлов А, Б и В в комбинации:

А 4- в 4— А 4” в 4” в

Рис. 44. Двигатель МБ-8, собираемый из узлов А, Б и В в комбинации:

А 4- в 4— А 4” в 4” в

Все остальные детали и узлы используются во всех двигателях второй группы без переделки по спецификации четырех -

Все остальные детали и узлы используются во всех двигателях второй группы без переделки по спецификации четырех -

Рис. 45. Внешние и винтовые характеристики бесшатунного двигателя МБ-8 и кривошипно-шатунного двигателя М-11Д

Рис. 45. Внешние и винтовые характеристики бесшатунного двигателя МБ-8 и кривошипно-шатунного двигателя М-11Д

позволяет растачивать гнезда под цилиндры с диаметром в свету 125 и 146 мм (рис. 46).

первой и цилиндрового двигателя МБ-4.

Двигатели второй группы (МБ-46 и МБ-86) представлены на рис. 47 и 48.

Таким образом, из деталей по спецификации четырехцилиндрового бесшатунного двигателя можно собирать семейство двигателей различной мощности, требующих в эксплуатации одинакового обслуживания и единого комплекта запасных частей.

То обстоятельство, что двигатели типа МБ-4 состоят из раздельно собираемых узлов, нетребующих совместной обработки и соединяющихся между собой без прессовых посадок, позволяет, не меняя конструкции двигателей в целом, получать двигатели специального назначения.

Так, при установке измененного узла В (задней крышки с нагнетателем) можно получить двигатели с наддувом, а при установке измененного узла А — редукторные двигатели с пониженным числом оборотов вала отбора мощности.

а)Б)6)

Рис. 46. Отливка картера двигателя.МБ-4 и способы расточки гнезд под цилиндры разных размеров:

а — отливка картера двигателя МБ-4; б — расточка в картере гнезд под цилиндры с диаметром в свету 125 мм двигателей первой группы (МБ-4 и МБ-8); в —расточка в картере гиезд под цилиндры диаметром в свету 146 мм двигателей второй группы (МБ-46 и МБ-86)

В том и другом случаях сохраняется возможность обратной замены измененных узлов Л и В на обычные путем перестановки узлов на двигателе, возможной в условиях ремонтной мастерской.

Сравнение маломощных бесшатунных двигателей МБ с аналогичными по применению и классу мощности кривошипно-шатунными двигателями показывает, что бесшатунные двигатели конструктивно проще кривошипно-шатунных. В табл. 7 указано, какое количество деталей идет на бесшатунные двигатели МБ-86 мощностью 400 л. с. и на кривошипно-шатунный двигатель МГ-31 мощностью 300 л. с.

5)5)Рис. 49. Сравнение деталей силового механизма бесшатунных двигателей мощностью 140—400 л, с. с деталями кривошипно-шатунного механизма двигателя М-11Д мощностью 125 л. с.:Рис. 49. Сравнение деталей силового механизма бесшатунных двигателей мощностью 140—400 л, с. с деталями кривошипно-шатунного механизма двигателя М-11Д мощностью 125 л. с.:

5)

5)

Рис. 49. Сравнение деталей силового механизма бесшатунных двигателей мощностью 140—400 л, с. с деталями кривошипно-шатунного механизма двигателя М-11Д мощностью 125 л. с.:

Рис. 49. Сравнение деталей силового механизма бесшатунных двигателей мощностью 140—400 л, с. с деталями кривошипно-шатунного механизма двигателя М-11Д мощностью 125 л. с.:

а — детали бесшатунного механизма; б — детали кривошипно-шатун-ного механизма

Сравнение конструктивных форм основных деталей бесшатунного силового механизма двигателей МБ и кривошипно-шатунного механизма двигателя М-11Д приведено на рис. 49.

.. Некоторые детали бесшатунного механизма проще аналогичных деталей кривошипно-шатунных двигателей и в технологическом отношении. Так, например, поршни бесшатунных двигателей выполняют цилиндрическими по всей длине на обычных то-

49494 С. С. Баландин

49

49

7. Число наименований и количество основных деталей бесшатунных двигателей семейства МБ и кривошипно-шатунного двигателя МГ-31

Узлы двигателей

Число наименований деталей

Количество деталей

МГ-31

МБ-86

МГ-31

МБ-86

Передняя часть вала с механизмом газораспределения

33

26

172

176

Средняя часть картера и задняя крышка с приводами

96

44

182

85

Коленчатый вал, штоки (шатуны), поршни и цилиндры .

75

88

674

638

Всего основных деталей . . . .

204

158

. 1028

899

—О ОСО

парных станках с допуском по диаметру _о’о4о мм и с чистотой обработки поверхности V6, тогда как поршни кривошипношатунных двигателей, как известно, выполняют с овальной юбкой, поверхность которой обрабатывают по специальному копиру и с более жесткими допусками на размеры и чистоту обработки. Поршень двигателя М-21 автомобиля «Волга» имеет допуск на диаметр -0^20 мм и обрабатывается по V? — V8.

Если поршни крепят к штокам посредством поршневых пальцев, то к обработке отверстий в поршнях и в верхних головках штоков под поршневые пальцы предъявляются более простые требования (к допускам на размеры, на несоосность и на чистоту поверхности).

Масса комплекта разъемных штоков равна 6,42 кг, что составляет 0,0458 кг!л. с* для двигателей МБ-4 и МБ-8 и 0,0321 кг!л. с. для двигателей МБ-46 и МБ-86.

Бесшатунный механизм допускает возможность применения неразъемных штоков, как это выполнено в более мощных бесшатунных двигателях, и тогда их масса становится еще меньше.

ДВЕНАДЦАТИЦИЛИНДРОВЫЙ БЕСШАТУННЫЙДВИГАТЕЛЬ ОМ-1270 МОЩНОСТЬЮ 2100—2800 л. с.

Поперечный разрез бесшатунного двигателя ОМ-127о одинарного действия с жидкостным охлаждением показан на рис. 50.

Он был разработан с учетом опыта постройки мощных бесшатунных двигателей двойного действия. Этот двигатель не был построен. Поперечный разрез двигателя ОМ-127о и его основные данные приведены как пример возможностей конструкции бесшатунного двигателя одинарного действия с неразъемными штоками, без съемных цилиндров или цилиндровых блоков.

50

В бесшатунных двигателях с жидкостным охлаждением гильзы цилиндров можно запрессовывать непосредственно в картер и при этом получать минимальное расстояние между нижним срезом гильз и осью двигателя, благодаря чему двигатели имеют обте-

Рис. 50. Поперечный разрез бесшатунного двигателя ОМ-127оРис. 50. Поперечный разрез бесшатунного двигателя ОМ-127о

Рис. 50. Поперечный разрез бесшатунного двигателя ОМ-127о

Рис. 50. Поперечный разрез бесшатунного двигателя ОМ-127о

каемую форму барабанного типа, и их габариты по сравнению с кривошипно-шатунными уменьшаются в еще большей степени, чем при воздушном охлаждении.

Основные данные четырехтактного двигателя ОМ-127о одинарного действия с наддувом и жидкостным охлаждением приведены в табл. 8.

51514*

51

51

8. Данные двигателя ОМ-127о

Параметры

Двигатель

без турбокомпрессора

с турбокомпрессором

Число цилиндров

Диаметр цилиндров в мм . . .

Ход поршня в мм

Литраж двигателя вл

Степень сжатия

Максимальная мощность в л. с. и соответствующее ей число оборотов в минуту

Удельный расход топлива при максимальной мощности в г/(л. с. ч) Номинальная мощность в л. с. и соответствующее ей число оборотов в минуту

Удельный расход топлива при номинальной мощности в г/(л. с. ч) . . .

Крейсерская мощность в л. с. и соответствующее ей число оборотов в минуту

Удельный расход топлива при крейсерской мощности в г/(л. с. ч) . . .

Габариты двигателя в м: диаметр длина с выступающей частью вала под винт длина с фланцевым валом . . .

Масса двигателя в кг

Удельная масса двигателя в кг/л. с.

Габаритная мощность в л. с./м3

12

160

170 41,0

7,2

2100

2600

262—275

1750

2400

225—235

1300

2200

180—190

1,140

1,980

1,720

950 0,45 1200

12 160 170 41,0

7,2

2800

2600

230—245

2150

2400

210—220

1700

2200

170—180

1,140

1,980 1,720 1200 0,43 1600

§ 7. КОНСТРУКТИВНЫЕ ВАРИАНТЫ ТРАНСПОРТНЫХ БЕСШАТУННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ОДИНАРНОГО ДЕЙСТВИЯ

В настоящее время на основе опыта создания бесшатунных двигателей авиационного типа, описанных в книге, ведутся конструктивные разработки транспортных и стационарных бесшатунных двигателей.

На рис. 51 дана эскизная компоновка бесшатунного двигателя, выполненная в конструкторском бюро одного из автомобильных заводов. Двигатель имеет Х-образное расположение цилиндров с углом у = 120°, дисковое газораспределение и охлаждение поршней маслом, циркулирующим в замкнутом контуре.

На рис. 52 показана эскизная компоновка четырехцилиндрового бесшатунного двигателя, выполненная в МАДИ под руководством заслуженного деятеля науки и техники РСФСР проф. Ю. А. Степанова.

52

Рис. 51. Транспортный бесшатунный двигательРис. 51. Транспортный бесшатунный двигатель

Рис. 51. Транспортный бесшатунный двигатель

Рис. 51. Транспортный бесшатунный двигатель

Рис. 52. Четырехцилиндровый бесшатунный двигатель

Рис. 53. Компоновка бссшатуиного двигателя одинарного действияРис. 53. Компоновка бссшатуиного двигателя одинарного действия(4-4,5)3(4-4,5)3

Рис. 53. Компоновка бссшатуиного двигателя одинарного действия

Рис. 53. Компоновка бссшатуиного двигателя одинарного действия

(4-4,5)3

(4-4,5)3

Для бесшатунных двигателей типа МБ-4 с односторонним рабочим процессом в цилиндрах более рациональной будет конструктивная компоновка, приведенная на рис. 53.

При осуществлении такой компоновки преимущества бесшатунных двигателей по количеству основных деталей, простоте конструкции, по технологичности, по габаритам и массе будут еще большими.

Рис. 54. Компоновка бесшатунпого двигателя со спаренными эксцентриками

Если длина двигателя ограничена, можно использовать схему со спаренными эксцентриками, при которой в цилиндровых блоках цилиндровые гильзы (рис. 54) плотно размещаются по всей длине блоков, а сами блоки имеют минимальное продольное смещение один относительно другого, равное Ай.

ВОСЬМИЦИЛИНДРОВЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ОМ-127РНДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ МОЩНОСТЬЮ 3200 л. с.

Бесшатунный восьмицилиндровый двигатель ОМ-127РН двойного действия первоначально проектировался как отсек ОМ-127 для отработки принципиально новых элементов и систем бесша- тунного двигателя М-127 двойного действия мощностью 9000 л. с. и представлял собой третью часть двигателя М-127. Затем отсек ОМ-127 был превращен в автономный двигатель ОМ-127РН самостоятельного назначения, а двигатель М-127 — в более эффективную модификацию М-12 7К мощностью 10 000 л. с. вместо 9000 л. с. и с более высокой экономичностью по сравнению с заданной для двигателя М-127.

Двигатель ОМ-127РН представляет собой четырехтактный бесшатунный X-образный двигатель блочной конструкции с непосредственным впрыском бензина и искровым зажиганием.

Бензин поступает в камеры сгорания цилиндров с помощью насосов и форсунок дизельного типа.

Двигатель прикреплен к раме четырьмя цапфами с резиновыми амортизаторами, имеющимися на средней части картера.

Внешний вид двигателя ОМ-127РН без импульсных турбин приведен на рис. 55 и 56, а этот же двигатель с импульсными турбинами — на рис. 57.

Двигатель ОМ-127РН состоит из пяти раздельно собирающихся узлов: передней части вала с редуктором; картера с бесшатунным механизмом; цилиндровых блоков; пульсирующих турбин, отдающих мощность на вал двигателя; задней крышки с центробежным компрессором и различными приводами, и агрегатами.

В двигателе осуществлены принудительная смазка трущихся поверхностей во всех кинематических парах и организованное охлаждение штоков и поршней маслом, циркулирующим в замкнутом контуре.

Продольный и поперечный разрезы двигателя, а также система его смазки и система охлаждения штоков и поршней показаны на рис. 58 и 59.

Каждый цилиндровый блок из четырех устанавливаемых на двигателе имеет по два цилиндра с двусторонним рабочим процессом, а каждый цилиндр — по две камеры сгорания (верхнюю и нижнюю) с клапанными головками, в которых впускные и выпускные клапаны приводятся в движение через толкатели, штанги 'и коромысла от двух кулачковых валиков, расположенных по бокам цилиндровых блоков.

Верхняя и нижняя камеры сгорания с клапанными головками цилиндров имеют различные форсунки, размещение свечей зажигания и конструкцию водяной рубашки, что обеспечивает стабильное протекание рабочих процессов, высокую полноту сгорания и идентичные мощностные и экономические характеристики на всех эксплуатационных режимах.

При работе двигателя обеспечивается меньшее поступление масла в картер, чем у кривошипно-шатунных двигателей, и соответственно меньшие гидравлические потери.

Масло отводится из нижних точек передней и задней частей картера и блоков, что позволяет двигателю нормально работать при углах наклона до 45° в любой плоскости. На рис. 60 показан бесшатунный механизм двигателя, схема которого соответствует рис. 11, а.

Коленчатый вал имеет четыре колена и три опорные шейки. Оси штоковых шеек расположены в одной плоскости (Р = 180°). Штоковые шейки соединены с поршневыми штоками, а опорные шейки посредством подшипников связаны с тремя центральными опорами, выполняющими функцию кривошипов.

56

Рис. 55. Двигатель ОМ-127РН (вид сбок\)Рис. 55. Двигатель ОМ-127РН (вид сбок\)

Рис. 55. Двигатель ОМ-127РН (вид сбок\)

Рис. 55. Двигатель ОМ-127РН (вид сбок\)

Средняя и задняя опоры связаны с передней двумя соединительными валами. Верхний вал, имеющий относительно большую жесткость, соединяет крайние опоры, нижний — среднюю и переднюю. Таким образом, мощность отбирается с коленчатого вала в трех точках через центральные опоры.

Распределение мощности между соединительными валами зависит от соотношения жесткостей этих валов и коленчатого вала.

Рис. 57. Двигатель ОМ-127РН с импульсными турбинами

В центральных опорах расположены противовесы, которые обеспечивают полное уравновешивание сил инерции поступательно движущихся и вращающихся масс механизма. Момент от сил инерции уравновешивается двумя противовесами, соединенными с концевыми опорными шейками коленчатого вала (подробнее об уравновешивании двигателя см. гл. III).

На рис. 61 показан поперечный разрез бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН по штоковой цапфе.

Применение в бесшатунном механизме поршневых штоков с ползунами /, совершающими возвратно-поступательное движение по направляющим картера 2 и толстостенных штоковых подшипников 3, позволило осуществить в двигателе конструктивно простую систему охлаждения поршней с подводом охлаждающего масла через направляющие и ползуны к каждому поршню в отдельности и благодаря этому обеспечить одинаковую эффектив-

Рис. 59. Поперечный разрез двигателя ОМ-127РНРис. 59. Поперечный разрез двигателя ОМ-127РН

Рис. 59. Поперечный разрез двигателя ОМ-127РН

Рис. 59. Поперечный разрез двигателя ОМ-127РН

ность охлаждения всех поршней двигателя при рядном расположении цилиндров.

Горячее масло из поршней отводится по каналам в штоках, изолированным от системы смазки подшипников, затем через накладки ползунов и их направляющие масло поступает в выходную магистраль картера и далее в водо-масляные или воздухо- масляные радиаторы.

Применение автономного замкнутого контура для охлаждения поршней исключает возможность попадания к подшипникам горя-

Рис. 61. Поперечный разрез бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН по штоковой цапфе

чего масла и ухудшения из-за этого их работы, а также позволяет независимо от работы системы смазки регулировать прокачивание охлаждающего масла через поршни подбором проходных сечений жиклеров на выходе из штоков и таким образом обеспечивать оптимальное тепловое состояние поршней и поршневых колец.

Накладки ползунов не закрепляют наглухо на штоках, в результате при работе двигателя ползуны самоустанавливаются по направляющим.

Для предотвращения утечки масла через зазоры между накладками и штоками применено контактное уплотнение в виде специальных стаканчиков с пружинами (рис. 61), не стесняющее свободы перемещения накладок на штоке.

Рис. 62. Главный и прицепной поршневые штоки двигателя ОМ-127РН в собранном виде

Как видно из рис. 61, в двигателе ОМ-127РН поршни двух противоположно расположенных цилиндров связаны между собой посредством главного и прицепного штоков. Применение прицепного штока продиктовано не условиями его работы, как прицепных шатунов в кривошипно-шатунных двигателях, а соображениями облегчения сборки двигателей.

Первоначально на специальном приспособлении собирают коленчатый вал со штоками, центральными опорами, и подшипниками, затем собранный узел укладывают в картер. При укладке механизма для прохода штоков в отведенные для них отверстия в картере необходимо уменьшить угол между штоками цилиндров различного направления с 90 до 45—50°, что обеспечивается поворотом прицепных штоков относительно оси пальцев 4.

При работе двигателей шарнирное соединение прицепных штоков не используется, и оба штока — главный (с ползуном) и прицепной — все время остаются в соосном положении, как показано на рис. 62 (штоки сфотографированы без накладок ползунов).

Подвод охлаждающего масла к поршню прицепного шатуна и отвод масла из поршня осуществляется, как и в главном штоке, через два автономных канала, проходящих через штоковый палец, который имеет строго фиксированную посадку с натягом 0,015—0,025 мм в прицепном штоке. Зазоры между пальцами

63

и главными штоками, не имеющими относительного движения при работе двигателей, настолько малы (0—0,020 мм), что через них не происходит утечки масла. В результате обеспечиваются такие же условия охлаждения поршней прицепных штоков, как и для поршней главных штоков.

Кинематическая схема механизма газораспределения двигателя ОМ-127РН с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах показана на рис. 63.

Верхние камерыВерхние камерыРижиае камерыРижиае камерыВид на рычаги камерВид на рычаги камерРис. 63. Кинематическая схема механизма газораспределения цилиндрового блока двигателя ОМ-127РН

Верхние камеры

Верхние камеры

Рижиае камеры

Рижиае камеры

Вид на рычаги камер

Вид на рычаги камер

Основные данные четырехтактного двигателя ОМ-127РН двойного действия с X-образным расположением блоков приведены в табл. 9.

При испытаниях двигатель ОМ-127РН развивал на максимальном режиме литровую мощность, равную 146 л. с.]л, т. е. более высокую, чем имеют современные кривошипно-шатунные двигатели аналогичного класса.

На рис. 64 дано сравнение литровых мощностей двигателей ОМ-127РН, М-127 и кривошипно-шатунных авиационных двигателей. Механический к. п. д. двигателя ОМ-127РН при испытаниях был равен 0,94.

64

9. Основные данные двигателя ОМ-127РН

Параметры

Двигатель

без импульсных турбин

с импульсными турбинами

Охлаждение: цилиндров

Жидкостное под давлением

поршней

Масляное под давлением

Число цилиндров

3

Диаметр цилиндров в мм . . . .

155

Ход поршня в мм

146

Литраж двигателя вл

22,0

Степень сжатия

5,5

Топливо

Бензин Б-100/130

В

Максимальная мощность на земле л. с

3200

3500

Число оборотов в минуту

2650

2650

Давление наддува в мм рт. ст.

2100

2100

в

Удельный расход топлива на земле г/(л. с. ч)

335—340

308—315

в

Мощность на крейсерском режиме л. с...............

1270

1370

Число оборотов в минуту . . . .

1800

1800

Давление наддува в мм рт. ст.

ИЗО

ИЗО

в,

Удельный расход топлива на земле г/(л. с. ч)

215

200

Расход масла в г/(л. с. ч) . . . .

Не более 7,5

Масло

МС-20

Теплоотдача в масло в ккал/(л. с. мин)

Не более 0,4

Число насосов для непосредственного впрыска топлива

Тип топливных форсунок в камерах цилиндров:

верхних -.. .

ОПНБ-53

НИЖНИХ

ОПНБ-90

Габариты двигателя в м\ высота

1,707

длина

2,487

ширина

1,374

1,480

Масса двигателя в кг

2030

2150

Характеристика двигателя на крейсерском режиме без импульсных турбин приведена на рис. 65.

На рис. 66 даны осциллограммы рабочего цикла и процесса впрыска топлива, снятые на крейсерском режиме, которые свидетельствуют об идентичности циклов в верхних и нижних камерах сгорания.

На рис. 67 показаны осциллограммы давлений вспышки в верхней и нижней камерах сгорания, характеризующие стабильность протекания рабочих процессов в обеих камерах, а на рис. 68- осциллограммы вибраций двигателя, снятые при стендовых испытаниях на мягких резиновых подвесках при п = 1820 об/мин и давлении наддува рк = 1150 мм рт. ст.

С. С. Баландин 65

Рис. 64. Литровая мощность двигателя ОМ-127РН и кривошипно-шатунных авиационных двигателей: 1 - ОМ-127РН; 2 — М-127; 3 — Лай- коминг XR-7755; 4 — М-47; 5 - Райт R-3350; б — Пратт-Уитни R-4360Рис. 64. Литровая мощность двигателя ОМ-127РН и кривошипно-шатунных авиационных двигателей: 1 - ОМ-127РН; 2 — М-127; 3 — Лай- коминг XR-7755; 4 — М-47; 5 - Райт R-3350; б — Пратт-Уитни R-4360Рис. 65. Изменение эффективной мощности двигателя ОМ-127РН на крейсерском режиме (га = 1800 об) мин) в зависимости от состава 'смесиРис. 65. Изменение эффективной мощности двигателя ОМ-127РН на крейсерском режиме (га = 1800 об) мин) в зависимости от состава 'смесиптргггб'гптттггггггггг^^^ р к(!смгптргггб'гптттггггггггг^^^ р к(!смг6060р кПсмг 300р кПсмг 300Рис. 66. Осциллограммы рабочего цикла двигателя ОМ-127РН и процесса впрыска топлива на режиме га = 2000 об!мин-.а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания; 1 — давление газов в цилиндре; 2 — давление топлива за топливным насосом; 3 — отметки времени; 4 — отметки крайних положений поршняРис. 66. Осциллограммы рабочего цикла двигателя ОМ-127РН и процесса впрыска топлива на режиме га = 2000 об!мин-.а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания; 1 — давление газов в цилиндре; 2 — давление топлива за топливным насосом; 3 — отметки времени; 4 — отметки крайних положений поршняРис. 68. Осциллограмма вибраций двигателя ОМ-127РН:Рис. 68. Осциллограмма вибраций двигателя ОМ-127РН:

Рис. 64. Литровая мощность двигателя ОМ-127РН и кривошипно-шатунных авиационных двигателей: 1 - ОМ-127РН; 2 — М-127; 3 — Лай- коминг XR-7755; 4 — М-47; 5 - Райт R-3350; б — Пратт-Уитни R-4360

Рис. 64. Литровая мощность двигателя ОМ-127РН и кривошипно-шатунных авиационных двигателей: 1 - ОМ-127РН; 2 — М-127; 3 — Лай- коминг XR-7755; 4 — М-47; 5 - Райт R-3350; б — Пратт-Уитни R-4360

Рис. 65. Изменение эффективной мощности двигателя ОМ-127РН на крейсерском режиме (га = 1800 об) мин) в зависимости от состава 'смеси

Рис. 65. Изменение эффективной мощности двигателя ОМ-127РН на крейсерском режиме (га = 1800 об) мин) в зависимости от состава 'смеси

птргггб'гптттггггггггг^^^ р к(!смг

птргггб'гптттггггггггг^^^ р к(!смг

60

60

р кПсмг 300

р кПсмг 300

Рис. 66. Осциллограммы рабочего цикла двигателя ОМ-127РН и процесса впрыска топлива на режиме га = 2000 об!мин-.

а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания; 1 — давление газов в цилиндре; 2 — давление топлива за топливным насосом; 3 — отметки времени; 4 — отметки крайних положений поршня

Рис. 66. Осциллограммы рабочего цикла двигателя ОМ-127РН и процесса впрыска топлива на режиме га = 2000 об!мин-.

а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания; 1 — давление газов в цилиндре; 2 — давление топлива за топливным насосом; 3 — отметки времени; 4 — отметки крайних положений поршня

Рис. 68. Осциллограмма вибраций двигателя ОМ-127РН:

Рис. 68. Осциллограмма вибраций двигателя ОМ-127РН:

В двигателе ОМ-127РН применены две автономно действующие системы подачи топлива и зажигания (отдельно для верхних и

Ркг/см?

80 -

60

Рис. 67. Осциллограммы протекания давлений вспышки двигателя ОМ-127РН:

а — верхней камеры сгорания; б — нижией камеры сгорания

в вертикальной плоскости; 2 — поперечные в горизонтальной плоскости; 3 — про дольные в горизонтальной плоскости

нижних камер сгорания). Возможна и другая комбинация подключения автономных систем: одной — к двум верхним цилиндровым блокам, а другой — к двум нижним блокам.

5* 67

Выключение верхних или нижних камер сгорания (или верхних или нижних цилиндровых блоков) не отражается на уравновешенности бесшатунного механизма и общем уровне вибрации двигателя. При этом все его механизмы и системы (топливные насосы, газораспределение, системы зажигания, смазки и охлаждения) продолжают работать на заданном режиме, но без подачи топлива в выключенные камеры или цилиндры, которые не остывают вследствие продолжающейся циркуляции в их межрубашечном тракте горячей охлаждающей жидкости, нагревающейся от работающих камер или цилиндровых блоков. Поэтому двигатель развивает полную мощность без затраты времени на прогрев выключающихся камер сгорания или цилиндров.

При испытаниях на стенде переход двигателя с полной мощности на половинную посредством выключения подачи топлива в верхние или нижние камеры цилиндров и обратный переход с половинной мощности на полную занимал 1,5—2 сек.

Способность двигателя быстро изменять мощность в широких пределах представляет большую ценность.

Наличие двойной системы зажигания и подачи топлива значительно увеличивает надежность двигателя и открывает большие возможности повышения экономичности работы двигателей в широком диапазоне эксплуатационных режимов от 0,9 до 0,25 номинальной мощности.

Так, например, двигатель ОМ-127РН может переводиться на режимы малой мощности, как и обычные двигатели, дросселированием с изменением расхода топлива по дроссельной характеристике (что менее экономично) или выключением половины камер сгорания или цилиндров с сохранением максимальной экономичности.

Испытания показали, что при более высокой степени сжатия двигатель ОМ-127РН может работать без детонации; в связи с этим его степень сжатия была увеличена до 7—7,5.

Экономичность поршневых двигателей можно улучшить, осуществляя рабочий цикл с продолженным расширением, суть которого заключается в следующем. Номинальную степень сжатия увеличивают на 2—3 единицы, а чтобы двигатель не детонировал, увеличивают угол запаздывания закрытия впускного клапана. При этом часть заряда выталкивается из цилиндра в начале такта сжатия, в результате чего начало процесса сжатия заряда задерживается, т. е. уменьшается фактическая степень сжатия. Степень же расширения, от которой главным образом зависит экономичность, остается равной номинальной степени сжатия, т. е. большей по сравнению с фактической степенью сжатия.

Чтобы компенсировать уменьшение заряда цилиндра, приходится соответственно увеличивать ход поршня. Но в кривошипношатунных двигателях это приводит к значительному увеличению габаритов, поскольку для этого необходимо увеличивать не только длину кривошипа, но и длину шатуна, чтобы сохранить соотно- 68

101112 13 и 15 ет кГ/ч101112 13 и 15 ет кГ/чРис. 69. Изменение индикаторной мощности в зависимости от состава смеси, полученное на цилиндре двигателя М-127:Рис. 69. Изменение индикаторной мощности в зависимости от состава смеси, полученное на цилиндре двигателя М-127:/ — при цикле с удлиненным расшире-нием; 2 — при обычном цикле/ — при цикле с удлиненным расшире-нием; 2 — при обычном цикле

101112 13 и 15 ет кГ/ч

101112 13 и 15 ет кГ/ч

Рис. 69. Изменение индикаторной мощности в зависимости от состава смеси, полученное на цилиндре двигателя М-127:

Рис. 69. Изменение индикаторной мощности в зависимости от состава смеси, полученное на цилиндре двигателя М-127:

/ — при цикле с удлиненным расшире-нием; 2 — при обычном цикле

/ — при цикле с удлиненным расшире-нием; 2 — при обычном цикле

шение К — -г—, поэтому в этих двигателях такой способ повыше-

ния экономичности распространения не получил.

В бесшатунных двигателях такое же увеличение хода поршня вызывает гораздо меньшее возрастание габаритов двигателя. Если вести расчет для двигателя двойного действия, получим следующие результаты.

При увеличении хода поршня на величину AS в двигателе с кривошипно-шатунным механизмом, если принять отношение Л = 0,33, расстояние от оси вала до в. м. т. поршня возрастает на 2AS (на 0.5AS удлинится кривошип и на 1,5AS — шатун).

В бесшатунном двигателе это

расстояние увеличится только на AS (на 0.5AS увеличится картер и на 0.5AS нужно удлинить шток, чтобы обеспечить возможность размещения нижней головки).

Учитывая сказанное и то, что исходные поперечные габариты бесшатунных двигателей значительно меньше, чем кривошипно-шатунных, применение цикла удлиненного расширения как средства повышения экономичности при бесшатунной схеме может оказаться целесообразным.

Испытание двигателя ОМ-127РН и применение при этом рабочего процесса с циклом удлиненного расширения показали, что удельный расход

топлива по сравнению с работой по обычному четырехтактному циклу снизился на 10—12%.

На рис. 69 приведены характеристики состава смеси нижней

камеры сгорания опытного цилиндра при обычном рабочем процессе и степени сжатия ес = 7,02 и при цикле удлиненного расширения с ес = 7,02 и ер = 9,16.

Краткие сведения об элементах бесшатунного двигателя ОМ-127РН и основных размерах и зазорах в кинематических парах. В двигателе ОМ-127РН коленчатый вал и поршневые штоки не имеют разъема (рис. 70).

В бесшатунном механизме коленчатый вал менее нагружен; чем в кривошипно-шатунном механизме, поэтому коленчатый вал двигателя ОМ-127РН мощностью 3200 л. с. весит всего лишь 29,6 кг.

а весь комплект поступательно движущихся масс (поршни, штоки с накладками и коленчатый вал) — 126,19 кг.

Рис. 70. Коленчатый'вал и штоки двигателя ОМ-127РН после138 ч работыРис. 70. Коленчатый'вал и штоки двигателя ОМ-127РН после138 ч работыРис. 71. Штоковые и опорные подшипники коленчатого вала двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы:а — штоковые подшипники; б — вкладыши средней опоры; в—подшипники край- (них опорРис. 71. Штоковые и опорные подшипники коленчатого вала двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы:а — штоковые подшипники; б — вкладыши средней опоры; в—подшипники край- (них опорРис. 73. Картер двигателя ОМ-127РН: а — вид сбоку; 6 — вид с торцаРис. 73. Картер двигателя ОМ-127РН: а — вид сбоку; 6 — вид с торцаРис. 74. Бесшатунный механизм в картере двигателя ОМ-127РНРис. 74. Бесшатунный механизм в картере двигателя ОМ-127РНРис. 72. Накладки ползунов двигателя ОМ-127РН после 138 ч работыРис. 72. Накладки ползунов двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы

Рис. 70. Коленчатый'вал и штоки двигателя ОМ-127РН после

138 ч работы

Рис. 70. Коленчатый'вал и штоки двигателя ОМ-127РН после

138 ч работы

Рис. 71. Штоковые и опорные подшипники коленчатого вала двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы:

а — штоковые подшипники; б — вкладыши средней опоры; в—подшипники край- (них опор

Рис. 71. Штоковые и опорные подшипники коленчатого вала двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы:

а — штоковые подшипники; б — вкладыши средней опоры; в—подшипники край- (них опор

Рис. 73. Картер двигателя ОМ-127РН: а — вид сбоку; 6 — вид с торца

Рис. 73. Картер двигателя ОМ-127РН: а — вид сбоку; 6 — вид с торца

Рис. 74. Бесшатунный механизм в картере двигателя ОМ-127РН

Рис. 74. Бесшатунный механизм в картере двигателя ОМ-127РН

Рис. 72. Накладки ползунов двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы

Рис. 72. Накладки ползунов двигателя ОМ-127РН после 138 ч работы

Штоковые и опорные подшипники коленчатого вала (рис. 71) залиты свинцовистой бронзой; их трущиеся поверхности после алмазной расточки имеют свинцовое покрытие толщиной 5 мкм.

Накладки ползунов (рис. 72) не закреплены на штоках и само- устанавливаются по направляющим картера. Трущиеся поверх- 71

ности накладок также залиты свинцовистой бронзой, пришабрены по направляющим картера и имеют свинцовое покрытие толщиной 5 мкм. При испытаниях после 138 ч работы на всех подшипниках и накладках штоковых ползунов сохранилось свинцовое покры-

10. Удельная масса подвижных деталей бесштанунных двигателей ОМ-127РН и М-127К и кривошипно-шатунных двигателей АМ-42 н АЧ-31

Элементы механизмов

Удельная масса элементов механизмов двигателей в кг/л. с.

ОМ-127Рн| М-127К

АЧ-31Б

АМ-42

Штоки с поршнями

Шатуны с поршнями

Коленчатые валы

Вращающиеся центральные опоры н соединительные валы с шестернями

Комплекты поступательно движущихся н вращающихся элементов механизмов

0,024

0,00926

0,0848

0,118

0,023

0,0089

0,0468

0,097

0,078

0,059

0,137

0,041

0,057

0,098

И. Номинальные размеры, допуски и зазоры в основных сопряженных деталях бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН (размеры даны влл)

Параметры

«

в 5 а Q ^ СО ° <9 ГО

Ж Я Р.

Допуск

Зазор в сопряженных деталях

Диаметр цилиндров . . . .

Диаметр поршней: у верхнего и нижнего до-

155,0

+0,040

нышек

153,8

±0,02

1,26—1,18

в средней части Размер между направляю-

154,3

±0,02

0,76—0,68

щнми

Внешний диаметр по наклад-

175,0

+0,040

—

кам ползунов

Диаметр штоковых подшип-

175,0

—0,100

—0,155

0,195—0,100

ннков в сборе

Диаметр штоковых шеек ко-

108,0

+0,021

—

ленчатого вала

Диаметр концевых и среднего опорных подшипников

108,0

—0,080

—0,125

0,146—0,08

в минимальном сечении . . .

Диаметр опорных шеек ко-

108,0

+0,021

Трущаяся поверхность подшипников обрабатывается по гиперболе

ленчатого вала

108,0

—0,080

—Ц 125

0,146—0,08

тие. На накладках виден рисунок шабрения, который проявляется на поверхностном слое свинца.

В табл. 10 дано'сравнение удельных масс движущихся деталей бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН с удельными массами аналогичных деталей кривошипно-шатунных механизмов серийных двигателей АМ-42 и АЧ-31Б.

Картер двигателя (рис. 73) состоит из двух половин с разъемом в продольной плоскости.

При сборке двигателя бесшатунный механизм первоначально укладывают в одну из половин картера (при этом имеется свободный доступ к окончательно собранному в картере механизму для проверки осевых зазоров, в элементах механизма, зазоров в зацеплении шестерен и правильности сборки, рис. 74). После проведения контроля ставят вторую половину картера и обе половины стягивают призонными болтами.

Размеры основных сопряженных деталей цилиндро-поршневой группы и бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН приведены в табл. 11.

ДВАДЦАТИЧЕТЫРЕХЦИЛИНДРОВЫЙ БЕСШАТУННЫЙДВИГАТЕЛЬ ДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ М-127К

МОЩНОСТЬЮ 10 000 д. с.

Двигатель М-127К (рис. 75) представляет собой Х-образный четырехтактный быстроходный поршневой двигатель двойного действия с водяным охлаждением цилиндров.

Двадцать четыре цилиндра с общим рабочим объемом 82 л размещены в четырех блоках, расположенных в двигателе под углом 90° один к другому.

Из рис. 76 видно, что X-образное расположение цилиндровых блоков с углом 90° позволило вписать импульсные турбины двигателя, работающие на выпускных газах цилиндров, в габариты цилиндровых блоков.

Картер двигателя М-127К, как и в двигателе ОМ-127РН, состоит из двух половин и имеет продольный разъем по вертикальной плоскости.

Непосредственный впрыск топлива в цилиндры осуществляется двенадцатиплунжерными насосами дизельного типа, которые установлены по два в верхней и нижней частях картера между блоками цилиндров.

Наддув цилиндров осуществляется турбокомпрессором в качестве первой напорной ступени и двухскоростным приводным центробежным нагнетателем в качестве второй ступени, с промежуточным охлаждением воздуха в воздухо-воздушном радиаторе, установленном между ступенями. Мощность двигателя М-127К до расчетной высоты 12 000 м сохраняется постоянной.

74

Рис. 76. Поперечный разрез двигателя М-127К

75

Силовой механизм двигателя М-127К (рис. 77) состоит из трех бесшатунных механизмов типа двигателя ОМ-127РН, расположенных последовательно по длине двигателя и смещенных один относительно другого по углу поворота вала на 120°.

В местах стыка коленчатых валов применены общие центральные опоры (рис. 78). Стыкующиеся шейки коленчатых валов смещены в поперечной плоскости на 120°, что обеспечивает взаимное уравновешивание сил инерции поступательно движущихся и вращающихся масс; моменты сил инерции уравновешиваются противовесами, соединенными с коленчатыми валами.

Бесшатунный механизм двигателя М-127К имеет семь центральных опор, выполняющих функции кривошипов, и четыре цилиндрических быстроходных соединительных вала, фиксирующих взаимное положение центральных опор. Соединение этих валов с центральными опорами показано на рис. 89 (см. гл. III).

Расположение соединительных валов в плоскости, перпендикулярной оси двигателя, видно на поперечном разрезе бесша- тунного механизма, приведенном на рис. 79.

В двигателе М-127К посредством соединительных валов осуществляется промежуточный отбор мощности от коленчатых валов в семи точках по длине двигателя.

Основные данные четырехтактного двигателя двойного действия блочной конструкции приведены ниже.

Основные данные бесшатунного двигателя М-127К

Расположение блоковХ-образное,под

углом 90°

Охлаждение цилиндров Жидкостное,

под давлением

Охлаждение поршней Масляное,

под давлением Число цилиндров 24

Диаметр цилиндров в мм 160

Ход поршня в мм 170

Рабочий объем цилиндров вл 82,0

Степень сжатия:

в верхних камерах 6,9

в нижних камерах 7,1

ТопливоБензин Б-100/130

Расход масла в г/(л. с. ч.) Не более 7,0

Теплоотдача в масло в ккал!^л. с. мин)0,4

Теплоотдача в охлаждающую жидкость

в ккал^л. с. мин) 2,8—3,2

Габариты двигателя в м:

высота 1,55

ширина 1,44

длина 3,435 (3,600 )

Масса двигателяв кг 3450

Режим взлетной мощности

Взлетная мощность в л. с 10 000

Число оборотов в минуту 2600

Давление наддува в мм рт. ст 1570

Удельный расход топлива в е/(л. с. ч) . . . .225

Режим номинальной мощности

Номинальная мощность в л. с. на высоте:

12 000м 8000

5 000» 7800

О» 7450

Число оборотов в минуту 2300

Давление наддува в мм рт. ст 1200

Удельный расход топлива в е/(л. с. ч) на высоте:

12 000 м 188

5 000 » 197

О » 205

Режим мощности, равной 0,75 номинальной

Мощность, равная 0,75 номинальной, на высоте:

12 000 м 6000

5 000 » 5850

0 » 5600

Число оборотов в минуту 1900

Давление наддува в мм рт. ст 1090

Удельный расход топлива в е/(л. с. ч) на высоте:

12 000 м 148

5 000 » 155

0 » 162

Режим мощности, равной 0,6 номинальной

Мощность, равная 0,6 номинальной, на высоте:

12 000 м 4800

5 000 » 4680

0 » 4460

Число оборотов в минуту 1700

Давление иаддува вмм рт. ст 960

Удельный расход топлива в е/(л. с. ч) на высоте:

000 м 146

5 000 » 154

О » 162

Расчетные внешние характеристики на различных режимах работы двигателя М-127К без применения цикла удлиненного расширения приведены на рис. 80.

На основе опыта создания и доводки элементов двигателей ОМ-127РН и М-127К был разработан проект двигателя с дисковым газораспределением, обладающего меньшими габаритами по сравнению с основным двигателем М-127К при равной с ним мощности.

Рис. 79. Поперечный разрез бесшатунного механизма двигателя М-127К

На рис. 81 показан поперечный разрез двигателя М-127К с дисковым газораспределением.

В создававшихся бесшатунных бензиновых двигателях М-127К и ОМ-127РН давление подачи топлива и максимальное давление цикла при работе на расчетных номинальных режимах были при

мерно равны соответствующим давлениям в современных дизелях, а при испытаниях двигателя ОМ-127РН на форсированных режи-

Рис. 80. Расчетные внешние характеристики бесшатунного двигателя М-127К на различных режимах работы:

/ — на взлетном; 2, 3 и 4 — иа номинальном соответственно при Н = 12 000, Н = 5000 и Л = 0 лс; 5, 6 и 7 — на эксплуатационном соответственно при Н = 12 000, Н = 5000 н Н = 0 м; 8, 9 и 10 — на крейсерском соответственно при Н = 12 000, Н = 5000 и Н = = Ом; 11, 12 и 13 — на крейсерском соответственно прн Н = 12 000, Н = 5000 н Н = = 0 м; 14, 15 и 16 — на эксплуатационном соответственно при Н = 12000, Н — 5000 и Н = 0 м; 17, 18 и 19 — на номинальном соответственно при Н = 0, Н = 5000 и Н = = 12 000 я; 20 — на взлетном режиме

струкции всех элементов системы подачи топлива и рабочего процесса при высоком максимальном давлении цикла 150 кПсм1 появилась возможность разработки на базе двигателей ОМ-127РН и М-127К дизелей различного назначения.

Используя схему и бесшатунный силовой механизм двигателя М-127К, была проработана компоновка двухтактного бесшатунного дизеля двойного действия (рис. 82) мощностью 14 000 л. с. Кроме того, были созданы и отрабатывались на одноцилиндровой установке дизельные цилиндры.

На рис. 83 показаны испытывавшиеся цилиндры с дизельным двусторонним рабочим процессом, имеющие такие же размеры, 80

6 С. С. Баландин6 С. С. Баландин8181Рис. 81. Поперечный разрез двигателя М-127К с дисковым газораспределениемРис. 81. Поперечный разрез двигателя М-127К с дисковым газораспределением

6 С. С. Баландин

6 С. С. Баландин

81

81

Рис. 81. Поперечный разрез двигателя М-127К с дисковым газораспределением

Рис. 81. Поперечный разрез двигателя М-127К с дисковым газораспределением

3600

Рис. 83. Цилиндры двигателей с дизельным двусторонним рабочим процессом:

а — с прямоточной продувкой; б — с петлевой продувкой

что и цилиндры бензинового бесшатунного двигателя М-127К- Литровая мощность цилиндров с прямоточной продувкой при испытаниях была равна 112,5 л. с.1л, а с петлевой продувкой 109 л. с./л.

Глава III

КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКАБЕСШАТУННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

§ 10. УРАВНЕНИЯ КИНЕМАТИКИ

Основными звеньями механизма являются: штоки с ползунами и поршнями, совершающие прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль осей соответствующих цилиндров; промежуточное звено АСВ, соединенное посредством подшипников в точ-

Рис.84. Кинематическая схема бесшатунного механизма

ках А и В со штоками и в точке С с кривошипом ОС, и кривошип ОС, вращающийся относительно центра О с угловой скоростью (о (рис. 84).

Координацию перемещения всех звеньев механизма ведут по углу а поворота кривошипа ОС. Угол а отсчитывают в направлении вращения кривошипа ОС от начального положения, при котором его ось совмещается с осью Y—Y и поршни первого блока цилиндров находятся в верхней мертвой точке (в. м. т.). 6*

Угловая скорость со вращения звена ОС принимается постоянной, а угол у между блоками цилиндров — равным 90°.

Основные обозначения

г —'радиус'кривошипа ОС и длина звена АСВ и его элементов АС н ВС в я;

а — угол поворота кривошипа от его начального положения в град и рад; п — число оборотов кривошипа в минуту;

со — угловая скорость вращения кривошипа в сек-1;

t — время поворота кривошипа от его начального положения до рассматриваемого в сек;

Sy —перемещениепоршнейотв.м. т.в первом блоке цилиндроввя;

Sy —перемещениепоршнейотв.м. т.в третьем блоке цилиндроввя;

8Х —перемещениепоршнейотв.м. т.во втором блоке цилиндроввя;

Sx —перемещениепоршнейотв.м. т. в четвертом блоке цилиндроввя;

Ум — скорость движения поршней в первом и третьем цилиндрах в я!сек; ух — скорость движения поршней во втором и четвертом цилиндрах в м!сек;

/у —ускорение поршней в первом и третьем цилиндрах в м!секг;

jx — ускорение поршней во втором и четвертом цилиндрах в м!сек?\ S — 4г — ход поршней от в. м. т. до н. м. т.;

Si, vi, и — перемещение, скорость и ускорение t-го поршня.

Перемещение* поршней Зг = / (а). Перемещения поршней, отсчитываемые от их в. м. т. (см. рис. 84), описываются уравнениями:

Sy — 2г — у a", Sy — 3 Sti;

Sx = 2г — Ху; Sx = 3 — Sx,

где уА и хв — координаты точек А и В, отсчитываемые по осям Y—Y и X—X от точки О.

С учетом равенств (3) и (4) получим

Sy = 2г (1 — cos a); Sy = 2г (1 + cos а);(9)

Зх = 2г (1 — sin а); Sx = 2г (1 + sin а).(10)

На рис. 85 приведены кривые перемещения поршней в зависимости от угла поворота кривошипа, выраженные безразмерной величиной St-, равной отношению пройденного поршнемот в. м. т. пути 3,- = / (а) к полному ходу поршня 3 = 4г, т. е. 3, = Sy^r.

Скорости движения поступательно движущихся масс механизма а,. = f (а). При со = const выражение для определения скоростей поступательно движущихся масс получается дифференцированием уравнений (9) и (10) по времени t;

dSx dSx da q

=-ТГ = — 2rmcosa.(12)

dt da dtx

Поршни обоих вертикальных цилиндров, так же, как и обоих горизонтальных, движутся как одно целое, поэтому абсолютные значения их скоростей и ускорений равны между собой, но в принятой системе отсчета перемещений каждого поршня от его в. м. т. имеют противоположные знаки: Уу = —уу; jg = —jg; ух = —vx-, jx = —jx-

Рис. 85. Зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипаРис. 85. Зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипа

Рис. 85. Зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипа

Рис. 85. Зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипа

На рис. 86, а приведены кривые изменения скорости перемещения поступательно движущихся масс в зависимости от угла поворота кривошипа, выраженные безразмерной величиной у{, равной отношению скорости у, = / (а) к ее максимальной величине

Рис. 86. Зависимости скорости и ускорения поршня от угла поворота кривошипа:

а — скорости; б — ускорения

Средняя скорость поступательно движущихся масс«иР == 4го)Л-1-

Ускорения поступательно движущихся масс механизма h =/(“). Выражение для определения ускорений поступательно

движущихся масс получается дифференцированием уравнений (11) и (12) по времени t;

= ^® = Wcosa;

h =ю — ^м2 sin а.

at da

На рис. 86, б приведены кривые изменения ускорений поступательно движущихся масс в зависимости от угла поворота кривошипа, выраженные безразмерной величиной j£, равной отношению ускорения j£ = f (а) к его максимальной величине /imax = 2гы2.

§ 11. КИНЕМАТИКА БЕСШАТУННОГО МЕХАНИЗМАВОСЬМИЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ ОМ-127РН

Кинематическая схема бесшатунного механизма двигателя ОМ-127РН представлена на рис. 87.

У этого двигателя третья и четвертая штоковые шейки расположены точно так же, как первая и вторая, поэтому перемещения,

Рис. 87. Кинематическая схема бесшатунного механизма восьмицилиндрового двигателя ОМ-127РН

скорости и ускорения поршней пятого—восьмого цилиндров одинаковы с теми же величинами поршней первого—четвертого цилиндров.

Противовесы D и Е связаны с коленчатым валом в точках С посредством рессор.

Рассмотрим движение центров массы (ц. м.) противовесов как точек, удаленных от оси коленчатого вала на расстояние d = = г ф 6.

В гл. I было установлено, что траекторией такой точки является эллипс с полуосями г + d и г — d. В данном случае ц. м. проти- 86

вовеса D будет описывать эллипс, большая ось которого направлена по оси X—X, а' ц. м. противовеса £ — по оси Y—Y.

В системе координат YOX, где OY и ОХ направлены по осям первого и второго цилиндров, координаты ц. м. противовеса Е;

Уе = V + d) cos а = (2г + в) cos а;хЕ = V — Д sin а = —е sin а.

Отрицательная координата хЕ показывает, что радиус-вектор перемещения вращается в сторону, противоположную вращению кривошипа ОС.

Координаты ц. м. противовеса D:

yD = (г — d) cos а = —е cos а;

xD = (г + d) sin а = (2г + в) sin а.

Дифференцированием этих выражений по времени получим выражения для определения проекций скоростей и ускорений ц. м. противовесов на координатные оси.

Для противовеса Е;

иЕу = — (2г + е) со sin а;

иЕх = —есо cos а;

Uy = — (2r + е) со2 cos а;

jEx = ею2 sin а.

Для противовеса D:

ивя = есо sin а;

vDx = (2г + в) со cos а;

ioy = 60)2 cos а!

jDX = —(2г + в) со2 sin а.

Из полученных выражений следует, что годографы скоростей и ускорений каждого противовеса представляют собой эллипсы, вытянутые вдоль тех же осей, что и эллипсы перемещений.

Абсолютные величины скоростей и ускорений ц. м. противовесов получаются из уравнений:

4 + ^;(13)

i=Vh + jx.(И)

Для исследования динамики бесшатунного механизма удобно представить движение коленчатого вала и связанных с ним противовесов как сумму двух равномерных вращательных движений: переносного поступательного вместе с точкой С и относительного вокруг точки С.

Угловая скорость вращения кривошипа ОС постоянна, следовательно, постоянны линейные скорость и ускорение точки С. Ее скорость w = гю направлена перпендикулярно радиусу ОС, а ускорение /0 = гю^ — вдоль радиуса ОС к точке О. Такие же скорость и ускорение имеет любая точка коленчатого вала и связанные с ним противовесы в переносном движении.

Угловая скорость вращения коленчатого вала вокруг точки С тоже постоянна: <ос = —со. Поэтому и в относительном движении

а)б)в)

Рис. 88. Траектория движения и годографы скорости и ускорения центра массы противовеса:

а _ траектория; б — годограф скорости; в — годограф ускорения

линейные скорости и ускорения любой точки коленчатого вала постоянны. Скорость ц. м. противовеса Е равна иЕ = (г + е) со и направлена перпендикулярно радиусу СЕ (рис. 88); ускорение равно jEC = (г + е) со2 и направлено вдоль этого радиуса к точке С.

Абсолютные скорость и ускорение ц. м. противовеса Е получаются геометрическим сложением переносных и относительных скоростей и ускорений:

у = w + "йЕ = со рЛг2 + (г + е)2 — 2r (г + е) cos 2а;

7 = 7 о + Лес = ®2 У г1 + (г + е)2 + 2r (г + е) cos 2а.

Полученные выражения идентичны выражениям (13) и (14).

§ 12, КИНЕМАТИКА БЕСШАТУННОГО МЕХАНИЗМАДВАДЦАТИЧЕТЫРЕХЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ М-127К

Силовой механизм двадцатичетырехцилиндрового двигателя М-127К состоит из трех последовательно соединенных бесшатунных механизмов восьмицилиндрового двигателя ОМ-127РН.

Развиваемая двигателем мощность отбирается от семи центральных опор четырьмя высокооборотными цилиндрическими валами Г, 2', 3', 4' (рис. 89).

Рис. 89. Кинематическая схема бесшатунного механизма двадцатичетырехцилиндрового двигателя М-127К

Перемещения поршней отсеков (/—///), отсчитываемые от соответствующих в. м. т.:

Syi = 2r (1 — cos а);

Sxi = 2r (1 — sin а);

Зуц =2г[1 —cos (а +120°)] = 2r[1 + sin(а+ 30°)];

Злп =2r[1 —sin (а +120°)] = 2r[1— cos(а+ 30°)];

ЗуШ =2r[1 —cos (а +240°)] = 2r[1+ cos(а+ 60°)];

S^n =2r[1 —sin (а +240°)] = 2r[1+ sin(а+ 60°)],

где Su\ — З^п — перемещения поршней от в. м. т. в вертикальных цилиндрах первого—третьего отсеков двигателя;

Sxi — Sxm — перемещения поршней от в. м. т. в горизонтальных цилиндрах первого—третьего отсеков двигателя.

Скорости движения поршней первого—третьего отсеков:

Uy! — —^— = 2го) sin а;

Ра —" — ^ro) cos

^п = -^ = 2го) cos (а + 30°);

у H == 2га sin (а + 30°);

Ууш = -^^ = — 2га sin (а + 60°);

Мп = ^^ = 2га cos (а + 60°).

Ускорения поршней первого—третьего отсеков: jy\ = ^-- ~ 2га2 cos а;

i^ ° ^t' — ^т-sin а;

Ml = -di~ = — 2ro)2 sln+ 30°);

Mi = ^^ = 2га2 cos (а + 30°);

Мп = ^~ = - 2га2 cos (а + 60°);

Мп - ^р = — 2га2 sin (а + 60°).

13. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ И РЕАКЦИЙ,ДЕЙСТВУЮЩИХ В МЕХАНИЗМЕ

Определение нагрузок на кинематические пары бесшатунного механизма, возникающих в результате действия на механизм сил газов, сил инерции и их моментов, является наиболее сложной задачей в расчете бесшатунных двигателей.

•Чтобы найти величины и направления результирующих сил, нагружающих кинематические пары бесшатунного механизма, необходимо знать не только величины сил газов Рг и сил инерции Ри движущихся масс механизма, но также величины и направления реакций направляющих на опорные поверхности ползунов X, = / (а).

Результирующие силы, нагружающие штоковые подшипникии штоковые шейки коленчатых валов в бесшатунных двигателях,Ррез= V(Pe±Puy + XL

В отличие от кривошипно-шатунных двигателей, в которых боковая сила N, прижимающая поршень к цилиндру, определяется из выражения N = Ps tg 0 (где Ps = Рг + Рм, а 0 — угол поворота шатуна от оси цилиндра), в бесшатунных двигателях суммарная сила Р^, действующая по оси цилиндра, воспринимается одновременно двумя ползунами (в точке Лив точке В), 90

и определение реакций направляющих X, представляет основную сложность.

Поперечное сечение штоков выбирается из условия, чтобы сум

марное давление газов на поршни составляло только часть критической силы при их продольном изгибе, так что оси штоков всегда остаются прямолинейными. Поэтому можно считать, что сила Р^ приложена непосредственно к штоковой шейке коленчатого вала.

Схема сил, действующих на коленчатый вал бесшатунного механизма, приведена на рис. 90.

Четырехколенный вал бесшатунного двигателя может быть выполнен с двумя или тремя опорными шейками. При двухопор

Рис. 90. Схема сил, действующих на коленчатый вал бесшатунного механизма:Рис. 90. Схема сил, действующих на коленчатый вал бесшатунного механизма:1—4 — номера штоковых шеек1—4 — номера штоковых шеекном вале конструкция двигателя проще и компактнее, но при этом увеличиваются нагрузки на подшипники и элементы коленчатого вала. Трехопорный вал более надежен в эксплуатации, но он усложняет компоновку двигателя.

Рис. 90. Схема сил, действующих на коленчатый вал бесшатунного механизма:

Рис. 90. Схема сил, действующих на коленчатый вал бесшатунного механизма:

1—4 — номера штоковых шеек

1—4 — номера штоковых шеек

На приведенной расчетной схеме суммарные силы, действующие на штоковые шейки по осям цилиндров, обозначены через Рх—Р4 (в общем виде Р^, а перпендикулярные к осям цилиндров реак-

ции направляющих Хг—Х4 (в общем виде Х^.

Силы Pt = Рг[ + Put, создаваемые давлением газов и инерцией поступательно движущихся масс, определяют обычным по

рядком с использованием индикаторной диаграммы и с учетом

кинематики механизма.

При определении реакций Xt коленчатый вал может рассматриваться как:

разрезной и абсолютно жесткий, лежащий на трех опорах; метод расчета в этом случае прост, но дает менее точные результаты;

разрезной и упругий;

неразрезная балка с ломаной осью и с различной упругостью на отдельных участках. В этом случае получаются более близкие к действительности расчетные значения реакций.

Для трехопорного коленчатого вала реакции Xt можно находить, используя любое из трех условий, а для двухопорного — только третье условие.

Если при определении Xt принимается третье условие, то, как при всякой статически неопределимой системе, точность, с которой находятся лишние неизвестные, зависит, во-первых, от правильной оценки упругих свойств (податливости) отдельных звеньев системы и, во-вторых, от величины искажений, которые

вносят зазоры в кинематических парах, не учитываемые уравнениями деформации. Поэтому для получения достаточной точности расчетов необходимо знать действительные упругие свойства коленчатых валов, которые в системе бесшатунного механизма имеют наибольшую упругую податливость.

Остальные звенья бесшатунного механизма (поршневые штоки, направляющие, кривошипы, применяемые в двигателях типа МБ, или центральные вращающиеся опоры в двигателях ОМ-127РН и М-127), как правило, имеют малую упругую податливость, и при расчетах их можно принимать абсолютно жесткими.

Аналитически упругие деформации коленчатых валов вычисляются недостаточно точно, а поэтому при расчете динамики бесшатунного механизма жесткости отдельных частей коленчатых валов следует определять экспериментально.

Значительно сложнее при расчете Xt оценить влияние зазоров в кинематических парах. Очевидно, что чем меньше зазоры по сравнению с деформациями, тем их влияние будет меньшим.

Однако и при больших зазорах вносимые зазорами искажения будут невелики благодаря тому, что в подшипниках всегда есть масляная пленка; поэтому при любой незначительной деформации коленчатого вала, даже в пределах зазора, реакция будет возрастать из-за изменения эксцентрицитета шейки в подшипнике и соответствующего изменения гидродинамического давления в масляном слое.

Исходными данными для определения усилий, действующих в подшипниках механизма, являются, как и в кривошипношатунных двигателях, силы давления газа и силы инерции поступательно движущихся и вращающихся масс механизма.

СИЛЫ ДАВЛЕНИЯ ГАЗА

Силы давления газа определяют из индикаторной диаграммы, построенной по данным теплового расчета или снятой с работающего двигателя.

Силу давления газов на поршень в верхней камере сгорания определяют по формуле

где D — диаметр цилиндра в см;

Ргв —• давление газов в кПсм2.

Для нижней камеры сгорания при двустороннем рабочем процессе в цилиндрах

Рен = ^Ргн^-^,

где d — диаметр штока.

92

СИЛЫ ИНЕРЦИИ И ИХ МОМЕНТЫ

Силы инерции, действующие в механизме, показаны на рис. 91.

Основные обозначения

тп — масса одного комплекта штока с двумя поршнями;

тк — неуравновешенная масса колена, приведенная к оси штоковой шейки; Шкв — масса коленчатого вала;

то — неуравновешенная масса центральных опор, приведенная к точке С; тпр — масса противовеса коленчатого вала;

тПро — суммарная масса противовесов центральных опор;

Рид — сила инерции поступательно движущихся масс, присоединенных к одной штоковой шейке коленчатого вала, действующая в направлении оси 0Y;

Рих — сила инерции поступательно движущихся масс, присоединенных к одной штоковой шейке коленчатого вала, действующая в направлении оси ОХ;

Рип — результирующая сила инерции поступательно движущихся масс;

Рк — центробежная сила от неуравновешенных масс одного колена в относительном движении;

Рв — результирующая центробежная сила вращающихся масс в переносном движении;

Ри^ — суммарная сила инерции механизма, приложенная к опорным подшипникам коленчатого вала;

Ро — центробежная сила от неуравновешенных масс центральных опор;

Рпро — центробежная сила противовесов центральных опор;

Рпр — центробежная сила противовесов В и D относительно центров штоковых шеек;

Мп — момент сил инерции поступательно движущихся масс;

Мк — момент центробежных сил коленчатого вала;

МПр — момент центробежных сил противовесов;

Mj — суммарный продольный момент от сил инерции механизма.

Силы инерции и моменты сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (Рид, Ри^, действующие на штоковые шейки коленчатого вала:

по оси Y—Y

Риу = —тп)у = —2тпг<>Р cos а;

по оси X—X

Рих = —mnix = —2т„г<в2 sin а.

Так как по осям Y—Y и X—X синхронно движутся по два одинаковых комплекта штоков с поршнями, то суммарные силы инерции поступательно движущихся масс, действующие:

по оси Y—Y

Рид = —4тлги2 cos а;

по оси X—X

Рих = —4m„ro)2 sin а.

Равнодействующая сил инерции 2 Род и 2 Рих

Рип = VTAV2K = ^тпг^.(15)

—4mnr«? sin а , —-.s= tg а.—№nHtr cos а”—4mnr«? sin а , —-.s= tg а.—№nHtr cos а”Направление вектора равнодействующей силы определяется из треугольника сил 2 Puti, 2 рUX1 Рип-

—4mnr«? sin а , —-.s= tg а.

—№nHtr cos а”

—4mnr«? sin а , —-.s= tg а.

—№nHtr cos а”

(16)

Из выражений (15) и (16) следует, что равнодействующая сила Рип постоянна по величине и направлена всегда вдоль кривошипа ОС.

Для того чтобы определить величину и плоскость действия неуравновешенного момента от сил инерции поступательно дви-

Рис. 91. Силы инерции, действующие в бесшатунном механизме:Рис. 91. Силы инерции, действующие в бесшатунном механизме:1—4 — номера штоковых шеек1—4 — номера штоковых шеек

Рис. 91. Силы инерции, действующие в бесшатунном механизме:

Рис. 91. Силы инерции, действующие в бесшатунном механизме:

1—4 — номера штоковых шеек

1—4 — номера штоковых шеек

жущихся масс, рассмотрим моменты от этих сил инерции, действующие в каждом из направлений.

Момент сил инерции в плоскости YOZ

Му = Риу 01Z2),

или, полагая 1Х — /2 = /,

Му = Рид1 = —2m„ro)2 cos aZ;

в плоскости XOZ

Мх = Рих1 — —2mnrwa sinczZ.

Момент Мп определится как геометрическая сумма его компонентов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Мп = ^ М‘а -{- Мх .

Подставляя в это выражение значения Ми и Мх, получим

Мп = 2тпга>г1.(17)

Тангенс угла между направлением вектора момента Мп и осью 0Y

।—2mnrco2 cos aZ

tg ф = — -,- Т = tg (90° — а).(18)

'—2mrtrw2sin а/ ” хv у

Из выражений (17) и (18) следует, что величина момента Мп всегда постоянна, а плоскость его действия совпадает с плоскостью коленчатого вала и вращается вместе с ним.

Силы инерции вращающейся массы коленчатого вала и их моменты. Силы инерции коленчатого вала, совершающего сложное плоскопараллельное движение, можно разделить на силы инерции переносного и силы инерции относительного движения, как это было сделано со скоростями и ускорениями.

В переносном вращательном движении вместе с точкой С все точки вала и связанных с ним противовесов движутся с одинаковым ускорением, поэтому всю его массу можно считать сосредоточенной на оси его опорных шеек. Сила инерции вала в переносном движении

Рв = кткв + 2mnp) гм2

и направлена по радиусу кривошипа ОС.

В относительном вращательном движении вокруг оси опорных шеек (вокруг точки С) возникают центробежные силы от неуравновешенных масс колен (штоковых шеек и щек). Методика определения величины приведенной массы тк колена ничем не отличается от применяемой в динамике кривошипно-шатунных двигателей. Центробежная сила каждого колена

Рк = ткГ(М.

Сумма центробежных сил всех колен вала равна нулю, так как колена расположены симметрично относительно оси опорных шеек, но от каждой пары сил смежных противолежащих колен возникает момент

Мк = PKl = ткг<йЧ, где / — расстояние между осями вертикального и горизонтального цилиндров.

Этот момент действует в плоскости вала.

Для четырехколенного вала с двумя одинаково расположенными парами штоковых шеек

Мв = 2ЛЦ = 2ткг(М1.

§ 16. РЕЗУЛЬТИРУЮЩИЕ СИЛЫ ИНЕРЦИИ И МОМЕНТЫИ ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЕ

Анализ сил инерции бесшатунного механизма показывает следующее.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс приводятся к постоянным по величине результирующей силе Рип, направленной по радиусу К'ривошипа ОС (рис. 91), и моменту Мп, действующему в плоскости коленчатого вала.

Силы инерции вращающихся масс коленчатого вала и связанных с ним противовесов D и Е приводятся также к постоянной по величине результирующей силе Рв, направленной по радиусу кривошипа ОС, и к моменту Мв, действующему в плоскости вала.

Следует также учесть постоянную по величине центробежную силу от неуравновешенных Масс центральных опор (кривошипов ОС)

Ро = тогюй

и направленную по радиусу ОС.

Суммируя одинаково направленные силы и действующие в судной плоскости моменты, получим:

суммарную силу инерции Рих, приложенную к опорным подшипникам коленчатого вала и направленную по радиусу к кривошипу ОС, величина которой постоянна:

Рщ = Рип. + Рв = (4щ„ + ткв + 2т„р) гор;

сумму сил инерции 2 Ри, приложенную к подшипникам центральных опор:

2 Ри = Pus + Ро = (4т„ + ткв + 2т„р + ш0) г со2;

суммарный продольный момент М5, действующий в плоскости коленчатого вала, величина которого постоянна:

Afу “ Мп Ч~ Afff - 2 (tnn -А Шк^ г«Р1.

Для уравновешивания суммы сил 2 Ри необходимо на центральных опорах расположить противовесы, центробежная сила которых была бы равна ей по величине и противоположна по направлению. Если центр массы противовесов находится на расстоянии г0 от оси центральных опор, то их центробежная сила

Рпро ГПпр0Г0(д ■

Величина этой массы определяется из равенства Р,ф0 — 2 Р», т. е.

_ (4т„ + ткв + 2m„p + т0) г

Для уравновешивания момента М, необходимо на концах коленчатого вала в плоскости его колен расположить два противовеса!) и Е таким образом, чтобы их центробежные силы создавали момент Мпр, равный и противоположный моменту Mj.

Если масса каждого противовеса тпр, расстояние его центра массы от оси опорных шеек (точки С) равно d = г + е расстояние между противовесами 1пр, то

Мпр тпр к1" + е)

Массу противовеса определяют из условия _ 2 (m„ + mK) rl пр (Г + 6) 1пр ■

Конструктивно противовесы располагают на цапфах крайних центральных опор соосно с опорными шейками коленчатого вала и соединяют их с опорными шейками рессорными валиками (рессорами). Так как противовесы совершают вместе с валом сложное движение, их полная сила инерции равна геометрической сумме силы Рпр относительного и силы Pw переносного движения (рис. 92).

Направление силы Pw, параллельной радиусу ОС, не проходит через ось опорной шейки вала, с которой соединен противовес, поэтому создается момент, скручивающий рессору:

МТ = Т (г + е) со2,где Т = Pw sin 2а = mnpro)2 sin 2а — тангенци-альная составляющая силы Pw.

Подшипники противовеса нагружаются силой

Р = Рпр + Rw,где R„ Pw cos 2а = mnpr<sP cos 2а — радиаль-ная составляющая силы.

Противовесы D и Е можно расположить на концах соединительного вала, вращающегося в ту же сторону, что и коленчатый вал, но

Мпр Mj.Мпр Mj.Рис. 92. Силы инерции противовесов в переносном и относительном движенияхРис. 92. Силы инерции противовесов в переносном и относительном движенияхприпривии, что скорость вращения соединительного вала равна №с.

Мпр Mj.

Мпр Mj.

Рис. 92. Силы инерции противовесов в переносном и относительном движениях

Рис. 92. Силы инерции противовесов в переносном и относительном движениях

при

при

Из изложенного видно, что в бесшатунном двигателе силы инерции и их моменты уравновешиваются конструктивно простыми средствами при любой компоновочной схеме двигателя. Это является большим преимуществом бесшату иного механизма перед кривошипно-шатунным, в котором, как известно, полное уравновешивание сил инерции и их моментов без применения специальных уравновешивающих устройств возможно не при всяком числе и расположении цилиндров.

? С. С. Баландин97

§ 17. СИСТЕМЫ КАНОНИЧЕСКИХ УРАВНЕНИЙДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РЕАКЦИЙ НАПРАВЛЯЮЩИХ

Статика дает только одну зависимость между реакциями Xt

в виде равенства нулю моментов всех сил относительно оси коленчатого вала, в то время как количество неизвестных реакций всегда больше одной. Например, на схеме, показанной на рис. 90,

Рис. 93. Расчетная схема для определения реакций направляющихРис. 93. Расчетная схема для определения реакций направляющихколичество неизвестных реакций Xi по числу штоковых шеек равно четырем.

Рис. 93. Расчетная схема для определения реакций направляющих

Рис. 93. Расчетная схема для определения реакций направляющих

При расчете этой и других аналогичных схем недостающие зависимости между реакциями находятся из рассмотрения деформации системы.

Ниже дается вывод систем канонических уравнений, с помощью которых можно определять реакции Х;=/ (а), для случаев:

неразрезного упругого коленчатого вала с двумя и тремя опорами;

разрезного упругого коленчатого вала;

разрезного абсолютно жесткого коленчатого вала.

Расчетная схема определения реакций Xi и сил, нагружающих кинематические пары механизма, приведена на рис. 93.

Основные обозначения

Нумерация штоковых шеек соответствует рис. 90.

Номер штоковой шейки обозначается в общем виде индексом I.

Pai — сила давления газов на i-ю штоковую шейку;

Put — сила ннерцни поступательно движущихся масс;

Pui — проекция силы инерции вращающихся масс коленчатого вала на ось цилиндра;

Pi = Рг{ + Pui — суммарная сила, действующая на t-ю штоковую шейку по оси цилиндра;

Р^ — сила, действующая по оси цилиндров на t-ю штоковую шейку, с учетом сил инерции поступательно движущихся и вращающихся масс.

Силы Pi, Pei, Pui, Р^ будем считать положительными, если их направление обратно положительным направлениям осей.

X; — реакции направляющих; будем считать их положительными, если их направления совпадают с положительными направлениями координатных осей;

Zt — сила, действующая по направлению кривошипов; будем считать ее положительной, если сила сжимает соответствующий кривошип;

Z01, Z02 — реакции крайних опор от сил Zt двухопорного коленчатого вала;

Zol, -^ — реакции крайних опор от сил Zt трехопорного коленчатого вала;

Zo — реакция средней опоры коленчатого вала от сил Z;;

Tt — сила, действующая перпендикулярно оси звена АСВ; будем считать ее положительной, если сила создает момент относительно точки С, направленный против часовой стрелки;

ТоХ, ^о2 —’ Реакции крайних опор от сил Т £ двухопорного коленчатого вала;

Тох, Тог — реакции крайних опор от сил 7, трехопорного коленчатого вала;

То — реакция средней опоры коленчатого вала от сил Т;;

Е — модуль упругости первого рода;

G — модуль упругости второго рода;

6/ — радиальные деформации t-й штоковой шейки, возникающие под действием внешних сил;

6, — тангенциальные деформации t-й штоковой шейки, возникающие под действием внешних сил.

Линейные деформации 6£ и 0f будем считать положительными, если их направления совпадают с положительными направлениями сил Z£ и Т £.

Силы и деформации, изображенные на рис. 93, имеют положительные направления.

Неразрезной упругий коленчатый вал с двумя и тремя опорами. Из условия равенства нулю момента сил Р£ и Х£ относительно точки С (рис. 93, а) имеем

(%! + Х3) cos а — (Х2 + Х^ sin а =

= (Рг + Рз) sin а — (Р3 + Р^) cos а.(19)

Остальные три уравнения для определения реакций должны быть получены из рассмотрения деформации системы.

Силы Р£ и Хи деформируя коленчатый вал, вызывают радиальные 6Z и тангенциальные 0; перемещения штоковых шеек коленчатого вала.

На рис. 93, б изображены положения центров штоковых шеек деформированного коленчатого вала. Все перемещения отложены в положительном направлении; при этом штоковые шейки как бы извлечены из своих направляющих.

Повернем коленчатый вал, как жесткое целое, не изменяя его упругой линии, так, чтобы центр первой штоковой шейки оказался на оси 0Y. Величина Aq^ определяется с достаточной для практики точностью следующим уравнением:

А<р1 = Mga+Oi.

Угол, на который нужно повернуть вал, чтобы центр третьей штоковой шейки оказался на оси 0Y,

Дф3 _ 63tga + 63 ,

Углы поворота Афг и Д<р3 должны быть равны, иначе окажется, что когда центр первой штоковой шейки лежит на оси 0Y, центр третьей будет находиться вне оси 0Y (при отсутствии зазоров в сочленениях это невозможно).

7*99

Первое уравнение деформации

(6Х - 63) tg а + (01 - 0S) = 0.(20)

Центры второй и четвертой штоковых шеек одновременно будут находиться на оси ОХ, если угол Аф2 будет равен углу Аф4:

д ^ctga + e,. т ,

Дф4=1^,

отсюда получим второе уравнение деформации

(62 - 64)ctga+ (02 - 04) = 0.(21)

Третье уравнение деформации системы можно получить при условии, что центры первой и третьей штоковых шеек будут находиться на оси OY, а центры второй и четвертой штоковых шеек — на оси ОХ одновременно, т. е.

Афх + Аф3 = 0;

Аф1 + М - °;,99,

Афз + Аф4 = 0;

Аф3 + Аф2 = 0.

Из написанных четырех равенств выражения (22) в решении должно быть использовано только одно, так как если выполнено одно из них, то выполняются и остальные три.

Полагая, например,

Аф4 + Аф4 = 0,

получаем третье уравнение деформации (рис. 93, б):

64 tg и ф 64 ctg й -ф 04 -ф 04 = 0.(23)

Прогибы 64 и 04 в уравнениях (20), (21) и (23) легко выразить через радиальные Z6 и тангенциальные Tt силы, действующие на штоковые шейки.

Обозначим радиальный прогиб i-й штоковой шейки от единичной силы, приложенной к /-й штоковой шейке, через а,,, тогда

6Z = o-iaZi + а1гХй -ф ai3Z3 + ai4Z4,

где i = 1, 2, 3, 4.

Разности и сумма тангенциальных прогибов 04 — 03, 02 — 04, 04 -ф 04 могут быть представлены в виде линейных функций тангенциальных сил Ть т. е.

01 + 9» = bj\ + 62Т2 -ф Ь3Т3 -ф Ь4Т4;

01 — 0з = сгТх -ф с3Т2 ф с3Т3 -ф с4Т 4,

0204 — С\Г 1 -ф С^Т2 -ф С3Т3 -ф С^Г4.

Подставляя в уравнения (20), (21) и (23) значения б,-, 04 — 03, е2 — е4 и е4 + е4, получим

tg а 2 2/ («1/tg а 2 2/ («1/S ^- = 0; = 1, 2, 3, 4

tg а 2 2/ («1/

tg а 2 2/ («1/

(24)(24)ctg а / j ^/ ка2} — и'р + S ciTj — ^, /=1,2,3, 4/=1,2, 3,4

(24)

(24)

tga E aUZi + ctSa . ^ a4jZj +^ biTi ~ °-

/=1, 2, 3, 4/=1. 2. 3, 4/ —1, 2, d, 4

(рис. 93, а):(рис. 93, а):Компоненты сил Z, и Т, легко выразить через силы Р, и X/

(рис. 93, а):

(рис. 93, а):

Z4 = Pi cos а + Xi sin а;

Z3 = Р2 sin а + Х2 cos а;

Z3 = Р3 cos а + Х3 sin а;

Z4 = ^4 sin а + Х4 cos а;

Тг = Х4 cos а — Pv sin а; Т2 = Х2 sin а — Р2 cos а; Т3 = Xs cos а — Р3 sin а; Т4 = Х4 sin а — Р4 cos а.

Исключая силы Z; и Т, из системы уравнения (24), получим после небольших преобразований систему из четырех уравнений [включая уравнение (19)], из которых могут быть определены

реакции в направляющих:

(Х4 + Х3) cos a — (Х2 + Х4) sin a = =?= (Pi + Р3) sin a — (P2 + P4) cos a;

X4 (a4 sin2 a + c4 cos2 a) + X2 sin a cos a (a2 + c2) + + X3 (a3 sin2 a + c3 cos2 a) + X4 sin a cos a (a4 + c4) = = Pi sin a cos a (c4 — a,) + P3 (c2 cos2 a — a2 sin2 a) + + P3 sin a cos a (c8 — a3) + P4 (c4 cos2 a — a4 sin2 a);

(26)(26)Xi sin a cos a («1 + cj) + X2 (a2 cos2 a + c2 sin 2a) ++ X3 sin a cos cz (a3 4- са) + X4 (a4 cos2 a -J- c4 sin2 a) == Pi (ci sin2 a — av cos2 a) + Pi sin a cos a (c2 — a^ ++ P3 (c3 sin2 a — a cos2 a) + P4 sin a cos a (c4 — a4);

(26)

(26)

X4 [alt sin2 a -J- (a41 + bi) cos2 a] sin a +

+ X2 cos a [(a12 + b2) sin2 a + «42 cos2 a] +

+ X3 sin a [«ха sin2 a + (a4S + 6S) cos2 a] +

+ X4 cos a (a14 sin2 a + b4 sin2 a + a44 cos2 a) ==^Px cos a [(bx — «xx) sin2 a — а4Х cos2 a] ++‘P2 sin a [(b2 — a42) cos2 a — ai2 sin2 a] +

+ P3 cos a V(b3 — «хз) sin2 a — a43 cos2 a] + + P4 sin a [(b4 — a44) cos2 a — a14 sin2 a];

где

а, = «п — а31; щ = «21 — «41; j

а3 = ^13 — ti331 а3 — й23 — °431 I

О4 П14 ^з4т «4 — Q24«44.j

Система уравнений (26) справедлива и для двухопорного и для трехопорного коленчатых валов, так как средняя опора влияет только лишь на численные значения коэффициентов.

Определение коэффициентов влияния а^, bu cL, с\ приведено в § 18.

Представляют интерес составляющие реакций опор: Ri — направленные по радиусу ОС и Kt — перпендикулярные к радиусу ОС (см. рис. 93).

Будем считать реакции положительными: Rt, если она направлена к центру О, и Кц если она направлена в сторону вращения кривошипа ОС.

Реакции Rt и Ki определяют по формулам:

Rt = Zi cos 2а + tt sin 2а; ]

Kt = Zi sin 2а + tt cos 2а. J^^

Разрезной упругий коленчатый вал. Для передней половины коленчатого вала неизвестные реакции Х4 и Х2 в направляющих определяются из системы уравнений:

Xj cos а — Х2 sin а = /Д sin а — Рг cos а; 1

64 tg а + 04 + 62 ctg а + 93 = 0./

Первое уравнение вытекает из равенства нулю момента сил относительно точки С (см. рис. 93), второе — из условия деформации.

Выражая прогибы 64, 62 и 0lt 02 через компоненты аи Zt и Ти будем иметь

64 = а 4 4Z 4 -р а 4 2Z 2;

6 2й21^4 -р «22Z2;

01 + е2 = bxTv

Используя зависимости (25), после преобразований получим

Х4 cos а — Х2 sin а = Рх sin а — Р^ cos а;

Хг sin а [«44 sin2 а + (а21 + b^ cos2 а] +

+ Хг cos а (а12 sin2 а + а22 cos2 а) +(29)

+ Рх cos а [(«44 — b^ sin2 а + а21 cos2 а] +

+ P3 sin а («40 sin2 а + а22 cos2 а) = 0.

Аналогичные уравнения будут справедливы и для второй половины коленчатого вала.

Следует заметить, что значения коэффициентов ац и bz в системе уравнений (29) иные, чем в системе (26).

Разрезной и абсолютно жесткий коленчатый вал. Реакции направляющих могут быть найдены только при наличии у коленчатого вала средней опоры.

В этом случае реакции опор должны быть перпендикулярны радиусу ОС (см. рис. 93).

Следовательно, проекция суммы сил Хь Х2, Р4 и Р» на направление радиуса ОС равна нулю, т. е.

(Х2 — Р^ cos а + (Х4 — Pa) sin а = О или

Xi sin а + Х2 cos а = Рх cos а + Pa sin а. (30)

Из равенства нулю моментов всех сил относительно точки С имеем

Хг cos а — Х2 sin а = Р4 sin а — Pa cos а. (31)

Решая совместно уравнения (30) и (31), получим

Xj = Р4 sin 2а — Pa cos 2а;

Х2 = Р4 cos 2а ф- Pa sin 2а.

Аналогичные формулы можно записать и для Х3 и Х4:

Х3 = Р3 sin 2а — Р4 cos 2а;

Х4 = Р3 cos 2а + Р4 sin 2а.

§ 18. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТОВ ВЛИЯНИЯ ац, Ьь ct и с'.

Зная истинные значения моментов инерции частей коленчатого вала, можно определить коэффициенты влияния, входящие в канонические уравнения (26) и (29).

Коэффициенты влияния для двухопорного коленчатого вала. По закону взаимности перемещения

ti12 ^21i^13 — а31!^14 ti41 i

^23 — <?32;<Z24 — Й42>^34^43-

Кроме этого, вследствие симметрии коленчатого вала относительно средней плоскости

п41 — а44;

а22

— азз",

П] 2

— а4з;

следовательно,

Яц = Q44,

ti12

= ti21 =

й43

— а34>

°3з = ^31 =

а 24

= a4 2i

а 14

" ti41i

(32)

П22 =

азз!

^23 =

П32-

Таким образом, все коэффициенты влияния вида ац будут определены, если найти только шесть из них: а1г, ц12, а13, ци,

2 22 3 •

На рис. 94 представлены эпюры изгибающих моментов от поло

жительных единичных сил, приложенных к серединам каждой

штоковой шейки.

Все коэффициенты ац (по способу Мора) находят умножением эпюр одной на другую.

При умножении эпюр моменты инерции частей вала берутся из опытных данных, получаемых при нагружении и деформировании натурного коленчатого вала.

Рис. 95. Эпюры изгибающих и крутящих моментов двухопорного вала от тангенциальных сил:Рис. 95. Эпюры изгибающих и крутящих моментов двухопорного вала от тангенциальных сил:Рис. 94. Эпюры изгибающих мо- ментов от радиальных единичных сил, приложенных к серединам штоковых шеек двухопорного коленчатого вала:Рис. 94. Эпюры изгибающих мо- ментов от радиальных единичных сил, приложенных к серединам штоковых шеек двухопорного коленчатого вала:а, б, в и г — соответственно к пер-вой, второй, третьей и четвертойштоковым шейкам; 1—4 — номераштоковых шеека, б, в и г — соответственно к пер-вой, второй, третьей и четвертойштоковым шейкам; 1—4 — номераштоковых шеека — Т.; б — приложенных к первой и третьей штоковым шейкам; в — приложенных ко второй и к первой штоковым шейкам; г — приложенных к первой и четвертой штоковым шейкам

Рис. 95. Эпюры изгибающих и крутящих моментов двухопорного вала от тангенциальных сил:

Рис. 95. Эпюры изгибающих и крутящих моментов двухопорного вала от тангенциальных сил:

Рис. 94. Эпюры изгибающих мо- ментов от радиальных единичных сил, приложенных к серединам штоковых шеек двухопорного коленчатого вала:

Рис. 94. Эпюры изгибающих мо- ментов от радиальных единичных сил, приложенных к серединам штоковых шеек двухопорного коленчатого вала:

а, б, в и г — соответственно к пер-вой, второй, третьей и четвертойштоковым шейкам; 1—4 — номераштоковых шеек

а, б, в и г — соответственно к пер-вой, второй, третьей и четвертойштоковым шейкам; 1—4 — номераштоковых шеек

Чтобы найти коэффициенты bi, с^ и q системы уравнений (26), к штоковым шейкам коленчатого вала прикладывают тангенциальные силы 71, Т2, Т3 и Т^. Из условия равновесия вала можно записать следующее соотношение:

Т’х - Тг + Т3 - Т\ = 0.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов от тангенциальных сил представлены на рис. 95, а.

104

Моменты в различных сечениях вала на этих эпюрах выражены через тангенциальные силы и реакции опор Tot и У02.

Для определения коэффициентов cz (z = 1, 2, 3, 4) к первой и третьей штоковым шейкам одновременно прикладывают две прямо противоположные единичные силы. Эпюры изгибающих и крутящих моментов от пары единичных сил представлены на

рис. 95, б.

Умножая эпюры рис. 95, а на эпюры рис. 95, б, получим

Е (91 — 93) = Е (сД 1 4- с-Д2 4-+ сД 3 + СД 4).

Для определения коэффициентов С; строят эпюры ИЗГИбаЮ- щих и крутящих моментов от двух противоположно направленных единичных сил, приложенных к серединам второй и четвертой штоковых шеек (рис. 95, в).

Умножая эпюры рис. 95, а на эпюры рис. 95, в, получим

-Е^2 — 94)=:-Д№ +

4" сД 2 + вД з + вД 4).

Коэффициенты bt определяют умножением эпюр рис. 95, а на эпюры рис. 95, г:

Д(91-94) = ДМ +

+ ЬД2 4- ЬДз -{- ЬД4).

Рис. 96. Эпюры изгибающих моментов трехопорного коленчатого вала от радиальных единичных сил:Рис. 96. Эпюры изгибающих моментов трехопорного коленчатого вала от радиальных единичных сил:а, б, в, г и д — приложенных соответствен-но к первой, второй, третьей, четвертой исредней опорным шейкама, б, в, г и д — приложенных соответствен-но к первой, второй, третьей, четвертой исредней опорным шейкамКоэффициенты влияния для трехопорного коленчатого вала. Коэффициенты влияния в плоскости кривошипов сначала определяют для случая, когда коленчатый вал не имеет средней опоры.

Рис. 96. Эпюры изгибающих моментов трехопорного коленчатого вала от радиальных единичных сил:

Рис. 96. Эпюры изгибающих моментов трехопорного коленчатого вала от радиальных единичных сил:

а, б, в, г и д — приложенных соответствен-но к первой, второй, третьей, четвертой исредней опорным шейкам

а, б, в, г и д — приложенных соответствен-но к первой, второй, третьей, четвертой исредней опорным шейкам

Обозначим их через ац, тогда коэффициент ап определим умножением эпюр рис. 96, а на эпюры этого же рис. 96, а, коэффициент ai2 — перемножением эпюр рис. 96, а и б; коэффициент ai3 — перемножением эпюр рис. 96, а и в; коэффициент аи — перемножением эпюр рис. 96, а и г; коэффициент а2г — умножением эпюр рис. 96, б на эпюры этого же рис. 96, б; коэффициент а23— перемножением эпюр рис. 96, бив.

Чтобы учесть среднюю опору, приложим к средней опорной шейке коленчатого вала единичную силу. Прогибы от нее в серединах штоковых шеек обозначим через az3 (z = 1, 2, 3, 4), а прогибы в середине коленчатого вала — через as5.

Вследствие симметрии коленчатого вала

«15 = —«45 И «25 — —«35-

Коэффициент «55 найдем умножением эпюр рис. 96, д на эпюры этого же рис. 96, д; коэффициент «15 — перемножением эпюр рис. 96, а и д; коэффициент a2s — перемножением эпюр рис. 96, д и б.

Если принять направление реакции Zo средней опоры вверх за положительное направление, то

Zo = —т— («15-21 -ф «25^2 — «25^3 — «15Z4) .(33)

будутбудута55

будут

будут

При наличии средней опоры коэффициенты влияния иметь вид

«11 «117~й55«11 «117~й55'“15°25

«11 «117~

й55

«11 «117~

й55

«12 = «12;.

й55

_',“15°25«1з —«1з4;—“55_'(“25)2«22 —«22".—“55_',“15°25«1з —«1з4;—“55_'(“25)2«22 —«22".—“55«14 — «14 +«14 — «14 +«23 — «23 +«23 — «23 +«55«55(34)(34)“55)“55)

_',“15°25

«1з —«1з4;—

“55

_'(“25)2

«22 —«22".—

“55

_',“15°25

«1з —«1з4;—

“55

_'(“25)2

«22 —«22".—

“55

«14 — «14 +

«14 — «14 +

«23 — «23 +

«23 — «23 +

«55

«55

(34)

(34)

“55)

“55)

(27), (32)](27), (32)]откуда [см. систему уравнений

(27), (32)]

(27), (32)]

«1«11«31,«2«12«32»«3 — «13 «33»

«4 — «14 — «341«1 — «21 — «4Ь«2 = «22 — «421

«3 — «23 — «43»«4 — «24 — «44-

РеакцИЮ То средней опоры от системы сил Т 4, 7\, Та, Т^ находят из условия, что она должна ликвидировать прогиб, создаваемый системой сил Т{. Для этого строят эпюры изгибающих и крутящих моментов от системы сил 71,- для коленчатого вала на двух опорах (рис. 97, «) и эпюры изгибающих и крутящих моментов от единичной силы, приложенной к средней опорной шейке двухопорного коленчатого вала (рис. 97, б).

Умножением эпюр рис. 97, б на эпюры этого же рис. 97, б, получим прогиб 6в средней опорной шейки от единичной силы, приложенной к этой шейке, а перемножением эпюр рис. 97, a и б — прогиб 662 7; средней коренной шейки двухопорного коленчатого вала от системы сил 2

Реакция средней опоры от системы сил

Т 6 2 К- ,ог\

При определении коэффициентов с,, с, и bt для трехопорного коленчатого вала его заменяют двухопорным, считая, что к двухопорному валу приложено, кроме системы сил^^р- реакция средней опоры То.

При этом реакции крайних опор:

Т01 = Т'о1-^;(36)

ГО2 = Т;2-^.(37)

Следовательно, эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от системы сил 2 Л будут такими, как на рис. 97, а, если реакции крайних опор принять равными Т01 и То2 (вместо T'i и Tot) и, кроме сил Tt, к коленчатому валу

■5)■5)Рис. 97. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных сил:,Рис. 97. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных сил:,i —1,2, 3, 4

■5)

■5)

Рис. 97. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных сил:,

Рис. 97. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных сил:,

приложить силу То.

Для определения прогибов 91 и 93 к первой и третьей штоковым шейкам коленчатого вала на двух опорах прикладывают про-

Рис. 98. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам первой и третьей штоковых шеекРис. 98. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам первой и третьей штоковых шеека — Т.; б — от единичной силы, при-ложенной к средней шейке

Рис. 98. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам первой и третьей штоковых шеек

Рис. 98. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам первой и третьей штоковых шеек

тивоположно направленные единичные силы. Эпюры изгибающих и крутящих моментов от единичных сил показаны на рис. 98.

Умножая эпюры рис. 98 на эпюры рис. 97, а, получим величину £(9i-93).

Для определения прогибов 92—94 ко второй и четвертой шейкам двухопорного коленчатого вала прикладывают противоположно направленные единичные силы. Эпюры изгибающих и крутящих моментов от этих сил показаны на рис. 99.

После исключения реакций Т01 и Т02 по формулам (36) и (37) получим окончательно

—Е (02 — 04) = — (c^i + с’>Т. + с^з + с^ Е.

Для определения Е (91— 04) к первой и четвертой штоковым шейкам двухопорного коленчатого вала прикладывают две одинаково направленные единичные силы.

Рис. 99. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам второй и четвертой штоковых шеекРис. 99. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам второй и четвертой штоковых шеектящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных едитящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам первой и четвертой штоковых шеекничных сил, приложенных к серединам первой и четвертой штоковых шеек

Рис. 99. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам второй и четвертой штоковых шеек

Рис. 99. Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных единичных сил, приложенных к серединам второй и четвертой штоковых шеек

тящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных еди

тящих моментов трехопорного коленчатого вала от тангенциальных еди

ничных сил, приложенных к серединам первой и четвертой штоковых шеек

ничных сил, приложенных к серединам первой и четвертой штоковых шеек

Эпюры моментов от этих единичных сил показаны на рис. 100.

Умножая эпюры рис. 100 на эпюры рис. 97, а, получим

^ (04 04) = Е (Ь^Т4 -(- ЕТ, + Ь3Т3 + bj\\

Коэффициенты влияния разрезного коленчатого вала на трех опорах. В канонические уравнения для этого случая [формулы (29)]

входят следующие коэффициенты влияния: аи, а12 = = Ц21> ^22, ^1-

штоковым шейкам в плоскости кривошипов (рис. 101, а и б), и от единичныхштоковым шейкам в плоскости кривошипов (рис. 101, а и б), и от единичныхНа рис. 101 показаны эпюры изгибающих и крутящих моментов разрезного коленчатого вала от единичных сил, приложенных к первой и второй

штоковым шейкам в плоскости кривошипов (рис. 101, а и б), и от единичных

штоковым шейкам в плоскости кривошипов (рис. 101, а и б), и от единичных

Рис. 101. Эпюры изгибающих и крутящихмоментов от единичных сил, приложенныхк первой и второй штоковым шейкам:

а и б — от радиальных сил; в — от тангенци- СИЛ, ПерПеНДИКуЛЯрНЫХ альиых силК ПЛОСКОСТИ КрИВОШИПОВ

(рис. 101, в).

Коэффициент а 11 находят умножением эпюры рис. 101, а на эпюру этого же рис. 101, а; коэффициент а12 — перемножением эпюр рис. 101, а и б; коэффициент а22 — умножением эпюр рис. 101, б на эпюру этого же рис. 101, б; коэффициент bL — перемножением эпюр рис. 101, а и в.

КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ ДВИГАТЕЛЯ

Перенесем все силы Р; и Xt в точку С (см. рис. 93) и спроектируем их на направление, перпендикулярное к радиусу ОС.

Сумма проекций

Трез = (-^i 4" Хз — Р2 — Р4) cos а — (Х2 + Хц — Pi — Р3) sin а.

Из условия равенства нулю момента всех сил относительно точки С имеем

(Л + Р3) sin а — (Р2 + Р4) cos а — (Xi + Х3) cos а +

+ (Х2 + Х4) sin а = О, откуда

(Х4 + Х3) cos а — (Х2 + Х4) sin а =

= (Pi + Р3) sin а — (Р2 + Р4) cos а.

Используя это соотношение, получим

Трез = 2 (р( + Рз) sin а — 2 (Р2 + Р4) cos а.

Сила Pt = Рг1 + Put + Put, но, как было показано в § 16, суммарная сила инерции Ры2 всегда направлена по кривошипу ОС, и ее проекция на перпендикуляр к ОС равна нулю. На этом основании можно написать

Т^ = 2 (Ря + Рг3) sin а — 2 (Рг2 + Рг4) cos а. (38)

Отсюда крутящий момент двигателя

Мае = ТрезГ = 2г 1(Рг1 + Рг3) sin а — (Рг2 + Рг4) cos а]. (39)

Пример определения сил и реакций, действующих в бесшатун- ном механизме двигателя с неразрезным упругим коленчатым валом на трех опорах, приведен в приложении.

УПРОЩЕННЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ УСИЛИЙ,ДЕЙСТВУЮЩИХ В КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАХ

БЕСШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

Расчетную схему нагружения механизма внешними силами примем такую же, что и на рис. 90.

Из рисунка видно, что каждая штоковая шейка коленчатого вала и ее подшипник нагружены силой

рШ1 = /p' + xL

где Р, — суммарная сила, действующая на z-ю шейку вала по оси цилиндров (без учета сил инерции массы самого вала);

Х; — реакция направляющих, действующая на ползун z-й шейки вала.

Силы Pt определяют обычным способом, применяемым при расчете поршневых двигателей. Неизвестные реакции X, находят без учета несущей способности масляной пленки, заполняющей зазоры между ползунами и направляющими.

Для расчета реакций Xt сделаем следующие два допущения:

коленчатый вал и направляющие ползунов будем считать абсолютно жесткими;

при любом значении угла а нормальное давление между ползунами и направляющими действует только в одном направлении их движения — по оси Y—Y или X—X; в другом направлении между ползунами и направляющими имеется зазор.

Х^Г

Рис. 102. График изменения реакций направляющих, определенных упрощенным методом, по углу поворота кривошипа

При таких допущениях задача нахождения реакций Хг становится статически определимой.

При равных зазорах между ползунами и направляющими обоих направлений за каждый оборот вала двигателя при угле у = 90° будет следующее чередование усилий на направляющие и соответственно реакций Xt = f (a): Хх ф 0, Х2 = 0 при 0° «с а < 45°, 135° < а < 225° и 315° < а < 360° и Хх = 0, Х2 ф 0 при 45° < < а < 135° и 225°<а<315°.

Из условия равенства нулю суммы моментов всех сил и реакций Х£ относительно точки С получим следующие уравнения, из которых можно определить неизвестные реакции Х\ и Х2:

при углах а, соответствующих условию Xj ^ 0, Х2 = 0,

Хх = Р2 — Pi tg а;

при углах а, соответствующих условию Хг = 0, Хг Ф 0,

Х2 =—

2 tg а 1

График изменения реакций Хг и Х2 в зависимости от угла а в X-образном двигателе с у = 90°, вычисленный по этим формулам, приведен на рис. 102.

по

Для определения усилий, нагружающих опорные шейки коленчатого вала и подшипники в точке С (см. рис. 93), целесообразно использовать компоненты равнодействующих сил Кш1 : Rt — действующих по направлению кривошипов ОС и Kt — действующих перпендикулярно к оси кривошипов ОС;

Киа - VTT^i,

где Pt — сила, действующая по оси цилиндров, с учетом силы инерции массы звена АСВ, приведенная к Ай штоковой шейке.

Рис. 103. Схема действия тангенциальных и радиальных сил: а — для а при Х2 = 0 и Xi ^ 0; б — для а при Xi = Ои Х2^ 0

Схема действия сил Rt и К^ при значениях а, соответствующих условиям АД Д 0, АД = 0, Х2 + 0 и X, = 0, приведена на рис. 103.

Рис. 104. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковый подшипник и штоковую шейку коленчатого вала:

а — на подшипник; б — на шейку

Рис. 105. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные подшипники и шейки коленчатого вала:

а, б и в — усилия, действующие соответственно на первый, второй и третий опорные под-шипники; г, д и в — усилия, действующие соответственно на первую, вторую и третьюопорные шейки

112

При известных значениях Р, и X/ легко находятся Ri и Ki из уравнений:

для значений а, соответствующих условию Xt ^ О, Х2 — О,

Ki = — X! cos а + Pi sin а;

Хз = —Рз cos а;

Xi = рх cos а + X! sin а;

R^ = р^ sin а;

для значений а, соответствующих условию Хх = О, Х2 =р О,

Xi — Р\ sin а; Хз — — Рз cos а — Х2 sin а;

Xi — р\ cos а; Хз = Рз sin а — X2cosa.

По найденным значениям Kt = f (а) и Rt = f (a) определяют тангенциальные ^ К£ и радиальные 2 Rt усилия, приложенные к /*-м точкам С кривошипов ОС, и затем геометрическим суммированием находят величины и направление действия равнодействующих сил Кой нагружающих /*-е опорные шейки коленчатого вала и их подшипники:

Koi = C’SKi VLRL

Использование при расчетах составляющих R( и Кй действующих соответственно в плоскости кривошипов ОС и в перпендикулярной плоскости, удобно еще и тем, что они позволяют определить степень упругой податливости опор механизма в этих направлениях и, следовательно, выполнять расчеты при рассмотрении механизма как упругой системы.

Силы Zz и Tz, нагружающие штоковые шейки коленчатого вала в направлении радиусов СА и ВС и в перпендикулярном направлении (см. рис. 93), находят проектированием сил Pi и реакций Xi на направления Zz и Tt.

На рис. 104 и 105 даны векторные диаграммы усилий, действующих на подшипники и шейки коленчатого вала бесшатун- ного механизма двигателя М-127, рассчитанные по приближенному методу.

8 С. С. Баландин

Глава IV

ОПЫТ доводки КОНСТРУКЦИИИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА БЕСШАТУННЫХДВИГАТЕЛЕЙ

§ 21. ОСНОВНЫЕ ЭТАПЫ РАЗРАБОТКИИ СОЗДАНИЯ БЕСШАТУННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Весь процесс разработки и создания бесшатунных двигателей, описанных в этой книге, был осуществлен за четыре этапа. На первом этапе были выполнены конструктивно-теоретические и экспериментальные исследования основных особенностей кинематики и динамики бесшатунного механизма, проведен выбор оптимального конструктивного варианта бесшатунного механизма и экспериментально проверена его работоспособность и эксплуатационные свойства в натурном двигателе внутреннего сгорания.

Для проверки работоспособности и эксплуатационных'свойств бесшатунного механизма был построен на базе серийного маломощного авиадвигателя М-11 опытный бесшатунный двигатель ОМБ с максимальным использованием серийных деталей, что позволяло в более полной мере выявить положительные и отрицательные свойства бесшатунного механизма по сравнению с кривошипно-шатунным.

Всесторонние стендовые испытания этого двигателя весьма убедительно доказали высокую работоспособность бесшатунного механизма, правильность сделанного выбора конструктивного варианта механизма и правильность выработанных принципов проектирования этого механизма.

Применение в двигателе ОМБ только одного нового узла (бесшатунного механизма) обеспечило этому двигателю значительные преимущества перед исходным кривошипно-шатунным двигателем М-11 по габаритам, удельной мощности, экономичности, надежности и более чем в 10 раз по моторесурсу.

На втором этапе было разработано и создано на основе построенного и успешно прошедшего всесторонние испытания первого опытного двигателя с бесшатунным механизмом семейство унифицированных бесшатунных двигателей типа МБ-4 и накоплен

114

по ним конструкторско-технологический и эксплуатационный опыт.

Все двигатели типа МБ-4 разрабатывались и строились с односторонним рабочим процессом в цилиндрах, без наддува, с воздушным охлаждением и с карбюраторной подачей топлива в цилиндры.

Процесс доводки этих-двигателей в основном сводился к отработке характеристик карбюраторов, обеспечивающих получение заявляемых данных двигателей по мощности и экономичности.

На рис. 106 показаны типичные характеристики, снимавшиеся при стендовой доводке бесшатунных двигателей типа МБ-4.

На третьем этапе решались технические проблемы, связанные с получением компактной конструкции механизма и цилиндровопоршневой группы с эффективным двусторонним рабочим процессом, обладающих высокой надежностью и длительной работоспособностью в эксплуатации.

На четвертом этапе разрабатывались и строились бесшатун- ные двигатели большой мощности с высокими удельными показателями, не достижимыми при кривошипно-шатунном механизме.

Более сложными и трудными в техническом отношении были работы третьего и четвертого

Услобные обозначения Винтовая характеристика Внешняя характеристика Контрольные режимыУслобные обозначения Винтовая характеристика Внешняя характеристика Контрольные режимыРис. 106.Характеристики, снятые в процессе доводки двигателя МБ-4, при р = 754 мм рт. ст., абсолютной влажности 8,1 мм, температуре окружающей среды 9,7° С, плотность бензина 0,747 г! см? при 13° СРис. 106.Характеристики, снятые в процессе доводки двигателя МБ-4, при р = 754 мм рт. ст., абсолютной влажности 8,1 мм, температуре окружающей среды 9,7° С, плотность бензина 0,747 г! см? при 13° Сэтапов.

Услобные обозначения

Винтовая характеристика Внешняя характеристика Контрольные режимы

Услобные обозначения

Винтовая характеристика Внешняя характеристика Контрольные режимы

Рис. 106.Характеристики, снятые в процессе доводки двигателя МБ-4, при р = 754 мм рт. ст., абсолютной влажности 8,1 мм, температуре окружающей среды 9,7° С, плотность бензина 0,747 г! см? при 13° С

Рис. 106.Характеристики, снятые в процессе доводки двигателя МБ-4, при р = 754 мм рт. ст., абсолютной влажности 8,1 мм, температуре окружающей среды 9,7° С, плотность бензина 0,747 г! см? при 13° С

При создании двигателей двойного действия ОМ-127РН и М-127 одновременно с разработкой технических проблем, связанных с применением бесшатунного механизма, решались различные конструктивно-технологические задачи, связанные с авиационным назначением этих двигателей и с высокой степенью их форсирования по числам оборотов и наддуву, не возникавшие ранее при создании бесшатунных двигателей с односторонним рабочим процессом в цилиндрах и крупногабаритных судовых и стационарных кривошипно-шатунных крейцкопфных двигателей двойного действия.

8*8*115

8*

8*

§ 22. ОТРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВИ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЕЙ ДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ

В двигателях двойного действия, как и в маломощных двигателях с односторонним рабочим процессом в цилиндрах, был применен конструктивный вариант бесшатунного механизма с промежуточным отбором мощности при помощи соединительных валов.

При разработке этого механизма применительно к цилиндровоблочной конструкции двигателей были исследованы три вида сочетания коленчатых валов с центральными опорами: двухопорного двухколенного вала, аналогичного применявшимся в ранее построенных и испытанных маломощных двигателях (рис. 107, а), двухопорного четырехколенного вала (рис. 107, б) и трехопорного четырехколенного (рис. 107, в).

Сравнительные конструктивные и динамические оценки показали, что наиболее компактную конструкцию имеет механизм с двухопорным четырехколенным валом, но при этой конструкции получается неблагоприятное распределение нагрузок на коленчатый вал и кинематические пары механизма. Графики изменения величины силы давления штоковых ползунов на их направляющие в зависимости от угла поворота центральных опор при действии сил давления газа на поршни и сил инерции поступательно движущихся масс одинаковых по величине для трех видов валов приведены на рис. 108.

Из рассмотрения рис. 108 видно, что при трехопорном четырехколенном вале получаются наименьшие нагрузки на коленчатый вал и кинематические пары механизма, чем при применении валов, изображенных на рис. 107, а и б.

Конструкция механизма с двухколенными валами более сложная и тяжелая по сравнению с четырехколенными валами (рис. 107, б и в), а по нагрузкам на элементы занимает промежуточное положение.

Если же коленчатые валы абсолютно жесткие, то нагрузки на элементы механизма будут одинаковыми (рис. 107, а и в).

Учитывая, что меньшая степень нагруженности элементов силового механизма двигателей является решающим условием получения малых износов трущихся пар, лучшей экономичности, высокой надежности и большого ресурса двигателей в эксплуатации, для мощных двигателей ОМ-127, ОМ-127РН, М-127 и М-127К был принят бесшатунный механизм, представленный на рис. 107, в.

Использование в бесшатунном механизме звена АСВ (см. рис. 1) в виде трехопорного четырехколенного вала определило трехсекционную компоновку сверхмощного бесшатунного двигателя М-127К с относительным размещением коленчатых валов в трех плоскостях, расположенных под углом 120° одна к другой, с отбором мощности в семи точках по длине механизма (рис. 77 и 89) и восьмицилиндровую X-образную схему двигателя ОМ-127РН, 116

a)

Рис. 107. Различные сочетания коленчатых валов с центральными опорами: а — двухколейных двухопориых валов; б — четырехколениых двухопориых валов, в — четырехколенных трехопорных валов

силовой механизм которого представляет собой одну третью часть механизма двигателя М-127К (см. рис. 60 и 87).

Полученные применительно к двигателю ОМ-127РН зависимости реакций направляющих Х{ от угла а поворота центральных опор (кривошипов) для коленчатых валов с опорами, показанными на рис. 107, а и б, приведены на рис. 109. Изменение реакций направляющих при трехопорном четырехколенном вале (рис. 107, в), используемом в бесшатунных двигателях двойного действия ОМ-127РН и М-127К, показано на рис. 9 приложения.

Рис. 108. Силы давления штоковых ползунов на их направляющие при различных коленчатых валах:

/ — при двухколенном двухопорном; 2 — при четырехколенном двухопорном; 3 — при четырехколенном трехопорном

Следующей конструкторской задачей, решавшейся по бесша- тунному механизму, было создание соединяющихся между собой цельного коленчатого вала и неразъемных поршневых штоков.

Как известно, в существующих кривошипно-шатунных двигателях применяют или цельные коленчатые валы и шатуны с разъемными шатунными головками или цельные шатуны и разъемные коленчатые валы.

Первые бесшатунные двигатели типа МБ-4 малой мощности, создававшиеся еще при отсутствии достаточного опыта по конструированию бесшатунного механизма, имели, по примеру кривошипно-шатунных двигателей, цельные коленчатые валы и разъемные поршневые штоки.

В последующем бесшатунные двигатели двойного действия строились с цельными коленчатыми валами и неразъемными порш

118

невыми штоками, что оказалось возможным вследствие уменьшенного расстояния между центрами опорных и штоковых шеек валов (равного 1/4 хода поршня) и применения в поршневых штоках толстостенных вкладышей подшипников с наклоном плоскости стыка к их оси под углом 30' ± 10".

а — при двухколенном вале; б — при четырехколенном вале

Получение неразъемной конструкции поршневых штоков при цельном коленчатом вале позволило не только упростить и удешевить их изготовление, но также уменьшить их массу и главное повысить надежность и долговечность их работы.

На рис. ПО показано развитие конструкции поршневых штоков бесшатунных двигателей по мере накопления по этим двигателям конструкторского и эксплуатационного опыта.

119

В конструкции штоков двигателя ОМБ и МБ-4 (рис. НО, я) в значительной мере проявился опыт проектирования и создания шатунов кривошипно-шатунных авиационных двигателей. Эти штоки выполнялись с разъемом по штоковому подшипнику и имели относительно сложные конструктивные формы, обеспечивающиеся в производстве фрезерованием с последующей полировкой.

Накладки ползунов составляют одно целое со штоками, что не является положительным. Так как положение штоков опреде-

Рис. ПО. Поршневые штоки бесшатунных двигателей: а — ОМБ и семейства МБ-4; б — ОМ-127РН; в — М-127К '

ляется положением штоковых подшипников на цапфах коленчатого вала, накладки ползунов не всегда могут быть соосными со своими направляющими и вследствие этого будут работать в ненормальных условиях.

В более поздних бесшатунных двигателях типа ОМ-127 и М-127 применялись более простые, более легкие и менее трудоемкие конструкции цельных поршневых штоков без разъемов (рис. ПО, б и в).

Накладки для этих штоков изготовляют отдельно и в рабочем положении они имеют свободу бокового смещения и перекоса по отношению к оси штока. Благодаря этому штоковые подшипники свободно устанавливаются и нормально работают в паре с цапфами коленчатого вала, а накладки ползунов так же сво- 120

бодно самоустанавливаются по своим направляющим и работают в нормальных условиях.

На рис. ПО, б показаны поршневые штоки, применяемые на двигателе ОМ-127РН с диаметром цилиндра 155 мм и ходом поршня 146 мм. Первоначально на этом двигателе применялись штоки, имеющие канавки на стержне штока для установки обычных разжимных уплотнительных колец.

Наиболее серьезными недостатками конструкции с уплотнением штоков разжимными кольцами, совершающими вместе со штоками возвратно-поступательное движение, являются значительное увеличение длины и массы штоков, а следовательно,

Рис. Ill. Уплотнения штоков бесшатунных двигателей с двусторонним рабочим- процессом в цилиндрах:

а — с разжимными кольцами; б — с обжимными кольцами

габаритов и массы двигателей и уменьшение прочности штоков на продольный изгиб из-за ослабления их в самом опасном месте проточкой канавок под уплотнительные кольца. Поэтому в период использования этого уплотнения непрерывно велись конструкторско-технологические изыскания более рационального уплотнения штоков.

В 1948 г. штоки с канавками под уплотнительные кольца были заменены более простыми и легкими штоками с гладкими стержнями. Для уплотнения гладких штоков стали применять уплотнение с обжимными кольцами, расположенными в пакетах цилиндров. Конструкция обоих уплотнительных устройств, применявшихся на двигателе ОМ-127РН, показана на рис. 111.

Оба варианта уплотнения прошли длительные испытания на одноцилиндровых установках МБ-1, отсеках двигателя ОМ-127 и двигателях ОМ-127РН и при этом обеспечивали надежное уплотнение штоков, не допускающее прорыва газов из нижних камер сгорания цилиндров при высоких температурах газа и перепадах давлений порядка 150—180 кПсм2. При длительных испытаниях двигателя ОМ-127РН не наблюдалось потемнения масла, появляющегося при просачивании газов в картер.

Уплотнение штоков с обжимными кольцами существенно сокращает габариты двигателей и позволяет применять более

121

короткие и легкие гладкие штоки. Однако это уплотнение требует длительной технологической отработки для того, чтобы получить необходимую эпюру давлений по всей окружности обжимающих колец, не меняющуюся в процессе длительной эксплуатации и при переборках.

На рис. ПО, в показаны поршневые штоки, изготовляемые

для авиационного бесшатунного цилиндров 160 мм и ходомдля авиационного бесшатунного цилиндров 160 мм и ходомРис. 112. Конструкции коленчатого вала двигателей ОМ-127:Рис. 112. Конструкции коленчатого вала двигателей ОМ-127:а —первых отсеков двигателя"1 ОМ-127;б — последующих модификаций этого от-сека; в — последней модификации двига-теля ОМ-127РНа —первых отсеков двигателя"1 ОМ-127;б — последующих модификаций этого от-сека; в — последней модификации двига-теля ОМ-127РНдвигателя М-127К с диаметром поршней 170 мм.

для авиационного бесшатунного цилиндров 160 мм и ходом

для авиационного бесшатунного цилиндров 160 мм и ходом

Рис. 112. Конструкции коленчатого вала двигателей ОМ-127:

Рис. 112. Конструкции коленчатого вала двигателей ОМ-127:

а —первых отсеков двигателя"1 ОМ-127;б — последующих модификаций этого от-сека; в — последней модификации двига-теля ОМ-127РН

а —первых отсеков двигателя"1 ОМ-127;б — последующих модификаций этого от-сека; в — последней модификации двига-теля ОМ-127РН

На рис. 112 видно, как по мере отработки улучшалась конструкция коленчатого вала бесшатунного механизма двигателей ОМ-127.

Операция сборки неразъемных поршневых штоков с цельным коленчатым валом выполняется в такой последовательности. Шток без вкладышей заводят, как показано на рис. 113, а, на соответствующую ему цапфу коленчатого вала и устанавливают в положение, показанное на рис. 113, б.

В образовавшийся между штоком и цапфой просвет заводят вкладыш подшипника со снижающейся от его буртика плоскостью стыка продвигают по цапфе до упора буртика в шток (рис. 113, в).

После этого шток вместе с вкладышем поворачивают по

цапфе коленчатого вала на 180° в положение, показанное на рис. 113, г. В образовавшийся просвет между. штоком и цапфой заводят, как показано на рис. 113, д, второй вкладыш подшипника до касания стыковочных поверхностей.

Далее этот вкладыш допрессовывают специальным приспособлением до упора его буртика в шток, и одновременно с этим благодаря скошенным стыковочным поверхностям автоматически обеспечивается требуемый натяг между вкладышами подшипника

и штоком.

Для удержания вкладышей в этом положении в шток и в оба вкладыша в месте их стыка со стороны, противоположной буртику, устанавливают пластинчатый фиксатор (рис. 113, е).

Диаметры отверстий в штоках позволяют заменить толстостенные штоковые подшипники скольжения роликовыми и вследствие этого получить механический к. п. д. выше значения 0,94, достигнутого в двигателе ОМ-127РН с подшипниками скольжения.

При создании бесшатунных двигателей потребовалась экспериментальная отработка величины зазоров и формы опорных подшипников центральных опор с учетом действительных зазоров в кинематических парах и упругих деформаций всех элементов. Первоначальная отработка элементов бесшатунного механизма и конструкции цилиндровых блоков, а также и рабочего процесса в цилиндровых блоках и масляной и водяной систем проводилась

Рис. 113. Последовательность сборки поршневых штоков двигателя ОМ-127РН с коленчатым валом

на специально созданных для этого экспериментальных отсеках двигателя ОМ-127, показанных на рис. 114 и 115.

Окончательная доводка всех узлов и систем на режимах работы с максимальными нагрузками выполнялась на двигателях ОМ-127РН (см. рис. 55 и 56). Испытания двигателя ОМ-127РН проводились на стенде с воздушным винтом изменяемого шага.

Профили рабочей поверхности опорных подшипников двигателя ОМ-127РН, полученные в результате экспериментальной отработки, показаны на рис. 116.

Кроме того, отрабатывались профиль и зазоры штоковых подшипников и накладок ползунов, а также толщина свинцового слоя, наносимого на трущиеся поверхности подшипников и накладок. После экспериментальной доводки слой свинца толщиной 0,005 мм сохранялся целым на всей поверхности подшипников и накладок в течение длительной работы двигателей.

Величины зазоров в основных сопряженных элементах бесшатунного механизма, обеспечивающие нормальную его работу, приведены в табл. 11.

Для двигателей ОМ-127РН и М-127К были отработаны компактные конструкции цилиндров с двусторонним рабочим процессом,

Рис. 114. Восьмицилиндровый отсек двигателя ОМ-127-01 без наддува цилиндров и без редуктора

Рис. 115. Восьмицилиндровый отсек двигателя ОМ-127-02 с наддувом от посторонней компрессорной установки и с редуктором под воздушный винт

имеющие диаметр 155 и 160 мм и ход поршней- соответственно 146 и 170 мм.

Первоначально бесшатунные двигатели двойного действия разрабатывались с карбюраторной подачей топлива в цилиндры.

Конструкция первого цилиндра с карбюраторной подачей топлива показана на рис. 117.

Доводка этих цилиндров выполнялась на одноцилиндровых установках ОМБ-Ш. Цилиндры имели по два карбюратора, уста-

Рис. 116. Профили рабочей поверхности опорных подшипников двигателя ОМ-127РН:

а — концевых центральных опор; б — средней центральной опоры

новленных раздельно для верхней и нижней камер сгорания. Воздух к карбюраторам подводился от стационарной компрессорной установки.

При доводке цилиндров и карбюраторной подаче топлива возникли трудности. Достигнутая максимальная литровая мощность составила 102,8 л. с. 1л, что не обеспечивало получения заданных для двигателей М-127 параметров, вследствие этого была разработана новая конструкция цилиндров с подачей бензина в камеры сгорания насосами непосредственного впрыска через форсунки дизельного типа.

Отработка новой конструкции цилиндров с непосредственным впрыском топлива проводилась на одноцилиндровых установках

Отработка двухцилиндровых блоков с непосредственным впрыском выполнялась на отсеках двигателя ОМ-127 и на двигателях

Рис. 117. Цилиндр двойного действия с карбюра торной подачей топлива

ОМ-127РН. В процессе отработки трех конструктивных вариантов цилиндров и цилиндровых блоков двойного действия с непосредственным впрыском были получены заданные параметры (рис. 118). Все цилиндры имеют четырехклапанные верхние и нижние головки и отличаются один от другого кинематической схемой механизма газораспределения и конструкцией.

Как видно из рис. 118, по мере накопления конструкторского и экспериментального опыта конструкции цилиндров двойного действия, разрабатывавшихся для двигателей ОМ-127РН и М-127К, усовершенствовались.

Рис. 118. Цилиндры двигателей с двусторонним рабочим процессом и непосредственным впрыском топлива:

а _ ОМ-127РН; б — М-127; в — М-127К

У цилиндровых блоков первой конструкции (рис. 118, а), примененных в восьмицилиндровых двигателях ОМ-127РН мощностью 3200 л. с., кулачковые валики механизма газораспределения расположены по бокам на средней части цилиндровых блоков.

Движение от кулачков к клапанам передавалось последовательно через толкатели, тяги и коромысла (см. рис. 63).

Этот механизм газораспределения из-за сложности кинематической схемы и большого количества поступательно движущихся деталей, включая длинные тяги между толкателями и клапанными коромыслами, оказался основным звеном, лимитирующим быстроходность двигателя ОМ-127РН, и не позволял форсировать двигатель по числу оборотов выше 2800 в минуту.

В пределах расчетных значений п = 2650 об!мин и давлениях наддува до 2100 мм рт. ст. цилиндры и цилиндровые блоки двигателя ОМ-127РН работали надежно и на всех рабочих режимах имели параметры, удовлетворяющие заданным для двигателя ОМ-127РН требованиям.

Основные данные двигателя ОМ-127РН были приведены в гл. II.

В цилиндрах второго варианта (рис. 118, б) применен более простой механизм газораспределения с меньшим числом деталей и с лучшей динамикой по сравнению с первым. Но и эта конструкция цилиндров имела свои недостатки, заключающиеся в том, что различные механизмы для верхних и нижних камер сгорания и несимметричное расположение верхних и нижних кулачковых валиков значительно усложнили систему их привода.

Рис. 119. Поперечный разрез цилиндрового блока, изготовлявшегося для двигателя М-127КРис. 119. Поперечный разрез цилиндрового блока, изготовлявшегося для двигателя М-127КТак как нижние кулачковые валики установлены с наружной стороны клапанов, значительно усложнилась организация охлаждения нижних камер сгорания, увеличилась ширина основания цилиндровых блоков, что затруднило постановку таких блоков на картер с малыми габаритными размерами. Поэтому в процессе доводки этих цилиндров продолжался поиск новых конструкций цилиндров, и в результате был разработан третий конструктивный вариант, показанный на рис. 118, в.

Рис. 119. Поперечный разрез цилиндрового блока, изготовлявшегося для двигателя М-127К

Рис. 119. Поперечный разрез цилиндрового блока, изготовлявшегося для двигателя М-127К

Эта конструкция—более компактная, с нестесненным надежно действующим жидкостным охлаждением верхних и нижних камер сгорания,

одинаковыми и симметрично расположенными клапанными механизмами верхних и нижних головок, с кон

структивно простыми приводами и хорошей динамикой.

Цилиндры успешно прошли доводочные испытания и были использованы для разработки и создания основного варианта шестицилиндровых блоков сверхмощного авиационного бесшатун- ного двигателя М-127К мощностью 10 000 л. с. Поперечный разрез окончательного варианта цилиндрового блока, принятого для двигателя М-127К, показан на рис. 119.

Для цилиндров с двусторонним рабочим процессом была разработана конструкция поршней с принудительной проточной системой охлаждения их маслом и применен новый способ крепления поршней к штокам, что обеспечило высокую их надежность при действующих тепловых и знакопеременных нагрузках (около 25—30 7) и сечении штоков не более 8—10 см2.

Масляная система охлаждения автоматически поддерживает на всех режимах работы двигателей оптимальную температуру поршней и штоков и допускает дальнейшее форсирование бесша- тунных двигателей.

В конструкции поршней предусмотрена технологически простая и надежно действующая автоматическая система дозирования подачи масла на смазку стенок цилиндров двойного действия и поршневых колец, поддерживающая на всех режимах работы двигателей потребный расход масла, бездымную работу двигателей, минимальные износы и надежную работу поршневых колец.

На рис. 120 показано крепление поршней к штокам в бесшатунных двигателях и в кривошипно-шатунных крейцкопфных дви-

а — в бесшатунных двигателях; б — в паровых машинах н двигателях внутреннего сгорания, строившихся с кривошипно-шатунным механизмома — в бесшатунных двигателях; б — в паровых машинах н двигателях внутреннего сгорания, строившихся с кривошипно-шатунным механизмомРис. 121. Алюминиевый поршень бесшатунных двигателейРис. 121. Алюминиевый поршень бесшатунных двигателейРис. 120. Схемы крепления поршней к штокам в двигателях двойного действия:

а — в бесшатунных двигателях; б — в паровых машинах н двигателях внутреннего сгорания, строившихся с кривошипно-шатунным механизмом

а — в бесшатунных двигателях; б — в паровых машинах н двигателях внутреннего сгорания, строившихся с кривошипно-шатунным механизмом

Рис. 121. Алюминиевый поршень бесшатунных двигателей

Рис. 121. Алюминиевый поршень бесшатунных двигателей

тельной затяжки и напряжения, возникающие при высоких температурах. Силы давления газов воспринимаются не специальным буртиком, а торцом штока, что позволило существенно уменьшить его диаметр.

На рис. 121 показана конструкция алюминиевого поршня с принудительной циркуляцией охлаждающего масла по замкнутому контуру и с автоматическим дозированием подачи масла на смазку уплотнительных поршневых колец и стенок цилиндров.

Масло для охлаждения поршня поступает по центральной трубке в штоке и возвращается через промежуточную винтовую полость между трубкой и стенкой штока. Часть масла через торцовый зазор между дозирующим неразрезным кольцом и канавкой поступает для смазки цилиндра.

Дозирующее кольцо выполнено из материала с меньшим коэффициентом линейного расширения, чем материал поршня. При изменении режима работы двигателей по числу оборотов или температуре цикла автоматически изменяется количество масла, подаваемого на смазку. Так, например, при повышении температуры цикла подача масла возрастает вследствие увеличения за-

9 С. С. Баландин 129

зора, а при повышении числа оборотов — вследствие увеличения давления масла в полости дозирующего кольца, происходящего из-за повышения давления на выходе из насосов и увеличения силы инерции масляного столба в подводящей центральной трубке штоков. При снижении числа оборотов или температуры цикла подача масла на смазку уменьшается.

Рис. 122. Стальной поршень двигателя ОМ-127РН

Дозирующее устройство обеспечивает надежную смазку поршневых колец и стенок цилиндров на всех режимах работы двигателя.

На рис. 122 показан стальной поршень, который имеет меньшее количество элементов, меньшую массу и большую надежность в работе по сравнению с поршнем, приведенным на рис. 121.

ОТРАБОТКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В ЦИЛИНДРАХДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ОМ-127РН И М-127К

В процессе создания бесшатунных двигателей ОМ-127РН и М-127К была осуществлена доводка рабочего процесса в цилиндрах двойного действия и получены требуемые высокие значения всех параметров при малых размерах цилиндров и сильно форсированных по числам оборотов и наддуву режимах работы.

Начальная отработка рабочего процесса проводилась в отдельных опытных цилиндрах на трех одноцилиндровых установках МБ-1.

Окончательная доводка рабочего процесса и получение расчетных значений параметров осуществлялись в цилиндровых блоках на отсеках двигателя ОМ-127 и на двигателе ОМ-127РН.

130

При испытаниях цилиндров и цилиндровых блоков, отрабатывавшихся на установках МБ-1 и отсеках двигателя ОМ-127, бензин поступал непосредственно в камеры сгорания через форсунки с помощью насосов высокого давления дизельного типа.

При : сложной

6)6)a)a)непосредственном впрыске топлива в цилиндры наиболее : оказалась проблема получения хорошего смесеобразова-непосредственном впрыске топлива в цилиндры наиболее : оказалась проблема получения хорошего смесеобразова-Рис. 123. Схемы впрыска топлива в верхних и нижних камерах сгорания:Рис. 123. Схемы впрыска топлива в верхних и нижних камерах сгорания:а—струйными форсунками; б—центробежными форсунками

6)

6)

a)

a)

непосредственном впрыске топлива в цилиндры наиболее : оказалась проблема получения хорошего смесеобразова-

непосредственном впрыске топлива в цилиндры наиболее : оказалась проблема получения хорошего смесеобразова-

Рис. 123. Схемы впрыска топлива в верхних и нижних камерах сгорания:

Рис. 123. Схемы впрыска топлива в верхних и нижних камерах сгорания:

ния и эффективного рабочего процесса в нижних камерах сгорания, в которых имеются затененные зоны, создаваемые поршневыми штоками.

Отработка рабочего процесса в верхних и нижних камерах цилиндров выполнялась с различными специально разрабатывавшимися для этого струйными и центробежными форсунками (рис. 123).

В процессе отработки были исследованы в широком диапазоне изменения режимов работы: формы камер сгорания, условия смесеобразования, сочетания фаз впуска и выпуска, расположение в камерах сгорания свечей зажигания, профили кулачков клапанного механизма, степени сжатия в камерах сгорания и температурные состояния поршней и цилиндров, регулируемые измене- 9*131

нием величины прокачиваемого охлаждающего масла через поршни и охлаждающей воды через рубашки цилиндров.

На рис. 124 показано, как посредством легкоплавких вставок контролировалось температурное состояние поршней при доводочных испытаниях.

При переходе от доводки рабочего процесса в отдельных цилиндрах на установках МБ-1 к отработке рабочего процесса в цилиндровых блоках на отсеках двигателя ОМ-127 и двигателе ОМ-127РН вновь проявилось неудовлетворительное смесеобразование и ухудшение параметров по сравнению с полученными на одно-

12. Характеристика форсунок

Тнп форсунки

* S aS я

к я

2 Я §•$ та Ч » « и и £ * Ц с о п

я я

2 Ч а х 2 а Я

15ос* < я a m

них камерах, при применении двух насосов непосредственного впрыска ОНБ-127.

Были подобраны оптимальные углы начала впуска воздуха в цилиндры в пределах 60—65° (60° до в. м. т. в верхних и 65° до н. м. т. в нижних камерах сгорания). При угле начала впуска менее 60° ухудшался процесс и снижалась мощность, а при угле

Линия расположения свечей

легкоплавких вставок на донышках поршней и температура их выплавления: а—сторона всасывания; б— сторона выпуска; 1 — 345°С; 2 — 380° С; 3 — 419° С; 4—

363° С

ФБ-127ОПНБ-53 (6В),рис. 125, а

Э0067/6 (5В),рис. 125, би Э0067/9 (ЮН),I рис. 125, г

ФБ-127

ОПНБ-90 (7Н),рис. 125, в

0,6 0,5

0,3

0,35

0,5

2

4

4

2

6

II—II и 111—III

I—/ иIII—IIIII—II

//—// И III—111

220

400

250

1 Давление открытия клапана 110 кГ/см2. Факел имеет шесть струй.

цилиндровых установках из-за неравномерного распределения воздуха во всасывающих трубопроводах. Поэтому на первоначальном этапе работы на двигательных отсеках отрабатывалась всасывающая система двигателей, пока не были получены одинаковые, в пределах допуска, расходы воздуха через шестнадцать камер сгорания четырех блоков. После этого была начата по специальной программе отработка рабочего процесса и параметров двигателя.

За время отработки рабочего процесса было разработано, изготовлено и испытано четырнадцать вариантов различных форсунок, четыре из них показаны на рис. 125, а их данные приведены в табл. 12.

Лучшие результаты при доводке отсеков двигателя ОМ-127 были получены со струйными форсунками Э0067/6 (5В), расположенными в верхних камерах сгорания, и Э0067/9 (ЮН) — в ниж-

132

Рис. 125. Струйные форсунки, использовавшиеся при доводке двустороннего рабочего процесса в цилиндрах

более 65° возрастал расход воздуха через двигатель и почти неизменными оставались мощность и удельный расход топлива.

В результате подбора для верхних и нижних камер сгорания оптимальных форсунок и осуществления ряда мероприятий по выбору формы камер сгорания, фаз газораспределения, мест расположения свечей и различных степеней сжатия для верхних и нижних камер сгорания была завершена доводка рабочего процесса в цилиндровых блоках двигателя ОМ-127РН и получены удельные параметры в нижних камерах сгорания, сравнимые с параметрами в верхних камерах.

. На рис. 126 приведены осциллограммы рабочих циклов верхних и нижних камер сгорания в цилиндрах двигателя ОМ-127РН-01, снятые при работе двигателя на эксплуатационном режиме.

133

Рис. 128. Удельные параметры, полученные при доводке бесшатунных двигателей ОМ-127РН и требовавшиеся по техническому заданию: / — заданный уровень литровой мощности для двигателей М-127; 2 — уровень, достигнутый в процессе доводки отсеков двигателя ОМ-127 и двигателяОМ-127РНРис. 128. Удельные параметры, полученные при доводке бесшатунных двигателей ОМ-127РН и требовавшиеся по техническому заданию: / — заданный уровень литровой мощности для двигателей М-127; 2 — уровень, достигнутый в процессе доводки отсеков двигателя ОМ-127 и двигателяОМ-127РНРис. 126. Осциллограммы рабочего цикла цилиндров двойного действия:а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания;/ и 2 — номера цилиндровРис. 126. Осциллограммы рабочего цикла цилиндров двойного действия:а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания;/ и 2 — номера цилиндров

Рис. 128. Удельные параметры, полученные при доводке бесшатунных двигателей ОМ-127РН и требовавшиеся по техническому заданию: / — заданный уровень литровой мощности для двигателей М-127; 2 — уровень, достигнутый в процессе доводки отсеков двигателя ОМ-127 и двигателя

ОМ-127РН

Рис. 128. Удельные параметры, полученные при доводке бесшатунных двигателей ОМ-127РН и требовавшиеся по техническому заданию: / — заданный уровень литровой мощности для двигателей М-127; 2 — уровень, достигнутый в процессе доводки отсеков двигателя ОМ-127 и двигателя

ОМ-127РН

Рис. 126. Осциллограммы рабочего цикла цилиндров двойного действия:

а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания;

/ и 2 — номера цилиндров

Рис. 126. Осциллограммы рабочего цикла цилиндров двойного действия:

а — верхней камеры сгорания; б — нижней камеры сгорания;

/ и 2 — номера цилиндров

6)

Рис. 127. Изменение индикаторного к. п. д. т]/ цилиндров с двусторонним рабочим процессом, достигнутое в процессе доводки: / — значения Л/ ^ / (а) в начале доводки; 2 — значения т^ = f (а) в конце доводки; 3 — теоретическая кривая

Достигнутое в результате отработки рабочего процесса изменение суммарного индикаторного к. п. д. в верхних и нижних камерах сгорания двигателя ОМ-127РН по составу смеси показано на рис. 127.

В процессе доводки двигателей ОМ-127РН оказалось возможным по тепловому состоянию их цилиндрово-поршневой группы и прочности бесшатунного механизма применять более высокое давление наддува цилиндров по сравнению с расчетным и благодаря этому иметь более высокую литровую мощность по сравнению с заданной для двигателя М-127.

На рис. 128 показан достигнутый при доводке двигателей ОМ-127РН более высокий уровень литровой мощности во всем диапазоне рабочих чисел оборотов по сравнению с требовавшимся по техническому заданию.

На основании полученных опытных данных была установлена взлетная мощность двигателя М-127К 10 000 л. с. вместо заданной 9000 л. с.

Основные параметры этого двигателя приведены в гл. II. Испытания показали, что двигатели с бесшатунным механизмом обладают значительными резервами для дальнейшего их форсирования по быстроходности и наддуву и получения в результате этого еще более высоких удельных параметров.

ОТРАБОТКА ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯЦИЛИНДРО-ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ И ТЕПЛООТДАЧИВ МАСЛО И В ВОДУ ПРИ ДВУСТОРОННЕМ РАБОЧЕМПРОЦЕССЕ В ЦИЛИНДРАХ

В бесшатунных двигателях ОМ-127РН и М-127К была применена масляная система охлаждения поршней с принудительной циркуляцией масла по замкнутому контуру. Это позволило в сравнительно короткое время завершить доводку теплового состояния поршней при двустороннем рабочем процессе и обеспечить их длительную надежную работу на всех рабочих режимах двигателей при минимальной теплоотдаче в охлаждающее масло.

Отработка теплового состояния поршней и снижение теплоотдачи от поршней в масло проводились в следующих трех направлениях:

Отработка внутрипоршневой системы циркуляции масла с переменными скоростями и коэффициентами теплоотдачи на отдельных участках, обеспечивающими максимальный отвод тепла от наиболее горячих мест и выравнивание температуры на всей поверхности поршней.

Подбор более прочных и менее теплопроводных материалов для поршней.

Снижение теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло.

В результате отработки внутрипоршневой системы циркуляции охлаждающего масла была создана конструкция охлаждаемого

135

Рис. 129. Маслоотводящее устройство, использованное при отработке теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло:Рис. 129. Маслоотводящее устройство, использованное при отработке теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло:1 — шток; 2 — жиклер1 — шток; 2 — жиклерпоршня, показанная на рис. 121. Применение в этой конструкции профилированной проставки позволило уменьшить свободный объем в поршнях, заполняемый охлаждающим маслом, организовать движение масла внутри поршней по определенным направлениям и с различной скоростью на отдельных участках, исключить возможность образования в поршнях застойных зон и местных перегревов и отложение кокса на внутренних стенках поршня.

Рис. 129. Маслоотводящее устройство, использованное при отработке теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло:

Рис. 129. Маслоотводящее устройство, использованное при отработке теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло:

1 — шток; 2 — жиклер

1 — шток; 2 — жиклер

Для изучения теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло было создано специальное устройство отвода масла после охлаждения поршней через жиклеры, установленные непосредственно в стержнях поршневых штоков. Испытания проводились на одноцилиндровой установке МБ-1-03 и двигателе ОМ-127РН с изменением в широком диапазоне прокачивания масла через поршни.

Маслоотводящее устройство с уплотнением гладких поршневых штоков в двух поясах с расстоянием между поясами, равным 1,1 хода поршня, показано на рис. 129. Это устройство позволило свести до минимума утечки охлаждающего масла, проходящего через поршни, и легко осуществлять регулирование прокачивания масла через поршни перестановкой жиклеров с различными проходными сечениями.

При доводке масляной системы производились замеры масла, проходящего через отдельные поршни и через весь двигатель. Количество масла, прокачиваемого через каждый испытываемый поршень, замерялось двумя способами: весовым и объемным.

Температура охлаждающего масла замерялась на входе и на выходе из поршня. Тепловое состояние поршней в зависимости от прокачиваемого через них охлаждающего масла контролировалось по выплавлению температурных вставок (температура плавления вставок 345, 363, 380 и 419° С).

При исследовании теплоотдачи от поршней в масло через каждые полчаса работы двигателей отбиралась проба масла на кокс и контролировалась детонация. Отработка экономичности бесша- тунных двигателей проводилась с различным составом смеси (а) при параметрах, указанных ниже.

136

Степень сжатия е в камерах сгорания: верхней 6,58

нижней 6,64

Фазы газораспределения в камере:в верхнейв нижней

начало впуска 60°до в. м. т.65° до н. м. т.

конец впуска 55° после н. м. т. 50° после в. м. т.

начало выпуска 72° до н. м. т.70° до в. м. т.

конец выпуска40°после в. м. т. 40° после н. м. т.

Угол начала впрыска топлива после соответствующей мертвой точки в процессе всасывания равен 50—55°.

В верхних камерах сгорания установлены форсунки ФБ-127 (5в), в нижних камерах сгорания — ФБ-127 (ЗН).

Угол опережения зажигания 30°.

В каждой камере сгорания установлено по две свечи зажигания АС-132, которые расположены диагонально по линии, показанной на рис. 130.

Для смазки и охлаждения поршней применялось масло МС.

При режимной работе двигателей поддерживались постоянными следую

щие параметры масла и воды: Температура масла на входе в двигатель и в поршни 50—55° С

Давление масла (в кПсм^у.

на входе в двигатель 9—10

» входе в поршни 12—14

» выходе из поршней после дросселирующих жиклеров ....".0,5

» входе в топливные насосы НВ 10—11

» входе в механизм газораспределения 3—6

Температура воды (в °C): на входе в рубашки цилиндров 70—75

» выходе при перепаде 4—5° С75—80

Давление воды (в кГ/см2) на входе в рубашки цилиндров 1,5

Перепад давления воды между входом и выходом по камерам сгорания был отрегулирован таким образом, что в нижних камерах сгорания он был больше, чем в верхних камерах, на 30—40%.

В процессе работы по снижению теплоотдачи от поршней в охлаждающее масло диаметры отверстий жиклеров, дросселирующих выход масла из поршней, изменялись в пределах 2,15— 0,6 мм.

При снятии характеристик по составу смеси на номинальном режиме с жиклерами, имеющими диаметры отверстий 2,15— 1,5 мм, все температурные вставки остались целыми — не выплавились. Последующие испытания при этих жиклерах проводились с более легкоплавкими температурными вставками, показанными на рис. 130.

Полученная при испытаниях зависимость снижения теплоотдачи от поршней в масло с 0,6 ккалЦл. с. мин) до 0,105 ккал! (л. с. мин) путем уменьшения прокачивания через поршни масла показана на рис. 131.

Одновременно с отработкой теплового состояния поршней велись работы по доводке теплового состояния элементов цилиндров и теплоотдачи в воду (рис. 132), а также по снижению теплоотдачи от трущихся элементов двигателя ОМ-127РН в масло.

За год доводочных работ удалось снизить суммарную теплоотдачу в масло от поршней и подшипников двигателя с 0,71 до 0,33 ккал! {л. с. мин).

Следующий этап отработки цилиндро-поршневой группы имел своей целью уменьшение количества поршневых уплотнительных колец и соответственно уменьшение высоты поршней и цилиндров и снижение потерь мощности, связанных с трением поршневых колец.

Были испытаны поршни с количеством уплотнительных колец от десяти до шести, которые располагались поровну группами у верхнего и нижнего днищ. Испытания проводились при одной работающей камере сгорания. Работа поршней с различным количеством поршневых колец оценивалась по следующим параметрам:

а — алюминиевый поршень ОМБ Ш-30-07-30, б — стальной поршень № 3-426; / — плоскость расположения свечей зажигания; //—плоскость расположения заглушек. Режим работы — 0,75 номинальной мощности, п ^ 2 3 5 0 об/мин; / — 345° С; 2 — 363° С; 3 — 419° С

величине давления сжатия при холодной прокрутке;

развиваемой мощности;

величине максимального давления вспышки;

количеству прорывающихся выпускных газов из работающей камеры сгорания в неработающую;

количеству масла, попадающего через поршневые кольца в неработающую камеру;

теплоотдаче от поршня в масло;

температуре днищ поршня и внутренней его поверхности около колец.

Размещение температурных вставок показано на рис. 133.

Вставки на внутренней поверхности поршня поставлены попарно в обоих поясах юбки нижнего днища поршня через 120° и имеют температуру плавления 182 и 228° С. Каждая пара вставок одного пояса смещена относительно пары вставок другого пояса на 60°.

Рис. 131. Графики изменения теплоотдачи от поршней в масло и температуры выходящего масла двигателя ОМ-127РН в зависимости от прокачки Q охлаждающего масла через поршни при работе на режиме N» = 120 л. с./л„ РвхЖСЛа= U кПсмг; ^6хмасла = ^0° ^01 = ®’®’ *еыХ‘ воды ”

= 75° С; tn — температура поршня

Рис. 132. График изменения теплоотдачи в охлаждающую воду в зависимости от температуры воды на входе в двигатель ОМ-127РН при работе на режиме 0,75 номинальной мощности

Рис. 133. Размещение температурных вставок на поршнях при испытаниях с различным числом уплотнительных колец: а — верхнее н нижнее днище снаружи; б — гайка; в — нижнее днище внутри; / — t = 312° С; 2 — t = 274° С; 3 — < = 380° С;

4 - t = 419° С

Испытаниями было установлено, что при изменении числа колец с десяти до шести работа двигателя и поршней не ухудшилась.

Состояние деталей после окончания испытаний как с десятью, так и с шестью кольцами на поршне было одинаковым.

В бесшатунных двигателях ОМ-127РН и М-127К с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах достаточно иметь по три уплотнительных кольца у верхнего и нижнего днищ поршня.

Приложение

ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ И РЕАКЦИЙ,ДЕЙСТВУЮЩИХ В БЕСШАТУ ИНОМ МЕХАНИЗМЕДВИГАТЕЛЯ ОМ-127

Исходные данные для расчета

Восьмицилиндровый четырехтактный двигатель с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах.Коленчатый вал неразрезной на трех опорах, г=36,5 мм (см. рис. 112, б).Силы, действующие в механиз-Восьмицилиндровый четырехтактный двигатель с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах.Коленчатый вал неразрезной на трех опорах, г=36,5 мм (см. рис. 112, б).Силы, действующие в механиз-ме, приведены иа рис. 91—93.Индикаторная диаграмма дей-ме, приведены иа рис. 91—93.Индикаторная диаграмма дей-РкГ/см2РкГ/см2ствительного цикла двигателя дена на рис. 1.Диаметр цилиндров = 155 мм.Диаметр штоков dtom =ствительного цикла двигателя дена на рис. 1.Диаметр цилиндров = 155 мм.Диаметр штоков dtom =приве-приве-D =D =10010047 мм.47 мм.80801. Моменты инерции элементовколенчатого вала двигателя ОМ-1271. Моменты инерции элементовколенчатого вала двигателя ОМ-1276060Элементы валаМоменты инерции в см4при изгибев плоскости кривошипапри крученииЩеки крайниеZx= 150Zlo=lOOO» промежуточные i2—90120= 450Щеки средниеi3=1801зо~ 1300Шейки штоковые J=500Л=юооЭлементы валаМоменты инерции в см4при изгибев плоскости кривошипапри крученииЩеки крайниеZx= 150Zlo=lOOO» промежуточные i2—90120= 450Щеки средниеi3=1801зо~ 1300Шейки штоковые J=500Л=юоо40402020ОО404080120 5мм80120 5ммРис. 1. Индикаторная диаграммабесшатуиного двигателя:N. = 210 л. с.: п = 2800 об/мин; Ра == 1700 мм рт. ст.Рис. 1. Индикаторная диаграммабесшатуиного двигателя:N. = 210 л. с.: п = 2800 об/мин; Ра == 1700 мм рт. ст.

Восьмицилиндровый четырехтактный двигатель с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах.

Коленчатый вал неразрезной на трех опорах, г=36,5 мм (см. рис. 112, б).

Силы, действующие в механиз-

Восьмицилиндровый четырехтактный двигатель с двусторонним рабочим процессом в цилиндрах.

Коленчатый вал неразрезной на трех опорах, г=36,5 мм (см. рис. 112, б).

Силы, действующие в механиз-

ме, приведены иа рис. 91—93.

Индикаторная диаграмма дей-

ме, приведены иа рис. 91—93.

Индикаторная диаграмма дей-

РкГ/см2

РкГ/см2

ствительного цикла двигателя дена на рис. 1.

Диаметр цилиндров = 155 мм.

Диаметр штоков dtom =

ствительного цикла двигателя дена на рис. 1.

Диаметр цилиндров = 155 мм.

Диаметр штоков dtom =

приве-

приве-

D =

D =

100

100

47 мм.

47 мм.

80

80

1. Моменты инерции элементовколенчатого вала двигателя ОМ-127

1. Моменты инерции элементовколенчатого вала двигателя ОМ-127

60

60

Элементы вала

Моменты инерции в см4

при изгибе

в плоскости кривошипа

при кручении

Щеки крайние

Zx= 150

Zlo=lOOO

» промежуточные

i2—90

120= 450

Щеки средние

i3=180

1зо~ 1300

Шейки штоковые

J=500

Л=юоо

Элементы вала

Моменты инерции в см4

при изгибе

в плоскости кривошипа

при кручении

Щеки крайние

Zx= 150

Zlo=lOOO

» промежуточные

i2—90

120= 450

Щеки средние

i3=180

1зо~ 1300

Шейки штоковые

J=500

Л=юоо

40

40

20

20

О

О

40

40

80120 5мм

80120 5мм

Рис. 1. Индикаторная диаграммабесшатуиного двигателя:

N. = 210 л. с.: п = 2800 об/мин; Ра == 1700 мм рт. ст.

Рис. 1. Индикаторная диаграммабесшатуиного двигателя:

N. = 210 л. с.: п = 2800 об/мин; Ра == 1700 мм рт. ст.

На каждую штоковую шейку коленчатого вала действуют силы газа четырех камер.

Для первой штоковой шейки в верхних камерах вспышки происходят при а = 0 и 540°, а в нижних камерах — при а = 180 и 360°.

По принятому правилу знаков силы газа тех камер, в которых вспышки происходят при а = 180 и 540°, имеют отрицательные знаки.

Для второй штоковой шейкн в верхних камерах вспышки происходят при а = 90 и 270°, а в нижних камерах — при а = 450 и 630°.

Силы газа имеют отрицательный знак в тех камерах, в которых вспышки происходят при а = 270 и 630°.

Для третьей штоковой шейки силы газа находят смещением сил газа первой шейки на 360°, а для четвертой штоковой шейки смещением сил газа второй штоковой шейки на 360°.

Масса коленчатого вала условно считается сосредоточенной в четырех точках пересечения осей штоков с осями штоковых шеек.

Масса одного комплекта штока с двумя поршнями и ползуном равна 25 кг.

Масса коленчатого вала равна 28,6 кг.

Число оборотов вала двигателя п = 2800 в минуту.

Значения моментов инерции щек и шеек коленчатого вала, полученные экспериментально, приведены в табл. 1.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ГАЗА, СИЛ ИНЕРЦИИИ СУММАРНЫХ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ ПО осиЦИЛИНДРОВ, И КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА ДВИГАТЕЛЯ

Силы газа, ннерцин н суммарные силы. Суммарная сила давления газа на поршни в верхних камерах цилиндров

Ргв = 2L№p=\ 88,7р,

где р— давление газа, взятое по индикаторной диаграмме, в кПсмЧ

Суммарная сила давления газа на поршни в нижних камерах цилиндров

Ргм =(°2-dL)P= 171,3р.

Давление газов р и суммарные силы, действующие на поршни в верхних и нижних камерах сгорания цилиндров, при отсчете угла а от в. м. т. (начало такта расширения) соответствующих поршней приведены в табл. 2.

Порядок работы цилиндров принят следующий:

Верхняя камера первого цилиндра I блока а = 0°.

Нижняя камера первого цилиндра I блока а = 180°.

Верхняя камера второго цилиндра I блока а — 360°.

Нижняя камера второго цилиндра I блока а = 540°.

Верхняя камера первого цилиндра II блока а = 90°.

Нижняя камера первого цилиндра II блока а = 630°.

Верхняя камера второго цилиндра II блока а = 450°.

Нижняя камера второго цилиндра II блока а = 270°.

Верхняя камерапервогоцилиндраIIIблокаа = 540°.

Нижняя камерапервогоцилиндраIIIблокаа = 360°.

Верхняя камеравторогоцилиндраIIIблокаа = 180°.

Нижняя камеравторогоцилиндраIIIблокаа = 0°.

Верхняя камерапервогоцилиндраIVблокаа = 270°.

Нижняя камерапервогоцилиндраIVблокаа = 450°.

Верхняя камера второго цилиндра IV блока а = 630°.

Нижняя камера второго цилиндра IV блока а = 90°.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

первой и третьей штоковых шеек

Ри1 = Риз = —2гю^тп cos а = 15 990 cos а;

второй и четвертой штоковых шеек

Ри^ = Ри4 = —2rto^mn sin а = 15 990 sin а.

. Давление газа и суммарные силы давления газа напоршень в верхней и ннжней камерах сгораниядвигателя ОМ-127

a в град

р в кг/см*

р=в в кГ

в кГ

a в град

р в кГ!смг

в кГ

в кГ

0

33,5

6 322

5 735

540

2,2

415

377

10

105,3

19 870

18 027

550

2,22

419

380

20

103,1

19 455

17 651

560

2,30

434

394

30

84,5

15 945

14 466

570

2,49

470

426

40

67,0

12 643

И 470

580

2,52

476

431

50

52,6

9 926

9 005

590

2,70

510

462

60

42,2

7 963

7 225

600

3,00

566

514

70

34,0

6 416

5 821

610

3,4

642

582

80

28,5

5 378

4 879

620

3,8

717

650

90

23,9

4 510

4 092

630

4,6

868

788

100

20,5

3 868

3 510

640

5,6

1057

959

ПО

18,0

3 397

3 082

650

6,7

1264

1147

120

16,0

3 019

2 739

660

8,5

1604

1455

130

14,4

2717

2 465

670

10,7

2019

1832

140

12,6

2 378

2 157

680

14,0

2642

2397

150

10,7

2 019

1 832

690

17,9

3378

3064

160

8,4

1 585

1 438

700

22,7

4284

3886

170

6,1

1 151

1 044

710

29,0

5472

4965

180

4,0

755

685

720

33,5

6322

5735

Суммарные силы инерции, действующие на опорные подшипники, Ри\ ” ^из “ — 2го)2 (^ + "^) cos а = — 20470cosa;

Рис. 2. Крутящий момент двигателя, вычисленный по формулам (38) и (39)

10 с. С. Баландин

угол поворота вала, при котором происходит воспламенение рабочей смеси.

Iв”

145

а в град

I блок

Ш блок

Суммарная сила Ргз

а в град

I блок

III блок

Суммарная сила %

Ргв

P=h

Р=н

Ргй

Ргн

Рг„

Ргв

%т= 360°

“вОТ = 540°

%сп = °°

^п = '^

“6ОТ = 360°

“6ОТ=540°

авсп = 0°

%сп = Х№

0

189

—685

5.735

—415

4 824

370

19 870

—380

171

—189

19 472

10

189

—171

18 027

—419

17 626

380

19 455

—394

171

—189

19 043

20

189

— 171

17 651

—434

17 235

390

15 945

—426

171

—189

15 501

30

189

—171

14 466

—470

14 014

400

12 643

—431

171

—189

12 194

40

189

—171

Л 470

—476

11 012

410

9 926

—462

171

—189

9 446

50

189

i 189

—171

9 005

—509

8 514

420

7 963

—514

171

—189

7 431

60

—171

7 225

—566

6 677

430

6 416

—582

171

—189

5 816

70

189

—171

5 821

—642

5 197

440

5 378

—650

171

—189

4 710

80

189

—171

4 879

—717

4 180

450

4 510

—788

171

—189

3 704

90

189

—171

4 092

—868

3 242

460

3 868

—959

171

—189

2 891

100

189

—171

3 510

—1 057

2 471

470

3 397

—1 147

171

—189

2 232

110

189

— 171

3 082

—1 264

1 836

480

3 019

—1 455

171

—189

1 546

120

189

—171

2 739

—1 604

1 153

490

2 717

—1 832

171

—189

867

130

189

—171

2 465

—2 019

461

500

2 378

—2 397

171

—189

—37

140

189

—171

2 157

—2 642

—467

510

2 019

—3 064

171

—189

—1 063

150

189

—171

1 832

—3 378

—1 528

520

1 585

—3 886

171

—189

—2 319

160

189

—171

1 438

—4 284

—2 828

530

1 151

—4 965

171

—189

—3 832

170

189

—171

1 044

—5 472

—4 410

540

755

—5 7*35

377

—189

—4 792

О

*

180

415

—171

685

—6 322

—5 393

550

189

—18 027

380

—189

—17 647

190

419

—171

171

—19 870

—19 451

560

189

—17 651

394

—189

— 17 257

200

434

—171

171

—19 455

—19 021

570 '

189

—14 466

426

—189

— 14 040

210

470

—171

171

—15 945

—15 475

580

189

—11 470

431

—189

—11 039

220

476

—171

171

—12 643

—12 167

590

189

—9 005

462

—189

—8 543

230

510

—171

171

—9 926

—9 416

600

189

—7 225

514

—189

—6 711

240

566

—171

171

—7 963

—7 397

610

189

—5 821

582

—189

—5 239

250

642

—171

171

—6 416

—5 774

620

189

—4 879

650

—189

—4 229

260

717

— 171

171

—5 378

—4,661

630

189

—4 092

788

—189

—3 304

270

868

—171

171

—4 510

—3 642

640

189

—3 510

959

—189

—2 551

280

1 057

— 171

171

—3 868

—2 811

650

189

—3 082

1 147

—189

—1 935

290

1 264

—171

171

—3 397

—2 133

660

189

—2 739

1 455

—189

—1 284

300

1 604

—171

171

—3 019

—1 415

670

189

—2 465

1 832

—189

633

310

2 019

—171

171

—2 717

—698

680

189

—2 157

2 397

—189

240

320

2 642

—171

171

—2 378

264

690

189

—1 832

3 064

—189

1 232

330

3 378

—171

171

—2 019

1 359

700

189

—1 438

3 886

—189

2 448

340

4 284

—171

171

—1 585

2 699

710

189

—1 044

4 965

—189

3 921

350

5 472

—171

171

—1 151

4 321

720

189

—685

5 735

—415

4 824

360

6 322

—377

171

—755

5 361

GO

5. Силы инерции и суммарные силы в кГ, действующие по оси

цилиндров первого и третьего блоков

а

в град

р“1-

= р“ш

РЧ + + Р«! = = Р1

^ш +

= 4 + + <г

РШ = “ P»U I+ + Р“ш

а в град

Р“1 - = р“ш

4 +

= Р1

Чц + + Рцш ~ -рш

р> = Р^ +

+ Р«1

рш = = ^Ш +

0

—15 990

—10 630

— 11 166

—15 110

—15 650

370

—15 747

1 879

3 725

—2 530

—690

10

— 15 747

3 725

1 879

—690

—2 530

380

—15 026

2 209

4 017

—1 990

—190

20

—15 026

4 017

2 209

—190

—1 990

390

—13 847

167

1 654

—3 710

—2 220

30

—13 847

1 654

167

—2 200

—3 710

400

—12 248

—1 236

—54

—4 670

—3 490

40

—12 248

—54

— 1 236

—3 490

—4 670

410

— 10 278

—1 764

—832

—4 650

—3 710

50

—10 278

—832

—1 764

—3 710

—4 650

420

—7 995

—1 318

—564

—3 550

—2 800

60

—7 995

—564

—1 318

—2 800

—3 550

430

—5 468

—271

348

—1 800

— 1 180

70

—5 468

348

—271

—1 180

—1 800

440

—2 776

1 404

1 934

630

1 160

80

—2 776

1 934

1 404

1 160

630

450

0

3 242

3 704

3 240

3 704

90

0

3 704

3 240

3 704

3 240

460

2 776

5 247

5 667

6 020

6 440

100

2 776

5 667

5 247

6 440

6 020

470

5 468

7 304

7 700

8 840

9 230

НО

5 468

7 700

7 304

9 230

8 840

480

7 995

9 148

9 541

11 380

11 780

120

7 995

9 541

9 148

11 780

11 380

490

10 278

10 742

И 145

13 620

14 030

130

10 278

11 145

10 742

14 030

13 620

500

12 248

И 781

12 211

15 210

15 640

140

12 248

12 211

11 781

15 640

15 210

510

13 847

12 319

12 784

16 190

16 660

150

13 847

12 784

12 319

16 660

16 190

520

15 026

12 198

12 707

16 400

16 910

160

15 026

12 707

12 198

16 910

16 400

530

15 747

11 337

11 915

15 750

16 330

170

15 747

И 915

11 337

16 330

15 750

540

15 990

10 597

11 198

15 080

15 680

180

15 990

И 198

10 597

15 680

15 080

550

15 747

—3 704

—1 900

710

2 510

190

15 747

—1 900

—3 704

2 510

710

560

15 026

—3 995

—2 231

210

1 970

200

15 026

—2 231

—3 995

1 970

210

570

13 847

—1 628

— 193

2 245

3 680

210

13 847

—193

—1 628

3 680

2 245

580

12 248

81

1 209

3 510

4 640

220

12 248

1 209

81

4 640

3 510

590

10 278

862

1 735

3 740

4 620

230

10 278

1 735

862

4 620

3 740

600

7 995

598

1 284

2 830

3 520

240

7 995

1 284

598

3 520

2 830

610

5 468

—306

229

1 230

1 760

250

5 468

229

—306

1 760

1 230

620

2 776

—1 885

—1 453

—1 НО

—680

260

2 776

—1 453

—1 885

—680

—1 ПО

630

0

—3 642

—3 304

—3 640

—3 304

270

0

—3 304

—3 640

—3 304

—3 640

640

—2 776

—5 587

—5 327

—6 360

—6 100

280

—2 776

—5 327

—5 587

—6 100

—6 360

650

—5 468

—7 601

—7 403

—9 130

—8 935

290

—5 468

—7 403

—7 601

—8 935

—9 130

660

—7 995

—9 410

—9 279

—И 650

— 11 510

300

—7 995

—9 279

—9 410

—11 510

—11 640

670

—10 278

—10 976

—10911

—13 860

—13 790

310

—10 278

—10911

—10 976

—13 790

—13 860

680

—12 248

—11 984

—12 008

—15 420

— 15 440

320

—12 248

—12 008

—И 984

—15 440

—15 420

690

—13 847

—12 488

— 12 615

—16 360

—16 490

330

— 13 847

— 12 615

—12 488

—16 490

—16 360

700

—15 026

—12 327

—12 578

—16 530

—16 780

340

— 15 026

—12 578

—12 327

—16 780

—16 530

710

—15 747

—11 426

—11 826

—15 840

—16 240

350

—15 747

—11 826

— 11 426

— 16 240

—15 840

720

—15 990

— 10 630

—11 166

—15 ПО

—15 650

360

—15 990

—11 166

—10 630

—15 650

—15 110

ав градРгв%РгнСуммарная силаавсп = Ж°%от=270°%т=№0868— 189171—4 092—3 242101 057— 189171—3 510—2 471201 264—189171—3 082— 1 836301 604— 189171—2 739— 1 153402 019—189171—2 465—464502 642—189171—2 157467603 378—189171— 1 8321 528704 284— 189171—1 4382 828805 472— 189171— 1 0444 410906 322—415171—6855 39310019 870—419171— 17119 451ПО19 455—434171— 17119 02112015 945—470171— 17115 47513012 643—476171— 17112 1671409 926—509171— 1719 4171507 963—566171— 1717 3971606 416—642171— 1715 7741705 378—717171— 1714 6611804 510—868171— 1713 6421903 868—1 057171— 17128112003 397—1 264171— 1712 1332103 019—1 604171— 1711 4152202 717—2 019171— 1716982302 378—2 642171— 171—2642402 019—3 378171— 171—1 3592501 585—4 284171— 171—2 6992601 151—5 472171— 171—4 321270755—6 322371— 171—5 361280189— 19 870380— 171—19 472290189—19 455394—171— 19 043300189— 15 945426—171— 15 501310189— 12 643431— 171— 12 194320189—9 926462— 171—9 446330189—7 963514— 171—7 431340189—6 416582—171—5 816350189—5 378650— 171—4 710360189—4 510788— 171—3 704ав градРгв%РгнСуммарная силаавсп = Ж°%от=270°%т=№0868— 189171—4 092—3 242101 057— 189171—3 510—2 471201 264—189171—3 082— 1 836301 604— 189171—2 739— 1 153402 019—189171—2 465—464502 642—189171—2 157467603 378—189171— 1 8321 528704 284— 189171—1 4382 828805 472— 189171— 1 0444 410906 322—415171—6855 39310019 870—419171— 17119 451ПО19 455—434171— 17119 02112015 945—470171— 17115 47513012 643—476171— 17112 1671409 926—509171— 1719 4171507 963—566171— 1717 3971606 416—642171— 1715 7741705 378—717171— 1714 6611804 510—868171— 1713 6421903 868—1 057171— 17128112003 397—1 264171— 1712 1332103 019—1 604171— 1711 4152202 717—2 019171— 1716982302 378—2 642171— 171—2642402 019—3 378171— 171—1 3592501 585—4 284171— 171—2 6992601 151—5 472171— 171—4 321270755—6 322371— 171—5 361280189— 19 870380— 171—19 472290189—19 455394—171— 19 043300189— 15 945426—171— 15 501310189— 12 643431— 171— 12 194320189—9 926462— 171—9 446330189—7 963514— 171—7 431340189—6 416582—171—5 816350189—5 378650— 171—4 710360189—4 510788— 171—3 704а в градР==РгеР=нР=нСуммар-“^ЕО"авсп = «0"%cn = ™°Рг2370189—3 868959— 171—2 891380189—3 3971 147— 171—2 232390189—3 0191 455— 171— 1 546400189—2 7171 832—171—867410189—2 3782 397— 17137420189—2 0193 064— 1711 063430189— 1 5853 886— 1712 319440189—1 1514 965— 1713 832450189—7555 735—3774 792460189— 18918 027—38017 647470189—18917 651—39417 257480189— 18914 466—42614 040490189— 189И 470—43111 039500189—1899 005—4628 543510189—1897 225—5146 711520189— 1895 821—5825 239-—.—--—530189—1894 879—6504 229540189—1894 092—7883 304550189—1893 510—9592 551560189—1893 082—1 1471 935570 '189—1892 739—1 4551 284580189—1892 465—1 832633590189—1892 157—2 397—240600189— 1891 832—3 064— 1 232610189— 1891 438—3 886—2 448620189—1891 044—4 965—3 921630415— 189685—5 735—4 824640419— 189171—18 027—17 626650434— 189171— 17 651—17 235660470— 189171— 14 466—14 014670476— 189171—И 470— 11 012680510— 189171—9 005—8 513690566— 189171—7 225—6 677700642— 189171—5 821—5 197710717— 189171—4 879—4 180720868— 189171—4 092—3 242а в градР==РгеР=нР=нСуммар-“^ЕО"авсп = «0"%cn = ™°Рг2370189—3 868959— 171—2 891380189—3 3971 147— 171—2 232390189—3 0191 455— 171— 1 546400189—2 7171 832—171—867410189—2 3782 397— 17137420189—2 0193 064— 1711 063430189— 1 5853 886— 1712 319440189—1 1514 965— 1713 832450189—7555 735—3774 792460189— 18918 027—38017 647470189—18917 651—39417 257480189— 18914 466—42614 040490189— 189И 470—43111 039500189—1899 005—4628 543510189—1897 225—5146 711520189— 1895 821—5825 239-—.—--—530189—1894 879—6504 229540189—1894 092—7883 304550189—1893 510—9592 551560189—1893 082—1 1471 935570 '189—1892 739—1 4551 284580189—1892 465—1 832633590189—1892 157—2 397—240600189— 1891 832—3 064— 1 232610189— 1891 438—3 886—2 448620189—1891 044—4 965—3 921630415— 189685—5 735—4 824640419— 189171—18 027—17 626650434— 189171— 17 651—17 235660470— 189171— 14 466—14 014670476— 189171—И 470— 11 012680510— 189171—9 005—8 513690566— 189171—7 225—6 677700642— 189171—5 821—5 197710717— 189171—4 879—4 180720868— 189171—4 092—3 242

а

в град

Ргв

%

Ргн

Суммарная сила

авсп = Ж°

%от=270°

%т=№

0

868

— 189

171

—4 092

—3 242

10

1 057

— 189

171

—3 510

—2 471

20

1 264

—189

171

—3 082

— 1 836

30

1 604

— 189

171

—2 739

— 1 153

40

2 019

—189

171

—2 465

—464

50

2 642

—189

171

—2 157

467

60

3 378

—189

171

— 1 832

1 528

70

4 284

— 189

171

—1 438

2 828

80

5 472

— 189

171

— 1 044

4 410

90

6 322

—415

171

—685

5 393

100

19 870

—419

171

— 171

19 451

ПО

19 455

—434

171

— 171

19 021

120

15 945

—470

171

— 171

15 475

130

12 643

—476

171

— 171

12 167

140

9 926

—509

171

— 171

9 417

150

7 963

—566

171

— 171

7 397

160

6 416

—642

171

— 171

5 774

170

5 378

—717

171

— 171

4 661

180

4 510

—868

171

— 171

3 642

190

3 868

—1 057

171

— 171

2811

200

3 397

—1 264

171

— 171

2 133

210

3 019

—1 604

171

— 171

1 415

220

2 717

—2 019

171

— 171

698

230

2 378

—2 642

171

— 171

—264

240

2 019

—3 378

171

— 171

—1 359

250

1 585

—4 284

171

— 171

—2 699

260

1 151

—5 472

171

— 171

—4 321

270

755

—6 322

371

— 171

—5 361

280

189

— 19 870

380

— 171

—19 472

290

189

—19 455

394

—171

— 19 043

300

189

— 15 945

426

—171

— 15 501

310

189

— 12 643

431

— 171

— 12 194

320

189

—9 926

462

— 171

—9 446

330

189

—7 963

514

— 171

—7 431

340

189

—6 416

582

—171

—5 816

350

189

—5 378

650

— 171

—4 710

360

189

—4 510

788

— 171

—3 704

а

в град

Ргв

%

Ргн

Суммарная сила

авсп = Ж°

%от=270°

%т=№

0

868

— 189

171

—4 092

—3 242

10

1 057

— 189

171

—3 510

—2 471

20

1 264

—189

171

—3 082

— 1 836

30

1 604

— 189

171

—2 739

— 1 153

40

2 019

—189

171

—2 465

—464

50

2 642

—189

171

—2 157

467

60

3 378

—189

171

— 1 832

1 528

70

4 284

— 189

171

—1 438

2 828

80

5 472

— 189

171

— 1 044

4 410

90

6 322

—415

171

—685

5 393

100

19 870

—419

171

— 171

19 451

ПО

19 455

—434

171

— 171

19 021

120

15 945

—470

171

— 171

15 475

130

12 643

—476

171

— 171

12 167

140

9 926

—509

171

— 171

9 417

150

7 963

—566

171

— 171

7 397

160

6 416

—642

171

— 171

5 774

170

5 378

—717

171

— 171

4 661

180

4 510

—868

171

— 171

3 642

190

3 868

—1 057

171

— 171

2811

200

3 397

—1 264

171

— 171

2 133

210

3 019

—1 604

171

— 171

1 415

220

2 717

—2 019

171

— 171

698

230

2 378

—2 642

171

— 171

—264

240

2 019

—3 378

171

— 171

—1 359

250

1 585

—4 284

171

— 171

—2 699

260

1 151

—5 472

171

— 171

—4 321

270

755

—6 322

371

— 171

—5 361

280

189

— 19 870

380

— 171

—19 472

290

189

—19 455

394

—171

— 19 043

300

189

— 15 945

426

—171

— 15 501

310

189

— 12 643

431

— 171

— 12 194

320

189

—9 926

462

— 171

—9 446

330

189

—7 963

514

— 171

—7 431

340

189

—6 416

582

—171

—5 816

350

189

—5 378

650

— 171

—4 710

360

189

—4 510

788

— 171

—3 704

а в град

Р==

Рге

Р=н

Р=н

Суммар-

“^ЕО"

авсп = «0"

%cn = ™°

Рг2

370

189

—3 868

959

— 171

—2 891

380

189

—3 397

1 147

— 171

—2 232

390

189

—3 019

1 455

— 171

— 1 546

400

189

—2 717

1 832

—171

—867

410

189

—2 378

2 397

— 171

37

420

189

—2 019

3 064

— 171

1 063

430

189

— 1 585

3 886

— 171

2 319

440

189

—1 151

4 965

— 171

3 832

450

189

—755

5 735

—377

4 792

460

189

— 189

18 027

—380

17 647

470

189

—189

17 651

—394

17 257

480

189

— 189

14 466

—426

14 040

490

189

— 189

И 470

—431

11 039

500

189

—189

9 005

—462

8 543

510

189

—189

7 225

—514

6 711

520

189

— 189

5 821

—582

5 239

-—.

—

--

—

530

189

—189

4 879

—650

4 229

540

189

—189

4 092

—788

3 304

550

189

—189

3 510

—959

2 551

560

189

—189

3 082

—1 147

1 935

570 '

189

—189

2 739

—1 455

1 284

580

189

—189

2 465

—1 832

633

590

189

—189

2 157

—2 397

—240

600

189

— 189

1 832

—3 064

— 1 232

610

189

— 189

1 438

—3 886

—2 448

620

189

—189

1 044

—4 965

—3 921

630

415

— 189

685

—5 735

—4 824

640

419

— 189

171

—18 027

—17 626

650

434

— 189

171

— 17 651

—17 235

660

470

— 189

171

— 14 466

—14 014

670

476

— 189

171

—И 470

— 11 012

680

510

— 189

171

—9 005

—8 513

690

566

— 189

171

—7 225

—6 677

700

642

— 189

171

—5 821

—5 197

710

717

— 189

171

—4 879

—4 180

720

868

— 189

171

—4 092

—3 242

а в град

Р==

Рге

Р=н

Р=н

Суммар-

“^ЕО"

авсп = «0"

%cn = ™°

Рг2

370

189

—3 868

959

— 171

—2 891

380

189

—3 397

1 147

— 171

—2 232

390

189

—3 019

1 455

— 171

— 1 546

400

189

—2 717

1 832

—171

—867

410

189

—2 378

2 397

— 171

37

420

189

—2 019

3 064

— 171

1 063

430

189

— 1 585

3 886

— 171

2 319

440

189

—1 151

4 965

— 171

3 832

450

189

—755

5 735

—377

4 792

460

189

— 189

18 027

—380

17 647

470

189

—189

17 651

—394

17 257

480

189

— 189

14 466

—426

14 040

490

189

— 189

И 470

—431

11 039

500

189

—189

9 005

—462

8 543

510

189

—189

7 225

—514

6 711

520

189

— 189

5 821

—582

5 239

-—.

—

--

—

530

189

—189

4 879

—650

4 229

540

189

—189

4 092

—788

3 304

550

189

—189

3 510

—959

2 551

560

189

—189

3 082

—1 147

1 935

570 '

189

—189

2 739

—1 455

1 284

580

189

—189

2 465

—1 832

633

590

189

—189

2 157

—2 397

—240

600

189

— 189

1 832

—3 064

— 1 232

610

189

— 189

1 438

—3 886

—2 448

620

189

—189

1 044

—4 965

—3 921

630

415

— 189

685

—5 735

—4 824

640

419

— 189

171

—18 027

—17 626

650

434

— 189

171

— 17 651

—17 235

660

470

— 189

171

— 14 466

—14 014

670

476

— 189

171

—И 470

— 11 012

680

510

— 189

171

—9 005

—8 513

690

566

— 189

171

—7 225

—6 677

700

642

— 189

171

—5 821

—5 197

710

717

— 189

171

—4 879

—4 180

720

868

— 189

171

—4 092

—3 242

сл осл оСилы газа в кГ, действующие на вторую штоковую шейку

сл о

сл о

а

в град

Ргв

Рг№

Р=н

Суммарная сила

а в град

Ргв

Ргв

рг„

Суммар-

“вОТ=450°

авсп = 630°

авсп = ^

^всп = ™°

Рг4

^вт=№

^еп^

%сп = ео°

авт = ™°

г4

0

189

—4 510

788

— 171

—3 704 ।

370

1 057

— 189

171

—3 510

—2 471

10

189

—3 868

'959

— 171

—2 891

380

1 264

— 189

171

—3 082

—1 836

20

189

—3 397

1 147

— 171

—2 232

390

1 604

— 189

171

—2 739

—1 153

30

189

—3 019

1 455

— 171

—1 546

400

2 019

—189

171

—2 465

—464

40

189

—2 717

1 832

— 171

—867

410

2 642

— 189

171

—2 157

467

50

189

—2 378

2 397

— 171

37

420

3 378

— 189

171

— 1 832

1 528

60

189

—2 019

3 064

— 171

1 063

430

4 284

— 189

171

— 1 438

2 828:

70

189

— 1 585

3 886

— 171

2 319

440

5 472

— 189

171

— 1 044

4 410

80

189

—1 151

4 965

— 171

3 832

450

6 322

—415

171

—685

5 393

90

189

—775

5 735

—377

4 792

460

19 870

—419

171

— 171

19 451

100

189

— 189

18 027

—380

17 647

470

19 455

—434

171

— 171

19 021

110

189

—189

17 651

—394

17 257

480

15 945

—470

171

— 171

15 475

120

189

— 189

14 466

—426

14 040

490

12 643

—476

171

— 171

12 167

130

189

— 189

И 470

—431

И 039

500

9 926

—509

171

— 171

9 417

140

189

— 189

9 005

—462

8 543

510

7 963

—566

171

— 171

7 397

150

189

— 189

7 225

—514

6 711

520

6 416

—642

171

— 171

5 774

160

189

— 189

5 821

—582

5 239

530

5 378

—717

171

—171

4 661

170

189

— 189

4 879

—650

4 229

540

4 510

—868

171

— 171

3 642

180

189

— 189

4 092

—788

3 304

550

3 868

— 1 057

171

— 171

2 811

190

189

— 189

3 510

—959

2 551

560

3 397

— 1 264

171

— 171

2 133

200

189

— 189

3 082

— 1 147

1 935

570

3 019

— 1 604

171

—171

1 415

210

189

— 189

2 739

— 1 455

1 283

580

2 717

—2 019

171

— 171

698

220

189

— 189

2 465

— 1 832

633

590

2 378

—2 642

171

— 171

—264

230

189

— 189

2 157

—2 397

—240

600

2 019

—3 378

171

— 171

— 1 359

240

189

—189

1 832

—3 064

— 1 232

610

1 585

—4 284

171

— 171

—2 699

250

189

- ,89

1 438

—3 886

—2 448

620

1 151

—5 472

171

— 171

—4 321

260

189

— 189

1 044

—4 965

—3 921

630

755

—6 322

377

—171

—5 361

270

415

— 189

685

—5 735

—4 824

640

189

— 19 870

380

—171

— 19 472

280

419

— 189

171

— 18 027

— 17 626

650

189

—19 455

394

—171

— 19 043

290

434

— 189

171

— 17 651

— 17 235

660

189

— 15 945

426

— 171

— 15 501

300

470

— 189

171

—14 466

— 14 014

670

189

—12 643

431

— 171

— 12 194

310

476

— 189

171

— И 476

— 11 012

680

189

—9 926

462

— 171

—9 446

320

510

— 189

171

—9 005

—8 513

690

189

—7 963

514

— 171

—7 431

330

566

— 189

171

—7 225

—6 677

700

189

—6 416

582

— 171

—5 816

340

642

— 189

171

—5 821

—5 997

710

189

—5 378

650

— 171

—4 710

350

717

— 189

171

—4 879

—4 180

720

189

—4 510

788

— 171

—3 704

360

868

— 189

171

—4 092

—3 242

Сл СО

Ol

8.

Силы инерции и суммарные силы в кГ

действующие по оси

цилиндров

второго

1 четвертого блоков

a в град

р“п

== р

% +

+ Р“П ""

Рг1У + + P"IV =

рп = = ^п +

piv~ ~P2IV +

a

в град

р“п

^п +

Рг1у + + р«1у =

рп =

= ^п +

= рп

= PIV

+ Puw

= рп

= Р1У

+ P“IV

0

0

—3 240

—3 704

—3 240

—3 704

370

—2 776

—5 667

—5 247

—6 440

—6 020

10

—2 776

—5 247

—6 557

—6 020

—6 440

380

—5 468

—7 700

—7 304

—9 230

—8 840

20

—5 468

—7 304

—7 700

—8 840

—9 230

390

—7 995

9 541

—9 148

— 11 780

— И 380

30

—7 995

—9 148

—9 541

—И 380

—11 780

400

— 10 278

—11 145

— 10 742

— 14 030

— 13 620

40

—10 278

— 10 742

— 11 145

— 13 620

—14 030

410

—12 248

—12 211

—И 781

—15 640

— 15 210

50

—12 248

— 11 781

— 12 211

— 15 210

—15 640

420

—13 847

—12 784

— 12 319

—16 660

— 16 190

60

—13 847

— 12 319

— 12 784

—16 190

—16 660

430

— 15 026

—12 707

— 12 198

— 16 910

— 16 400

70

—15 026

—12 198

— 12 707

—16 400

— 16 910

440

— 15 747

— И 915

— 11 337

— 16 330

—15 750

80

—15 747

— 11 337

—И 915

— 15 750

—16 330

450

— 15 990

— 11 193

— 10 597

—15 680

— 15 С80

90

—15 990

—10 597

— 11 198

—15 080

—15 680

460

—15 747

1 900

3 704

—2 510

—710

100

—15 747

3 704

1 900

—710

—2 510

470

— 15 026

2 231

3 995

— 1 970

—210

НО

—15 026

3 995

2 231

—210

—1 970

480

—13 847

193

1 628

—3 680

—2 245

120

—13 847

1 628

193

—2 245

—3 680

490

—12 248

— 1 209

—81

—4 640

—3 510

130

—12 248

—81

— 1 209

—3 510

—4 640

500

— 10 278

—1 735

—861

—4 620

—3 740

140

— 10 278

—861

— 1 735

—3 740

—4 620

510

—7 995

— 1 284

—598

—3 520

—2 830

150

—7 995

—598

— 1 284

—2 830

—3 520

520

—5 468

—229

306

— 1 760

— 1 230

160

—5 468

306

—229

— 1 230

— 1 760

530

—2 776

1 453

1 885

680

1 НО

170

—2 776

1 885

1 453

1 НО

680

540

0

3 304

3 642

3 304

3 640

180

0

3 642

3 304

3 640

3 340

550

2 776

5 327

5 587

6 100

6 360

190

2 776

5 587

5 327

6 360

6 100

560

5 468

7 403

7 601

8 935

9 130

200

5 468

7 610

7 403

9 130

8 935

570

7 995

9 279

9410

11 510

11 640

210

7 995

9410

9 279

11 650

И 510

580

10 278

10911

10 976

13 790

13 860

220

10 278

10 976

10 911

13 860

13 790

590

12 248

12 008

11 984

15 440

15 420

230

12 248

И 984

12 008

15 420

15 440

600

13 847

12 615

12 488

16 490

16 360

240

13 847

12 488

12 615

16 360

16 490

610

15 026

12 578

12 327

16 780

16 530

250

15 026

12 327

12 578

16 530

16 780

620

15 747

И 826

11 426

16 240

15 840

260

15 747

11 426

И 826

15 840

16 240

630

15 990

И 166

10 630

15 650

15 НО

270

15 990

10 630

И 166

15 110

15 650

640

15 747

—1 879

3 725

2 530

690

280

15 747

—3 725

— 1 879

690

2 530

650

15 026

—220

—4 017

1 990

190

290

15 026

—4 017

—2 209

190

1 990

660

13 847

—16

—1 654

3 710

2 220

300

13 847

—1 654

—167

2 220

3 710

670

12 248

1 236

54

4 670

3 490

310

12 248

- 54

1 236

3 490

4 670

680

10 278

1 765

832

4 650

3 710

320

10 278

832

1 765

3 710

4 650

690

7 995

1 318

564

3 550

2 800

330

7 995

564

1 318

2 800

3 550

700

5 468

271

—348

1 800

1 180

340

5 468

—348

271

1 180

1 800

710

2 776

—140

— 1 934

—630

— 1 160

350

2 776

— 1 934

—1 404

—1 160

—630

720

0

—3 242

—3 704

—3 240

—3 704

Oi Си

360

0

—3 704

—3 240

—3 704

—3 242

Крутящий момент двигателя. Значения тангенциального усилия Треэ и крутящего момента Mg8 двигателя, вычисленные по формулам (38) и (39), приведены в табл. 9.

Тангенциальные силы Трез и крутящий момент Mg8двигателя ОМ-127

а в град

т

рез в кГ

мдв в кГ-м

а в град

т

рез в кГ

МО9 в кГ-м

0, 90, 180, 270

13 890

507

50, 140, 230, 320

26 820

980

10, 100, 190, 280

23 550

860

60, 150, 240, 330

21 900

800

20, НО, 200, 290

32 500

1185

70, 160, 250, 340

17 250

630

30, 120, 210, 300

34 300

1250

80, 170, 260, 350

14 650

535

40, 130, 220, 310

31 800

1160

90, 180, 270, 360

13 890

507

На рис. 2 дан график Mge = / (а).

Планиметрированием найдена площадь, ограниченная кривой моментов, равная 158 nt2, по которой определена средняя величина крутящего момента:

М8вср = о 18 = 880 кГ‘М‘

Число 0,18 — масштаб диаграммы момента. Индикаторная мощность двигателя

Nt =Nt =М$в Ълп60-75М$в Ълп60-75880-2-3,14-280060-75880-2-3,14-280060-75= 3440 л.= 3440 л.с.с.

Nt =

Nt =

М$в Ълп

60-75

М$в Ълп

60-75

880-2-3,14-280060-75

880-2-3,14-280060-75

= 3440 л.

= 3440 л.

с.

с.

Индикаторная мощность по тепловому расчету

Nt = I (Nie + Ni^ = 8 (221 + 200) = 3370 л. с.,где Nie, NiH— индикаторные мощности верхних и иижиих камер сгорания.

Таким образом, ошибка в определении Alds составляет 2%.

§ 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕКОЭФФИЦИЕНТОВ

ВЛИЯНИЯ ai? b^ сь с\

Основные расчетные размеры трехопорного коленчатого вала приведены на рис. 3.

Эпюры изгибающих моментов от единичных сил, прило

женных к серединам штоковых шеек,гданы на рис. 4.

Коэффициенты влияния в плоскости кривошипов определяют сначала в предположении, что коленчатый вал не имеет средней опоры.

Обозначим коэффициенты влияния коленчатого вала без средней опоры через ац, тогда коэффициент а^ находят умножением эпюры рис. 4, а на эпюру этого же рис. 4, а; коэффициент а12 — умножением эпюр рис. 4, а и б; коэффициент а^ — умножением эпюр рис. 4, а и в; коэффициент а14 — умножением эпюр

рис. 4, а и г; коэффициент а22 — умножением эпюры рис. 4, б на эпюру этого же рис. 4, б; коэффициент а^ — умножением эпюр рис. 4, б и в.

В результате умножения эпюр получаем

„ -7,8-45,2 (532 — 45,22 — 7,82) , 3,1552-3,65 , 5,9472-7,3

Еа^6-53'500+15090

4,6372-3,653,1652-3,651,8552-7,30,54462-3,65

180+180+90+150

г ' _ 7,8-35,6 ( 532 — 35,62 — 7,82)

2:0126'53-500

. 3,155-3,65'2,488 , 5,947'7,3-8,47

150

90

4,637-3,65.10,33 , 3,165.3,65-7,05

1801180

1,855-7,3-4,133 , 0,5446-3,65-1,214

90

150

= 8,920;

- _ 7,8-17,4 (532 — 17,42 — 7,82)6'53-500

3,155 • 3,65 • 1,214 ", 5,947 • 7,3 • 4,133

150190

4,637-3,65-7,05 , 3,165-3,65-10.33

1801180

1,855-7,3-8,47 , 0,5446-3,65-2,488

90

150

= 6,800;

- _ 7,82 (532 — 7,82 — 7,82)

Да‘46'53-500

, п/3,155'3,65'0,5446 ,

+ Л 150+

1,855'7,3'5,947 . 4,637'3,65'3,165

90

180

£й;2 =

= 3,493;

17,4-35,6 (532 — 35,62 — 17,42)

6-53-500

2,4882-3,65 , 8,472-7,3

150

90

—7,8-*

3,155

zo,t -

3,7 |V

/

45,2

5,9473,165 1855

4,637

4.5 Mv) 5

2.488 8,47

10,33

Z0,2

1

V 5) В—

1,21^4,133

7,05

6) B-

0,5446 1,855

z’o3

ZV

а)

0,5446

7,05 4.133

1,214

4Z

— 35,6

10,33 8,47

4,637

1

2,488 1 2k

17,4 5,947

z0,2

3,165

3,155

1

za,2

1,856,310.75

10,75

6,3

-7,8

1,85

. z0,2 1.

26.5

>—26,5

Рис. 4. Эпюры изгибающих момен-тов коленчатого вала от радиаль-ных единичных сил, приложенныхк серединам штоковых шеек:а — к первой; б — ко второй; в — ктретьей; г — к четвертой; о — к сред-ней опорной шейке

10,332-3,65 , 7,052-3,65 . 4,1332-7,3

180

189

90

1,2142-3,65

150

15,393;

- _ 17,42 (532 — 17,42 — 17,42)

Ьа^6-53'500

/ 1,214'3,65'2,488 4,133-7,3-8,47 , 10,33-7,05'3,65 150+90180”

Чтобы учесть среднюю опору, к средней опорной шейке коленчатого вала прикладывается единичная сила. Прогибы от нее в серединах штоковых шеек обозначим через а(5 (i = 1, 2, 3, 4), а в середине коленчатого вала — через а55.

При симметричном коленчатом вале

а15 = — °45 и °25 = ~ а35'

Коэффициент а55 находят умножением эпюры рис. 4, д на эпюру этого же рис. 4, 8; коэффициент aj — умножением эпюр рис. 4, а и 8; коэффициент а25— умножением эпюр рис. 4, 8 и б.

Тогда

_ 26,52 (532 — 26,52 — 26,52) ,6-500-53+

.1,852-3,65 . 6,32-7,310,752-3,65 \ _ _ ,.

+ 2 \150+ “90" +180) -

_ 26,5-7,8 (532 — 7,82 — 26,52) , 1,85-3,155-3,65 ,6-500-53+150+

,6,3-5,947-7,3,10,75-4,637-3,65,10,75-3,165-3,65

г 90г 180+180+

, 6,3-1,855-7,3 , 1,85-0,5466-3,65

+90+150= 8’51:

„ - _ 26,5-17,4 (532 — 26,52— 17,42) , 1,85-2,488-3,65 , 6-500^53+150+

-8,47-7,310,75-10,33-3,65 , 10,75-7,05-3,65

+90180+180+

, 6,3-4,133-7,3 , 1,85-1,214-3,65

+90— +150= 15'62‘

Если принять для реакции средней опоры Zo за положительное направление ее действие вверх, то

^о ~ ~ (а15^1 + а25^2а25^3 а1 б^г) = 0,486 (Zx Z^ +

й55

+ 0,892 (Zg-Z2).

При наличии средней опоры коэффициенты влияния

ап = ап —= 1,464; а12 = а12= —1,330;

а55а55

°13 ” °1з Н— = 0,790; О]^ = ах^ -];— = 0,643;

°55а55

а2г — а22: 1,463;а23 = а23.);— = 0,940.

а55«55

По формулам (27) находим

«1 = Оц — «31 = 1,464 + 0,790 = 2,254;

«г = «12 — «32 = —1,330 — 0,940 = —2,270;

«з = «13 — «зз = —0,790 — 1,463 = —2,253;

«4 = «14 — «34 = 0,643 + 1,33 = 1,9 73;

а1 = «21 — «41 = —1,33 — 0,643 = —1,973;

«2«22 ’— «42 — 1,463 ~Ь 0,790 — 2,253;

йз = «23 — «43 = °-94 + 1,33 = 2,270;

«4 = «24 — «44 = - 0,790 — 1,46 = —2,254.

Реакцию средней опоры вследствие действия системы сил 7\, Т2, 73, Т^ находят из условия, что эта реакция должна уничтожить прогиб, создаваемыйРеакцию средней опоры вследствие действия системы сил 7\, Т2, 73, Т^ находят из условия, что эта реакция должна уничтожить прогиб, создаваемыйсистемой сил Т(.Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих вследствие действия системы сил Т; для коленчатого вала, имеющего две опоры (рис. 5, а), и эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих под действием единичной силы, приложенной к средней опорной шейке двухопорного коленчатого вала (рис. 5, б).Умножая эпюры рис. 5, б одну на другую, получим прогиб 66 средней опорной шейки, возникающий под действием единичной силы, приложенной к той же опорной шейке:0 Г 26,5-13,252£Se = 2 [“^500" +системой сил Т(.Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих вследствие действия системы сил Т; для коленчатого вала, имеющего две опоры (рис. 5, а), и эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих под действием единичной силы, приложенной к средней опорной шейке двухопорного коленчатого вала (рис. 5, б).Умножая эпюры рис. 5, б одну на другую, получим прогиб 66 средней опорной шейки, возникающий под действием единичной силы, приложенной к той же опорной шейке:0 Г 26,5-13,252£Se = 2 [“^500" +, Е ( 1,852.3,65 , 6,32-7,3г G \10001450 +, 10,752-3,65+1300+82 52-8,9^X1юоо Л, Е ( 1,852.3,65 , 6,32-7,3г G \10001450 +, 10,752-3,65+1300+82 52-8,9^X1юоо ЛПеремножая эпюры рис. 5,а и б, получим прогиб 6g ^ г средней опорной шейки двухопорного коленчатого вала под действием системы сил ^jTf.1 (Т,^ -3,96 2 т- 500 [3Перемножая эпюры рис. 5,а и б, получим прогиб 6g ^ г средней опорной шейки двухопорного коленчатого вала под действием системы сил ^jTf.1 (Т,^ -3,96 2 т- 500 [3Рис, 5. Эпюры изгибающих и крутящихмоментов коленчатого вала от действиятангенциальных сил:а — Т^, приложенных к штоковым шейкам; б — единичной силы, приложенной к средней опорной шейкеРис, 5. Эпюры изгибающих и крутящихмоментов коленчатого вала от действиятангенциальных сил:а — Т^, приложенных к штоковым шейкам; б — единичной силы, приложенной к средней опорной шейке

Реакцию средней опоры вследствие действия системы сил 7\, Т2, 73, Т^ находят из условия, что эта реакция должна уничтожить прогиб, создаваемый

Реакцию средней опоры вследствие действия системы сил 7\, Т2, 73, Т^ находят из условия, что эта реакция должна уничтожить прогиб, создаваемый

системой сил Т(.

Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих вследствие действия системы сил Т; для коленчатого вала, имеющего две опоры (рис. 5, а), и эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих под действием единичной силы, приложенной к средней опорной шейке двухопорного коленчатого вала (рис. 5, б).

Умножая эпюры рис. 5, б одну на другую, получим прогиб 66 средней опорной шейки, возникающий под действием единичной силы, приложенной к той же опорной шейке:

0 Г 26,5-13,252

£Se = 2 [“^500" +

системой сил Т(.

Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих вследствие действия системы сил Т; для коленчатого вала, имеющего две опоры (рис. 5, а), и эпюры изгибающих и крутящих моментов, возникающих под действием единичной силы, приложенной к средней опорной шейке двухопорного коленчатого вала (рис. 5, б).

Умножая эпюры рис. 5, б одну на другую, получим прогиб 66 средней опорной шейки, возникающий под действием единичной силы, приложенной к той же опорной шейке:

0 Г 26,5-13,252

£Se = 2 [“^500" +

, Е ( 1,852.3,65 , 6,32-7,3

г G \10001450 +

, 10,752-3,65

+1300+

82 52-8,9^X1

юоо Л

, Е ( 1,852.3,65 , 6,32-7,3

г G \10001450 +

, 10,752-3,65

+1300+

82 52-8,9^X1

юоо Л

Перемножая эпюры рис. 5,а и б, получим прогиб 6g ^ г средней опорной шейки двухопорного коленчатого вала под действием системы сил ^jTf.

1 (Т,^ -3,9

6 2 т- 500 [3

Перемножая эпюры рис. 5,а и б, получим прогиб 6g ^ г средней опорной шейки двухопорного коленчатого вала под действием системы сил ^jTf.

1 (Т,^ -3,9

6 2 т- 500 [3

Рис, 5. Эпюры изгибающих и крутящихмоментов коленчатого вала от действиятангенциальных сил:

а — Т^, приложенных к штоковым шейкам; б — единичной силы, приложенной к средней опорной шейке

Рис, 5. Эпюры изгибающих и крутящихмоментов коленчатого вала от действиятангенциальных сил:

а — Т^, приложенных к штоковым шейкам; б — единичной силы, приложенной к средней опорной шейке

+ -^ [7,87^ (7,8 + 8,7) + 17,47^ - 9,67[ (17,4 + 3,9)] +

+ -У Г(17,47^ - 9,67[) (17,4 + 13,25) +

7,82-w^7,82-w^3,7-3,65-1,857^10003,7-3,65-1,857^1000

7,82-w^

7,82-w^

3,7-3,65-1,857^

1000

3,7-3,65-1,857^

1000

-I- (21,5^! - 13,77; - 4,1Г2) (26,5 + 8,7) +

7,87'2 (7,8 + 8,7) J- (17,47^ - g,674) (17,4 + 3,9) ] (-

( ^ (17,47'2 — 9,674) (17,4 + 13,25) +

+ (21,57;,2 - 13,774 - 4,173)(26,5 + 8,7) J +

£ ГЗ,7-3,65-1,857^ , (12,67^ - 4,87;) 7,3-6,3

+ G 1000+450

(21,57;;—13,77;-4,172) 3,65-10,75

10,75 (21,57^ - 13,774 - 4,173) 3,65

H13QQь

-h (12,67;2- 4,874) 7,3-6,3 4-

3,65 • 8,9 • 1,8257.3,657' • 8,9 - 1,825

10001000

(3,657^-7,371) 8,9-1,825 ( (3,657^ - 7,374) 8,9-1,825 ' loooiooo*

где T*oX = 0,852871 + 0,67272 + 0,32873 + 0,1472T4;

7'2 = 0,14727! + 0,32872 + 0,67273 + 0,852874.

Подставляя значения ToX и T^ в выра-кение для прогибов, после преобразования получим

7бе ^ 7.(ЗЛ467Х + Ю,3872 + 10,3873 + 5,44674).

Реакция средней опоры от действия системы сил ^7/

-6б У

То == 0,4677, 4- 0,89072 4- 0,89073 4- 0,46774.

Об

Чтобы определить коэффициенты с^ с^ и Ь^ для трехопорного коленчатого вала, нужно заменить его двухопорным, приложив к двухопорному валу, кроме системы сил У 7;, реакцию средней опоры То.

1 = 1, 2, 3,4

Реакции крайних опор [см. уравнения (36) и (37)]

Т01 = Т01--^- = 0,61937; 4- 0,227072 4- 0,117073 - 0,086374;

то2 = То2 — -^- = 0,08637; — 0,117072 4- 0,227073 4- 0,619374.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов трехопорного коленчатого вала от действия системы сил ^Т( будут такими же, как на рис. 5, а, если реакции крайних опор принять равными 7о1 и То2 вместо ТоХ и То^ и, кроме сил

У7й приложить к коленчатому валу силу То. i = 1.2, 3.4.

Для определения прогибов 0t — 03 к первой и третьей штоковым шейкам двухопорного коленчатого вала прикладывают противоположно направленные единичные силы.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов от действия единичных сил представлены на рис. 6.

Рис. 6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов колен-/чатого вала от действия тангенциальных единичных сил,приложенных к первой и третьей штоковым шейкамРис. 6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов колен-/чатого вала от действия тангенциальных единичных сил,приложенных к первой и третьей штоковым шейкам

Рис. 6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов колен-

/чатого вала от действия тангенциальных единичных сил,

приложенных к первой и третьей штоковым шейкам

Рис. 6. Эпюры изгибающих и крутящих моментов колен-

/чатого вала от действия тангенциальных единичных сил,

приложенных к первой и третьей штоковым шейкам

Умножая эпюры рис. 6 на эпюры рис. 5, а, получим 1 (7,82-4,09.7+96 г

Е (61 - М = 500 (3~ + "t I7’87-(8J8 - °Л7)

+ (17Х1) (-2-0,47 4-4,09)] ++ (17Х1) (-2-0,47 4-4,09)] +9,169,16(26,5?+ - 18,ТГХ -(26,5?+ - 18,ТГХ -

+ (17Х1) (-2-0,47 4-4,09)] +

+ (17Х1) (-2-0,47 4-4,09)] +

9,16

9,16

(26,5?+ - 18,ТГХ -

(26,5?+ - 18,ТГХ -

- 9,1Г2) (-2-4,8 - 0,47) + <\ЧАТ'оХ - 9,67\) (-2 -0,47 - 4,8) -

+ (17,47^-9,674) (2-9,13 + 4,09)] - ^ [(26,57^ - 18,7^ -

- 9,174) (2 - 4,8 + 9,13) + (17,47+ - 9,674) (2 - 9,13 + 4,8) +

Е Г 3,65-1,941 •3,77,'1(12,67^—4,87\) 7,3-1,81

161161(Г Гббб 1450

161

161

11 С. С. Баландин

(21,57^ — 13,77j — 4,172) 3,65-2,433,7-3,65-1,9417^

13001000

(12,67'2 — 4,874 ) 7,3 - 6,61(21,57'2 — 13,774 — 4,173) 3,65 • 7,18

4501300

£ Г 3,657^8,9-1,9155,385-8,9 (З^^ — 7,37\)

' G ЮббГбОО

Рис. 7. Эпюры изгибающих и крутящих моментов коленчатого вала от действия тангенциальных единичных сил, приложенных ко второй и четвертой штоковым шейкам

После преобразований получим

Е (61 — 6з) = — 1>731Г'1 — 8,142?'2 + 2,496?! + 0,8675?2 ++ 0,2165?3 + 3,76?4.

Используя значения реакций ТоА и ?р2, получим окончательно

Е(61—63)= 2,13?!+ 1,43?2 — 1,435?3 — U25?4, откуда

Г! = 2,13; с2 1,43; с3 = —1,435; с4 = —1,125.

Для определения прогибов 02—04 ко второй и четвертой шейкам двухопорного коленчатого вала прикладывают противоположно направленные единичные силы.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов от действия этих сил показаны на рис. 7:

/ ч f 7,827'24,099 6 г

-Е (02 - 94) = goo |f+ "6" t7’8^2 (8’18 - °'47) +

+ (17-<2 - 9.674) (-2-0,47 + 4,09)] +

+ -У [(17,4Т;2-9,6Т4) (-2-0,47-4,08)] +

+ [(26,57'2 - IS,?^ — 9,1Г3) (-2-4,8 -0,47)] -

7,82-4,09-Г;1 9>6

3Г t7-87^ (2-4,09 + 9,13) + (17,4ТО1 -

-9,67,) (2-9,13+4,09)] --У [(26,57'2 — 18,774 — 9,173) (2-4,8+9,13) +

Рис. 8. ЭпюрьГизгибающих и крутящих моментов коленчатого вала от действия тангенциальных единичных сил, приложенных к первой и четвертой штоковым шейкамРис. 8. ЭпюрьГизгибающих и крутящих моментов коленчатого вала от действия тангенциальных единичных сил, приложенных к первой и четвертой штоковым шейкам

Рис. 8. ЭпюрьГизгибающих и крутящих моментов коленчатого вала от действия тангенциальных единичных сил, приложенных к первой и четвертой штоковым шейкам

Рис. 8. ЭпюрьГизгибающих и крутящих моментов коленчатого вала от действия тангенциальных единичных сил, приложенных к первой и четвертой штоковым шейкам

Е Г 1,941-3,657^3,71,81-7,3 (12,67[2 — 4,874)

О' [10001450

~ ТЗОО 3’65'2’43 (21‘5^ - >3,774 - 4,173) -

1,(12,67' — 4,87,) 7,3-6,61

1000 3,7-3,65.1,941701 -L_

7,18-3,65 (21,57' — 13,77,-4,17.) 1 г Г 8,9-3,657' 1,915

1300J +[ ^обб

5,3 85-8,9 (3,657'2 — 7,374)3,657^8,9-1,915

16561666

1,915-8,9 (3,657^ — 7,37^"1,915-8,9 (3,657^ — 7,37^"10001000= - 1,7317^ - 8,1427^ + 2,49674 += - 1,7317^ - 8,1427^ + 2,49674 +

1,915-8,9 (3,657^ — 7,37^"

1,915-8,9 (3,657^ — 7,37^"

1000

1000

= - 1,7317^ - 8,1427^ + 2,49674 +

= - 1,7317^ - 8,1427^ + 2,49674 +

+ 0,867573 + 0,216572 + 3,767г.

Исключив реакции Тр1 и Т^ по формулам (36) и (37), получим окончательно

—(02 — 04) = ~ (^71 + ^2 + ^3 + ^4^) =

= — 1,1257! — 1,43572 + 1,43073 4- 2,1374,

откуда сх = 1,125; с2 = 1,435; с3 = —1,43; с4 = —2,13.

Для определения Е (64—04) к первой и четвертой штоковым шейкам двухопорного коленчатого вала прикладывают одинаково направленные единичные силы.

Эпюры моментов от действия этих сил даны на рис. 8.

Умножая эпюры рис. 8 на эпюры рис. 5, а, получим

Е (01 — 04) = Е (Ь.Т 14- ь^т2 4- ь3тз 4- ь4т4) =

9,1 -7,8 (43,97^ — 28,37] — 9,172)7,837'29,6-7,8 (25,27^ — 9,674)

2++2+

4- ~” (43’9Ге2 - 28,374 - 9>1Гз)4- ~” (43’9Ге2 - 28,374 - 9>1Гз)3,727^-3,65Гббб3,727^-3,65Гббб

4- ~” (43’9Ге2 - 28,374 - 9>1Гз)

4- ~” (43’9Ге2 - 28,374 - 9>1Гз)

3,727^-3,65Гббб

3,727^-3,65Гббб

(12,67^—4,871) 7,3-7,8(12,67^—4,871) 7,3-7,8450450(21,57^ — 13,771 — 4,172) 3,65-7,8Гзбб(21,57^ — 13,771 — 4,172) 3,65-7,8Гзбб

(12,67^—4,871) 7,3-7,8

(12,67^—4,871) 7,3-7,8

450

450

(21,57^ — 13,771 — 4,172) 3,65-7,8Гзбб

(21,57^ — 13,771 — 4,172) 3,65-7,8Гзбб

3,727'2-3,65Гббб3,727'2-3,65Гббб(12,67;2-4,874)(12,67;2-4,874)450450(21,57'2 — 13,774 —4,173) 3,65-7,8 "(21,57'2 — 13,774 —4,173) 3,65-7,8 "13008,9 (3,657'! — 7,371) 3,6513008,9 (3,657'! — 7,371) 3,65100010007G7G8,9-3,6527'jГббб8,9-3,6527'jГббб8.9-3,6527'2Гббб8.9-3,6527'2Гббб

3,727'2-3,65Гббб

3,727'2-3,65Гббб

(12,67;2-4,874)

(12,67;2-4,874)

450

450

(21,57'2 — 13,774 —4,173) 3,65-7,8 "

(21,57'2 — 13,774 —4,173) 3,65-7,8 "

1300

8,9 (3,657'! — 7,371) 3,65

1300

8,9 (3,657'! — 7,371) 3,65

1000

1000

7

G

7

G

8,9-3,6527'j

Гббб

8,9-3,6527'j

Гббб

8.9-3,6527'2Гббб

8.9-3,6527'2Гббб

= 1,307х 4- 0,3157а 4- 0,31573 4- 1,3074.= 1,307х 4- 0,3157а 4- 0,31573 4- 1,3074.8,9 (3,657'2 —7,374) 3,65Гббб

= 1,307х 4- 0,3157а 4- 0,31573 4- 1,3074.

= 1,307х 4- 0,3157а 4- 0,31573 4- 1,3074.

Отсюда найдем коэффициенты Ь;; Ьг = 1,30; Ь2 = 0,315; Ь3 = 0,315; Ь4 — = 1,30.

§ 3. РЕШЕНИЕ КАНОНИЧЕСКИХ УРАВНЕНИЙДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РЕАКЦИЙ И СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ

В БЕСШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ

Определение величины реакций направляющих. Системы канонических уравнений для определения реакций направляющих приведены в § 17.

Коэффициенты влияния определены в § 2 приложения.

Подставляя значения коэффициентов влияния в систему уравнения (26), получим коэффициенты и свободные члены уравнений для различных углов а при неизвестных реакциях Х^. Величины этих коэффициентов приведены в табл. 10. 164

св 3 X

О

О н св т X у

§

о о X ев 4) О. 3 о. 4) X

О о X о. о с S У О. Н

у X X у X х со

>.

у о

о н

Я

3

^5 и

ООоЮОООООе-а/-»

1 1 1 1 1 11

X с

3 н X у X X X е е

О К

ОСОСООСОСООСОСООСОСОО о о о" о" о о о о" о о" о о о

W к;

coco^iOtpcococotpiOtpcoco ^СООО}ОСО^СООО)0^^ V Т ~ ~ ~ 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

ОСОСОоОСОСООСОСО5

р"'^ООО О ОооосГоо

ч d

to

«X

св о.

>>

4)

У

У

X

о н X У X Д’ X

-е- е л о X

к X X У т св X со

о

W*

^ — Й ЙЙ^^^с^^^^со T-^T-^C4C4C4’-‘r-4r~.C4C4C>q^^ оТ оГ о) of of of oj of of of of of of

X

со

О

Е

5Х

О

^5^^°£25,<=>с0'<)<осо^

X с

3 X

о

к;

ou5goooow5ologoogou5o 7 7

к;

S^SSSS^OCDOOOOO S^S^^^^otDaootDo OGOUDOlOOOOGOuDOlOGOO

—’ О О о о о о О о О

X

OQOOOOOOQOOOO CO<D(7>OlLOGOr-4^?r'-.OCO<£> ^T~‘r-4O)OjO>C0C0c0

§ 33

о О

ОО о о о о о О^ОГ^ООЮОО’Ф’ФОЮФ ОСОС^ооиО’ФоО’ФГ^ООГ^О

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

S

3

£

’Ф 04040404 ’Ф 04040404 Ф1

’феоо>оОеО’феО<ХО>сХеО’ф

г-Т —Г ОООтДт-^г-5оо о

оеооеооооеооеоо ОООСООСОСООООСООСОООО

СО ОО сососо

оеоаооооеосхеооооооеосх Ь-Ь-’ФОФЬ->'Г-'ФОФЬ-Ь- о* о о о о о о о о о о о о III

0404ф04040404 Ф 0404

оо^еофеоооо^еофеоо^о О От-Тг-Т—*оО ОО* О

1 1 1 1 1

3

о

ООООООЮЮОЮОО

04Г^-С400040-Феоа000004 —<с7)ОЮооо40оофо4фф

юг-сОфеофео-^ф—<фюео

3 к

£

Ф 04040404 Ф 04040404 Ф

ЮО4<0еООО4ЮО4<0еООО4кО 0404—0404040404

оТоГоТоГоТоГоТоГоГоГоГоТоГ 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

ооюооюоююооюо оеоеооеоеооеоеооеоеоо

соооюоосоа^оюооео ЮФеоеоеоФЮФеоеоеофЮ 04ОЮФООС4ОЮФОО04 04 04* т-Т г-4" —Г 04* 04* 04* г-Т —Г —Г 04* 04*

X

ООООООООООООО'

оеоеооеоеооеоеооеоеоо О* О О* О* О О* О* О* О* О* о* о* о'.

8&

ООООООООООООО ео о о 04оао—।*Фг--оеоо

—4—4—।040404еоеоео

Продолжение табл. 10

Так, например, при а = 30° система уравнений (26) будет иметь вид (см. значения коэффициентов в табл. 10)

0,866%! — 0,5Х2 + 0,866%3 — 0,5%4 = 17 100;

2,161Хг — 0,364%2 — 1,639%3 + 0,367%4 = —4100;

—0,367%i — 2,049Х2 + 0,364%3 — 2,222%4 = 7170;

0,912%! — 0,733Х2 — 0,480Х3 + 1,372%4 = —8030.

11. Значения реакций %; направляющих в кГ

а в град

X,

Х2

X,

х.

0

2 665

—10 950

4 275

— 13 490

30

3 180

—7 880

6 250

— 10 000

со

—9 150

— 10 990

—7 490

— 11 240

90

— 13 НО

—4 275

—11 650

—2 665

120

—9 220

—5 960

—9 770

—2 820

150

— 10 760

7 720

—11 720

9 400

180

—2 380

11 640

—4 560

13 100

210

—2 720

9 570

—6 280

9 000

240

9 430

11 650

7 430

10 700

270

13 040

4 560

11 520

2 380

300

9 070

6 230

9 750

2 645

330

10 700

—7 455

11 700

—9 520

360

2 330

— 11 600

4 610

— 13 120

Корни этой системы уравнений находят вычислением детерминантов четвертого порядка или путем последовательного исключения неизвестных. Для а = = 30° X] = 3180; %2 = —7880; Х3 = 6250; Х4 = —10 000 кГ. Аналогично опре-

Рис. 9. Изменение реакций направляющих в зависимости от угла пово- ,рота центральных опор бесшатунного механизма

Численные значения реакций X, для трехопорного неразрезного коленчатого вала приведены в табл. 11, через каждые 30° угла поворота кривошипов.

Графики изменения реакций %, в зависимости от а для трехопорного неразрезного коленчатого вала приведены на рис. 9.

Определение сил, действующих на подшипники и шейки коленчатого вала бесшатунного механизма, и построение векторных диаграмм усилий в кинематических парах. Зная Xi и Pt, можно определить усилия, действующие на штоковые подшипники и штоковые шейки коленчатого вала Pni = Ршь и равнодействую-

Рис. 10. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые подшипники: а — на первый; б — на второй; в — на третий, г — на четвертыйРис. 10. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые подшипники: а — на первый; б — на второй; в — на третий, г — на четвертыйа в град<1КипРП2^Ш2Рпз^013РП4кш4010 95015 38011 420И 40011 96016 25013 99013 960303 5863 86012 07013 8206 2527 26513 82015 450609 1609 58016 51019 6007 6068 29017 02020 1009013 61013 61011 43015 67012 09012 10011 51015 90012013 22014 9506 1796 37013 38015 0002 8274 64015016 70019 8307 7448 23017 00019 9609 48810 05018011 37015 86012 20012 18011 53015 76013 51013 5002102 7204 58013 42015 1006 4886 68012 92014 6202409 50010 15017 08020 0507 4547 95016 54019 68027013 40013 45011 56015 78012 08012 05011 41015 81030012 94014 6606 4466 63013 55015 2002 6514 55033016 54019 7007 4767 96017 ПО20 1009 61110 15036011 400Индексы15 8201—4 обозь12 190 ачают нол12 200iepa шток11 590овой шейк15 820 н.13 51013 500а в град<1КипРП2^Ш2Рпз^013РП4кш4010 95015 38011 420И 40011 96016 25013 99013 960303 5863 86012 07013 8206 2527 26513 82015 450609 1609 58016 51019 6007 6068 29017 02020 1009013 61013 61011 43015 67012 09012 10011 51015 90012013 22014 9506 1796 37013 38015 0002 8274 64015016 70019 8307 7448 23017 00019 9609 48810 05018011 37015 86012 20012 18011 53015 76013 51013 5002102 7204 58013 42015 1006 4886 68012 92014 6202409 50010 15017 08020 0507 4547 95016 54019 68027013 40013 45011 56015 78012 08012 05011 41015 81030012 94014 6606 4466 63013 55015 2002 6514 55033016 54019 7007 4767 96017 ПО20 1009 61110 15036011 400Индексы15 8201—4 обозь12 190 ачают нол12 200iepa шток11 590овой шейк15 820 н.13 51013 50012. Силы Рп1 и Кии, нагружающие штоковые и опорные подшипники коленчатого вала (в кГ)12. Силы Рп1 и Кии, нагружающие штоковые и опорные подшипники коленчатого вала (в кГ)Рис. 11. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые шейки коленчатого вала:Рис. 11. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые шейки коленчатого вала:

Рис. 10. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые подшипники: а — на первый; б — на второй; в — на третий, г — на четвертый

Рис. 10. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые подшипники: а — на первый; б — на второй; в — на третий, г — на четвертый

а в град

<1

Кип

РП2

^Ш2

Рпз

^013

РП4

кш4

0

10 950

15 380

11 420

И 400

11 960

16 250

13 990

13 960

30

3 586

3 860

12 070

13 820

6 252

7 265

13 820

15 450

60

9 160

9 580

16 510

19 600

7 606

8 290

17 020

20 100

90

13 610

13 610

11 430

15 670

12 090

12 100

11 510

15 900

120

13 220

14 950

6 179

6 370

13 380

15 000

2 827

4 640

150

16 700

19 830

7 744

8 230

17 000

19 960

9 488

10 050

180

11 370

15 860

12 200

12 180

11 530

15 760

13 510

13 500

210

2 720

4 580

13 420

15 100

6 488

6 680

12 920

14 620

240

9 500

10 150

17 080

20 050

7 454

7 950

16 540

19 680

270

13 400

13 450

11 560

15 780

12 080

12 050

11 410

15 810

300

12 940

14 660

6 446

6 630

13 550

15 200

2 651

4 550

330

16 540

19 700

7 476

7 960

17 ПО

20 100

9 611

10 150

360

11 400

Индексы

15 820

1—4 обозь

12 190 ачают нол

12 200

iepa шток

11 590

овой шейк

15 820 н.

13 510

13 500

а в град

<1

Кип

РП2

^Ш2

Рпз

^013

РП4

кш4

0

10 950

15 380

11 420

И 400

11 960

16 250

13 990

13 960

30

3 586

3 860

12 070

13 820

6 252

7 265

13 820

15 450

60

9 160

9 580

16 510

19 600

7 606

8 290

17 020

20 100

90

13 610

13 610

11 430

15 670

12 090

12 100

11 510

15 900

120

13 220

14 950

6 179

6 370

13 380

15 000

2 827

4 640

150

16 700

19 830

7 744

8 230

17 000

19 960

9 488

10 050

180

11 370

15 860

12 200

12 180

11 530

15 760

13 510

13 500

210

2 720

4 580

13 420

15 100

6 488

6 680

12 920

14 620

240

9 500

10 150

17 080

20 050

7 454

7 950

16 540

19 680

270

13 400

13 450

11 560

15 780

12 080

12 050

11 410

15 810

300

12 940

14 660

6 446

6 630

13 550

15 200

2 651

4 550

330

16 540

19 700

7 476

7 960

17 ПО

20 100

9 611

10 150

360

11 400

Индексы

15 820

1—4 обозь

12 190 ачают нол

12 200

iepa шток

11 590

овой шейк

15 820 н.

13 510

13 500

12. Силы Рп1 и Кии, нагружающие штоковые и опорные подшипники коленчатого вала (в кГ)

12. Силы Рп1 и Кии, нагружающие штоковые и опорные подшипники коленчатого вала (в кГ)

Рис. 11. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые шейки коленчатого вала:

Рис. 11. Векторные диаграммы усилий, действующих на штоковые шейки коленчатого вала:

щие сил, приложенных к центрам штоковых шеек КШ1 и нагружающих опорные шейки коленчатого вала и их подшипники:

Рщ = Рш1 =

к„и = УУ+У;

где Р t и Р( — силы, действующие по оси цилиндров соответственно без учетаи с учетом силы инерции массы коленчатого вала.

Значения усилий Рп; и КШ1 в зависимости от угла а приведены в табл. 12.

На рис. 10 приведены векторные диаграммы усилий Рп1-, действующих на подшипники штоков, а на рис. 11 — на штоковые шейки трехопорного неразрезного коленчатого вала. Максимальные н средние удельные давления на накладки ползунов штоков приведены в табл. 13.

Удельные давления на подшипники всех штоковых шеек примерно одинаковые и равны: ^ах ~ 385 кС/с.И2; Кср = 246 кГ/см2.

Компоненты равнодействующей силы Кш, в плоскости Z, звена Л СВ и в плоскости, перпендикулярной к плоскости Т, звена Л СВ, вычисляют по формулам (28). Значения сил Z; и 7, для различных углова приведены в табл. 14.

Компоненты реакций опор в плоскости кривошипов коленчатого вала г, и в перпендикулярной плоскости it определяются по формулам (33)—(35).

а — на первую; б — на вторую; в — на третью; г — на четвертую

169

Удельное давлениеШтоковая шейкаперваявтораятретьячетвертаяК max160142143■ 165Кер90104100100Удельное давлениеШтоковая шейкаперваявтораятретьячетвертаяК max160142143■ 165Кер9010410010013. Удельные давления на накладки ползунов в кГ/см213. Удельные давления на накладки ползунов в кГ/см2ав градРадиальные силыТангенциальные силы1ZtZ22,ZtTiт»т.Tt0— 15 ПО— 10 950—15650—13 490266532404275370430— 315— 12510—85—14 550385059207265520060— 9 320—19515—8 275—20.050—2155—1455—675—142090— 13 100—15 080—11 650—15680—3704—4275—3240—2665120—13 8901 040—14 150—1 780—5590—6280—4970—4280150—19810—8115—19 880—9 910102014102055'1650180—15 680—11 640—15 080—13 100. 2380364045603304210 ■— 1 830—14 1251 200—13 5604195530565605470240— 9 930—20 000—7 850—19 630—1665—1920— 1265—1015270— 13 040—15 ПО—11 520—15 650—3304—4560—3640—2380300—13 6051 195—14 270—1 890—5435—6510—5205—4145330—19 630—7 860—20 020—10 0201025130519501690360—15 650—11 600— 15 ПО— 13 1202330370446103240ав градРадиальные силыТангенциальные силы1ZtZ22,ZtTiт»т.Tt0— 15 ПО— 10 950—15650—13 490266532404275370430— 315— 12510—85—14 550385059207265520060— 9 320—19515—8 275—20.050—2155—1455—675—142090— 13 100—15 080—11 650—15680—3704—4275—3240—2665120—13 8901 040—14 150—1 780—5590—6280—4970—4280150—19810—8115—19 880—9 910102014102055'1650180—15 680—11 640—15 080—13 100. 2380364045603304210 ■— 1 830—14 1251 200—13 5604195530565605470240— 9 930—20 000—7 850—19 630—1665—1920— 1265—1015270— 13 040—15 ПО—11 520—15 650—3304—4560—3640—2380300—13 6051 195—14 270—1 890—5435—6510—5205—4145330—19 630—7 860—20 020—10 0201025130519501690360—15 650—11 600— 15 ПО— 13 120233037044610324014. Радиальные Z, и тангенциальные 7/ компоненты равнодействующей силы КШ£ в кГ14. Радиальные Z, и тангенциальные 7/ компоненты равнодействующей силы КШ£ в кГИндексы 1—3 обозначают номер опоры.Индексы 1—3 обозначают номер опоры.

Удельное давление

Штоковая шейка

первая

вторая

третья

четвертая

К max

160

142

143

■ 165

Кер

90

104

100

100

Удельное давление

Штоковая шейка

первая

вторая

третья

четвертая

К max

160

142

143

■ 165

Кер

90

104

100

100

13. Удельные давления на накладки ползунов в кГ/см2

13. Удельные давления на накладки ползунов в кГ/см2

а

в град

Радиальные силы

Тангенциальные силы1

Zt

Z2

2,

Zt

Ti

т»

т.

Tt

0

— 15 ПО

— 10 950

—15650

—13 490

2665

3240

4275

3704

30

— 315

— 12510

—85

—14 550

3850

5920

7265

5200

60

— 9 320

—19515

—8 275

—20.050

—2155

—1455

—675

—1420

90

— 13 100

—15 080

—11 650

—15680

—3704

—4275

—3240

—2665

120

—13 890

1 040

—14 150

—1 780

—5590

—6280

—4970

—4280

150

—19810

—8115

—19 880

—9 910

1020

1410

2055'

1650

180

—15 680

—11 640

—15 080

—13 100

. 2380

3640

4560

3304

210 ■

— 1 830

—14 125

1 200

—13 560

4195

5305

6560

5470

240

— 9 930

—20 000

—7 850

—19 630

—1665

—1920

— 1265

—1015

270

— 13 040

—15 ПО

—11 520

—15 650

—3304

—4560

—3640

—2380

300

—13 605

1 195

—14 270

—1 890

—5435

—6510

—5205

—4145

330

—19 630

—7 860

—20 020

—10 020

1025

1305

1950

1690

360

—15 650

—11 600

— 15 ПО

— 13 120

2330

3704

4610

3240

а

в град

Радиальные силы

Тангенциальные силы1

Zt

Z2

2,

Zt

Ti

т»

т.

Tt

0

— 15 ПО

— 10 950

—15650

—13 490

2665

3240

4275

3704

30

— 315

— 12510

—85

—14 550

3850

5920

7265

5200

60

— 9 320

—19515

—8 275

—20.050

—2155

—1455

—675

—1420

90

— 13 100

—15 080

—11 650

—15680

—3704

—4275

—3240

—2665

120

—13 890

1 040

—14 150

—1 780

—5590

—6280

—4970

—4280

150

—19810

—8115

—19 880

—9 910

1020

1410

2055'

1650

180

—15 680

—11 640

—15 080

—13 100

. 2380

3640

4560

3304

210 ■

— 1 830

—14 125

1 200

—13 560

4195

5305

6560

5470

240

— 9 930

—20 000

—7 850

—19 630

—1665

—1920

— 1265

—1015

270

— 13 040

—15 ПО

—11 520

—15 650

—3304

—4560

—3640

—2380

300

—13 605

1 195

—14 270

—1 890

—5435

—6510

—5205

—4145

330

—19 630

—7 860

—20 020

—10 020

1025

1305

1950

1690

360

—15 650

—11 600

— 15 ПО

— 13 120

2330

3704

4610

3240

14. Радиальные Z, и тангенциальные 7/ компоненты равнодействующей силы КШ£ в кГ

14. Радиальные Z, и тангенциальные 7/ компоненты равнодействующей силы КШ£ в кГ

Индексы 1—3 обозначают номер опоры.

Индексы 1—3 обозначают номер опоры.

Так, например, компоненты реакции для средней опоры z2:

Z2 °55 ^’З^1 ^" ^^ ~ “25^3 4- а152л) ~

= 0,486 (Zx — Z4) + 0,892 (Z8 — Z2).

Значения Z; и t; для первой, второй и третьей коренных опорных шеек:

zx = 0,6098Z4 — 0,226Z2 — 0,118Z3 + 0,0958Z4;

z2 = 0,486Z4 — 0,892Z2 + 0,892Z3 — 0,486Z4;

z3 = 0,0958Z4 4- 0,118Z2 + 0,226Z3 — 0,6098Z4;

tx = 0,61937! 4- 0,227073 — 0,117073 — 0,0863 74;

t4 = 0,4677j 4- 0,89072 4- 0,89073 4- 0,46774;

/3 = —0,086371 — 0,117072 4- 0,227073 4- 0,619374.

Равнодействующая сил z, и t;, приложенных к опорным шейкам коленчатого вала,

Значения сил z,, it, Koi н R; для трехопорного неразрезного коленчатого вала при различных углах поворота кривошипов механизма приведены в табл. 15 и 16. 170

16. Равнодействующая сил в кГ, действующих на опорные шейки

а в град

КО1

Коз

а в град

Ко1

Kq2

Коз

0

6380

10 850

5520

240

2765

16 100

8770

30

2720

24 050

8340

270

5260

10 900

6570

60

2640

15 650

8950

300

8140

24 500

2590

90

5400

10 580

660

330

8780

16 010

2840

120

8200

24 350

2640

360

6560

10 900

5300

150

8850

15 950

2785

180

210

6560

2645

10 830

24 500

5300

8040

Koi max

8850

24 500

8950

Koi ср

5760

16 550

5260

17. Удельное давление в кПсм1 на подшипники опорных шеек коленчатого вала

Удельное давление

Опорная шейка

первая

вторая

третья

Ко max

120

315

120

Ко СР

73,5

210

73,5

18. Тангенциальная сила Ку и крутящий момент Мкр двигателя

а вград.

Тангенциальная сила в кГ

Крутящий момент двигателя в кГм

в % мдв

к2 = К1 + + к2 + к3

т рез

Мкр=Кхг

^6в Трезг

0

13 885

13 900

506

507

99,8

30

34 185

34 300

1245

1250

99,5

60

21 910

21 900

800

800

100,0

90

13 875

13 900

505

507

99,6

120

34 225

34 300

1248

1250

99,8

150

21 860

21 900

800

800

100,0

180

13 865

13 900

506

507

99,8

210

34 210

34 300

1248

1250

99,8

240

21 885

21 900

800

800

100,0

270

13 885

13 900

506

507

99,8

300

34 210

34 300

1248

1250

99,8

330

21 825

21 900

800

800

100,0

360

13 885

13 900

506

507

99,8

Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные шейки трехопорного неразрезного коленчатого вала и на их подшипники, приведены на рнс. 12 и 13, а максимальные и средние удельные давления — в табл. 17.

Проверка точности расчетов. Компоненты реакций опорных подшипников коленчатого вала, представляющие собой тангенциальные силы, приложенные

Рнс. 12. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные шейкиколенчатого вала:

а — на первую; б — на вторую; в — на третью

Рис. 13. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные подшипники коленчатого вала:а — на первый; б — на второй; в — на третийРис. 13. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные подшипники коленчатого вала:а — на первый; б — на второй; в — на третий

Рис. 13. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные подшипники коленчатого вала:

а — на первый; б — на второй; в — на третий

Рис. 13. Векторные диаграммы усилий, действующих на опорные подшипники коленчатого вала:

а — на первый; б — на второй; в — на третий

к точкам С кривошипов ОС, обозначим через Ki. Тогда равнодействующий вектор тангенциальных сил К^ = КХЛ- К^ + • • *+ Kt по величине и направлению при каждом значении а должен совпадать с проекцией равнодействующей всех сил, действующих в механизме, на направление, перпендикулярное к радиусу ОС, и, следовательно,

где Мкр— крутящий момент двигателя.

Для оценки правильности вычисленных реакций в кинематических парах бесшатунного механизма в табл. 18 приведено сравнение полученных значений К^ и К % гс аналогичными величинами, вычисленными по формулам (38) и (39).

K-t кГ

30000

О 60120180 260 300 а0 °60120180 2*° 300 а°

Рис. 14. Изменение тангенциальных Рис. 15. Сравнение крутящего момента сил, приложенных к центральным опо- двигателя, вычисленного через реакции рам в зависимости от угла их поворота в подшипниках и по величине сил газа

Изменение Ki—К3 и К2 в зависимости от угла а приведено на рис. 14.

Изменение крутящего момента двигателя Мкр = K^r = f (а), а также изменение момента двигателя, вычисленного по формуле

Мдв = Тре3г = 2г (Рг1 + ^гз) sin а — 2г \Р^ + Рг^ cos а, приведено на рис. 15.

Из рассмотрения табл. 18 и рис. 15 видно, что полученные по динамическому расчету значения параметров К^ и Мкр совпадают со значениями Трез и полученными по формулам (38) и (39), и с точностью до 1,6% согласуются с величиной среднего крутящего момента двигателя, полученной при тепловом расчете.

ЛИТЕРАТУРА

В н х е р т М. М. н др. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. Под ред. проф. Ю. А. Степанова. М., «Машиностроение», 1964.

Дьяченко Н. X. н др. Теория двигателей внутреннего сгорания. М., «Машиностроение», 1965.

Двигатели внутреннего сгорания. Под ред. Л. К. Коллерова. М., «Машиностроение», 1965.

Иванов В. и Вотинцев А. Авиационный мотор М-11. Воениздат,

1937,

ОГЛАВЛЕНИЕ

Предисловие . . . ; 3

Глава I. Кинематическая схема и принцип работы бесшатунных двигателей 5

Кинематическая схема бесшатунных двигателей и ее особенности5

Конструктивные варианты бесшатунного механизма . . . .14

Особенности бесшатунных двигателей с односторонним и двусторонним рабочим процессом в цилиндрах 19

Глава II. Основные параметры и конструкция бесшатунных двигателей 28

Четырехцилнндровый двигатель ОМБ мощностью 80—140 л. с. 28

Унифицированные бесшатунные двигатели мощностью 140— 400 л. с. с односторонним рабочим процессом в цилиндрах 41

Двенадцатицилиндровый бесшатунный двигатель ОМ-127о мощностью 2100—2800 л. с 50

Конструктивные варианты транспортных бесшатунных двигателей одинарного действия 52

Восьмицилиндровый двигатель ОМ-127РН двойного действия мощностью 3200 л. с 55

Двадцатичетырехцилиндровый бесшатунный двигатель двойного действия М-127К мощностью 10 000 л. с 73

Глава III. Кинематика и динамика бесшатуииых двигателей . . . .83

Уравнения кинематики 83

Кинематика бесшатунного механизма восьмицилиндрового двигателя ОМ-127РН 86

Кинематика бесшатунного механизма двадцатнчетырехцилин- дрового двигателя М-127К 89

Определение сил и реакций, действующих в механизме . .90

Силы давления газа 92

Силы инерции н их моменты 93

Результирующие силы инерции и моменты и их уравновешивание 96

Системы канонических уравнений для определения реакций направляющих 98

Определение коэффициентов влияния а^-, b^ с^ с{ . . . . ЮЗ

Крутящий момент двигателя 109

Упрощенный метод определения усилий, действующих в кинематических парах бесшатунного механизма 109

Глава IV. Опыт доводки конструкции и рабочего процесса бесшатунных двигателей 114

Основные этапы разработки и создания бесшатунных двигателей 114

Отработка конструкции основных узлов и деталей двигателей двойного действия 116

Отработка рабочего процесса в цилиндрах двойного действия двигателей ОМ-127РН и М-127К 130

Отработка теплового состояния цилиндро-поршневой группы и теплоотдачи в масло и в воду при двустороннем рабочем процессе в цилиндрах 135

Приложение. Определение сил и реакций, действующих в бесшатуином механизме двигателя ОМ-127 141

Определение сил газа, сил инерции и суммарных сил, действующих по оси цилиндров, и крутящего момента двигателя142

Определение коэффициентов влияния а-^ Ь^ с(, с. 156

Решение канонических уравнений для определения реакций и сил, действующих в бесшатуином механизме 164

Литература ............................174

Сергей Степанович БаландинБЕСШАТУННЫЕ ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГОСГОРАНИЯ

Редактор издательства В. В. БыстрицкаяТехнический редактор А. Ф. Уварова

Корректор Ж. Л. Суходолова

Переплет художника Е. Н. Волкова

Сдано в набор 10/XI 19 71 г. Подписано к печати 6/V 1972 г.Т-08 241

Формат 60x90’/ie Псч. л. 11 Уч.-изд. л. 10,8 Бумага № 1 Тираж 7000 экз.

Цена 82 коп. Заказ 1423

Издательство «Машиностроение», Москва, Б-66, 1-н Басманный пер., 3

Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома

Комитета по печати при Совете Министров СССР

193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10