Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
Учебник написан в соответствии с программой одноименного курса. В учебнике рассмотрены общие положения о назначении, устройстве и действии основных частей, систем и механизмов автомобиля на примере конструкции автомобилей, наиболее распространенных в народном хозяйстве страны («Волга» ГАЗ-24, ГАЗ-53А, ЗИЛ-130 и МАЗ-500), и лишь в отдельных случаях описаны конструкции оригинальных узлов автомобилей других моделей.
Наиболее важные размеры деталей определяются или уточняются расчетами, которые сйязаны с функциональным назначением детали или выполняются для обеспечения необходимых прочности, жесткости - или долговечности детали. В учебнике использован наиболее простой . метод оценки этих параметров, основанный на сравнении действующих напряжений с допускаемыми напряжениями. Он позволяет при проектировании ориентироваться на напряжения деталей хорошо зарекомендовавших себя конструкций, работающих примерно в таких же условиях, и тем самым использовать огромный опыт, накопленный автомобильной промышленностью.
При изложении основ теории и расчета применена система единиц СИ. С достаточной для практических расчетов точностью принято, что 1 кгс « 10 Н. Модуль упругости, пределы прочности, текучести и выносливости материалов, напряжения, а также давление выражены в мегапаскалях (МПа) и округлены до 1 МПа = 10 кгс/см2. Соотношения между другими единицами системы СИ и прочими приведены в табл. 1.
В некоторых случаях величины, входящие в формулы, выражены в кратных или дольных единицах. Эти отклонения оговорены, кроме случаев, когда читатель может самостоятельно разобраться в единицах примененных величин.
1.'3 '
Термины и обозначения, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых , передач, соответствуют действующим стандартам (ГОСТ 16530—70 и 16532—70). '
К Соотношения между отдельными единицами системы СИ и другими
Наименование
Обозначение единицы в системе
Переводной множитель
си
прочей
Масса
Сила
Момент
Работа и энергия
Мощность
Момент инерции
Плотность
'Удельный вес
Количество теплоты
Удельная теплоемкость
кг
■ Н
Нм
Дж
Вт кг -м2 кг/м3 Н/м3 Дж Дж/(кг ■ К)
КГС • С2/м КГС
КГС • М
КГС-М ■ Л .С.
КГС • М • С2 кгс ■ с2/м< ' кгс/м3 кал ккал/(кг • °C)
1 кгс-с2/м«= 9,81 кг
КГС я; 10 Н
кгс-м% 10 Н м Ккгс • М Rs 10 Дж
1 л. с. я» 735,5 Вт
1 кгс -,м • с2 яа 9,31 кг • м2 1 кгс • с2/м< я» 9,81 кг/м3
1 кгс/м3 я» 10 Н/м?
1 кал «» 4,2 Дж
1 ккал/(кг • ° С) я= 4,2 • 103 Дж/(кг. К)
.Все замечания и пожелания по книге просьба посылать по адресу: Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3, издательство «Машиностроение»,
ВВЕДЕНИЕ,J
§ 1, КРАТКАЯ ИСТОРИЯ РАЗВИТИЯ АВТОМОБИЛЯ... '
И АВТОМОБИЛЕСТРОЕНИЯ В СССР
Автомобильный транспорт имеет важное народнохозяйственное значение. Он используется в промышленности, сельском хозяйстве, строительстве, торговле, осуществляет массовые пассажирские перевозки в городах, крупных населенных пунктах. На долю автомобильного транспорта приходится существенная часть грузооборота и более половины пассажирских перевозок. Он тесно взаимодействует с железнодорожным, водным и воздушным транспортом, являясь важной со- ставной частью транспортной системы страны.
Слово автомобиль происходит от греческого слова аепгос — сам и латинского > г «обилие — подвижный. Мысль о самодвижущейся повозке (автомобиле), предназна- ченной для перевозки грузов и людей по сухопутным безрельсовым дорогам, с дав- ■ них времен занимала ученых и народных умельцев. Но создание автомобиля стало возможно только после изобретения легкого н достаточно мощного двигателя внутреннего сгорания и пневматической шины. Первый двигатель был построен в 1860 г;, н уже в 1882 г. русские инженеры Путилов и Хлобов создали «моторную пролетку» — первый автомобиль с двигателем внутреннего сгорания. В 1890 Г. во Франции была изобретена н применена для автомобиля пневматическая шниа.
В последующие 10—15 лет оформилась дошедшая до наших дней общая схема автомобиля, были разработаны конструкции, имеющие промышленное значение, и положено начало их серийного производства.
Несмотря на то, что первый автомобиль был построен в России и здесь же были сделаны и осуществлены многие ценные предложения по усовершенствованию и развитию его конструкции, автомобильное > производство в дореволюционной России отсутствовало. Автомобиль- : ная промышленность нашей страны является детищем советского строя.,
Начало автомобилестроения в СССР было положено в 1924 г., когда на заводе АМО в Москве, впоследствии названном Московским автомобильным заводом им. Лихачева (ЗИЛ), стали выпускаться грузовые автомобили АМО-Ф-15 грузоподъемностью 1,5 т, а на Ярослав^ ском заводе — автомобили Я-3 грузоподъемностью 3,0 т. '
В годы первых пятилеток эти заводы были значительно расширены и реконструированы. Был построен Горьковский автомобильный
' ' - ■'5
завод (ГАЗ), начал выпускать малолитражные автомобили второй московский автомобильный завод, .именуемый теперь Автомобильным заводом имени Ленинского комсомола (АЗЛК). В эти годы осваивалось .массово-поточное производство автомобилей; усовершенствовались основные и создавались производные модели автомобилей и т. д. В 1941 г. Советский Союз по выпуску грузовых автомобилей уже занимал второе место в мире.
После окончания Великой Отечественной войны и восстановления довоенного уровня производства автомобилей автомобилестроение развивалось в направлении специализации заводов; расширения и технической реконструкции производства на базе комплексной механизации и автоматизации производственных процессов; внедрения прогрессивной технологии и высокопроизводительного оборудования; постоянного обновления и расширения типажа выпускаемых автомобилей. В 1970 г. вступила в строй первая очередь нового гигантского автомобильного комплекса в г. Тольятти — Волжское объединение по-производству легковых автомобилей (ВАЗ). В десятой пятилетке будет введен в действие Камский комплекс заводов по производству большегрузных автомобилей (КамАЗ).
В «Основных направлениях развития народного Хозяйства СССР на 1976—1980 годы» предусматривается в 1980 г. произвести 2,1— 2,2 млн. автомобилей, в том числе 800—825 тыс. грузовых; увеличить выпуск автобусов, автомобилей большой грузоподъемности, прицепов и полуприцепов к ним; развивать производство автосамосвалов и'самосвальных автопоездов грузоподъемностью 75, 120 т и более для гор- • нодобывающей промышленности; приступить к созданию новых конструкций мощных автотягачей и многоосных внедорожных автомобилей с газовыми турбинами.
По мере развития производства автомобилей расширялась подготовка квалифицированных инженерно-технических кадров и развертывались научно-исследовательские и экспериментальные работы. Благодаря этому советскими учеными, среди которых в первую очередь следует назвать основоположника советской автомобильной школы акад. Е. А. Чудакова, внесен значительный вклад в науку об автомобиле н в практику автомобилестроения.
Разработка конструкций автомобилей в СССР производится на основе перспективного типажа, составленного научными организациями и учитывающего потребности страны в автомобилях различного назначения, а также возможности и перспективы развития промышленности Все освоенные и намечаемые к производству автомобили по технико- экономическим показателям не уступают зарубежным образцам того же класса (аналогам) и отличаются высокой надежностью, малой трудоемкостью технического обслуживания.
Каждый этап развития автомобиля ставил перед промышленностью свои задачи. В настоящее время основными задачами автомобилестроения являются повышение безопасности и надежности автомобиля; снижение его массы путем рационального конструирования й применения новых материалов; снижение токсичности отработавших газов и повышение топливной Экономичности двигателя.
§"2. ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО АВТОМОБИЛЯ
Несмотря на большое количество существующих типов и моделей автомобилей, их общее устройство одинаково. Автомобили состоят из следующих основных частей: двигателя, шасси (трансмиссия, ходовая часть, системы управления) и кузова (рис. 1).
Двигатель обеспечивает автомобиль механической энергией, необходимой для его передвижения. На автомобилях преимущественно применяются поршневые двигатели внутреннего сгорания.
Трансмиссия служит для передачи энергии от вала двигателя к ведущим колесам с необходимым уменьшением угловой скорости и соответственным увеличением крутящего момента для согласования режимов работы двигателя и движителя (ведущего колеса) автомобиля. Трансмиссия состоит из сцепления, коробки передач, карданной передачи, главной передачи, дифференциала и полуосей.
Рис. 1. Основные части грузового автомобиля:
Л — двигатель: Б — кузов: В — шасси; / — трансмиссия; /7 — тормозная система; III — рулевое управление; IV — ходовая часть; 1 — оперение; 2 — кабина; 3 — Трузонесущая емкость; 4 — главная передача и ведущий мост; 5 — карданная передача; 6 — коробка передач; 7 — сцепление
Ходовая часть является тележкой, несущей на себе двигатель, все остальные механизмы и кузов автомобиля. Она состоит из рамы, мостов, подвески и колес.
Колесо в автомобиле выполняет несколько функций. Оно является поддерживающим элементом, через который передаются все сА1ы, действующие между автомобилем и дорогой. Колесо смягчает толчки, возникающие вследствие неровности дороги. С помощью колеса осуществляется движение автомобиля в нужном направлении (направляющее колесо), Колесо, связанное через трансмиссию с двигателем, является ведущим.
Ведущими могут быть все колеса или часть их. Общее число колес и число ведущих Колес указывает колесная формула, которую записывают в виде А х Б (где А т- общее числю колес, а Б — число ведущих колес). Наибольшее распространений получили автомобили с колесной формулой 4x2 — четырехколесные с двумя ведущими колесами.
- Системы управления служат для задания автомобилю необходимого направления движения (рулевое управление) и для намеренной остановки или замедления движения автомобиля (тормозная система).
' Кузов предназначен для удобного и безопасного размещения в автомобиле водителя, пассажиров и груза. Кузова легковых автомобилей и автобусов состоят из салона, в котором размещаются водитель и пассажиры, багажного отделения и моторного отсека; грузовых „автомобилей — из кабины водителя с моторным отсеком и грузонесу- щей емкости.
. В основу общего устройства автомобиля положен поузловой прин- цип. Он отвечает требованиям технологии сборки в массово-поточном производстве; позволяет расширить типаж автомобилей путем компоновки различных моделей из унифицированных узлов; способствует рационализации ремонтного производства.
§ 3. ПОДВИЖНОЙ СОСТАВ АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА
* Подвижной состав автомобильного транспорта разделяется на грузовой, пассажирский и специальный.
К грузовому подвижному составу относятся грузовые автомобили, тягачи, прицепы и. полуприцепы (рис. 2); к пассажирскому — легко- _ вне автомобили и, автобусы; к специальному — автомобили, прицепы и полутуицепы, предназначенные для выполнения нетранспортных операции (пожарные автомобили, автомобили для уборки улиц и т. д.). Автомобиль и буксируемые им прицепы или полуприцепы образуют автомобильный поезд.
Для предохранения дорог и дорожных сооружений от преждевременного разрушения ГОСТ 9314—59 введены весовые и габаритные (рис. 3) ограничения для подвижного состава автомобильного транспорта.
Весовые ограничения устанавливают предельные значения полной массы автомобиля и автопоездами максимально допустимое давление, оказываемое на дорогу колесами одной наиболее нагруженной оси 8 *
a)a)показателям автомобили и автопоезда под-показателям автомобили и автопоезда под-(осевая нагрузка). По этим(осевая нагрузка). По этимРис. 2. Автопоезда в составе: а — тягача и прицепа-роспуска;б — тягача и Двухосного прицепа; в — седельного 'тягача и полуприцепаРис. 2. Автопоезда в составе: а — тягача и прицепа-роспуска;б — тягача и Двухосного прицепа; в — седельного 'тягача и полуприцепа
a)
a)
показателям автомобили и автопоезда под-
показателям автомобили и автопоезда под-
(осевая нагрузка). По этим
(осевая нагрузка). По этим
Рис. 2. Автопоезда в составе: а — тягача и прицепа-роспуска;
б — тягача и Двухосного прицепа; в — седельного 'тягача и полуприцепа
Рис. 2. Автопоезда в составе: а — тягача и прицепа-роспуска;
б — тягача и Двухосного прицепа; в — седельного 'тягача и полуприцепа
разделяют на две группы. К группе А относятся автомобили и автопоезда, предназначенные для эксплуатации на дорогах I и II категорий с усовершенствованным покрытием капитального типа; к группе Б — автомобили и автопоезда, предназначенные для эксплуатации на всех автомобильных дорогах общей сети Союза ССР.
Одним из основных критериев оценки эффективности работы автомобильного транспорта является производительность, т. е. транспортная работа, выполненная автомобилем (автопоездом) за 1 ч нахождения в наряде. Оценивается она произведением количества перевози-' мого груза на то расстояние, которое пройдет автомобиль за L4 работы:
Рч = ?уоэ,
20м20м"25м"25мавтомобильных' поездовавтомобильных' поездовРис. 3. Габаритные ограничения для автомобилей иРис. 3. Габаритные ограничения для автомобилей игде Рч — производительность, ткм; q — номинальная грузоподъемность автомобиля, т; у — коэффициент использования грузоподъемности, равный отношению массы перевозимого груза к номинальной грузоподъемности автомобиля; и, — эксплуатационная скорость, км/ч.
20м
20м
"25м
"25м
автомобильных' поездов
автомобильных' поездов
Рис. 3. Габаритные ограничения для автомобилей и
Рис. 3. Габаритные ограничения для автомобилей и
Из приведенной формулы следует, что для увеличения производительности автомобильного транспорта необходимо:
производство подвижного состава большой грузоподъемности для перевозок массовых грузов; вследствие наличия весовых ограничений повышение грузоподъемности достигается применением автопоездов и многоосных конструкций;
увеличение скоростей движения подвижного состава, а следовательно, повышение его энерговооруженности;
возможно полное использование номинальной грузоподъемности; поэтому для перевозки мелких партий грузов (торговля, бытовое обслуживание населения, связь и т. д.) целесообразно производство автомобилей малой грузоподъемности.
КЛАССИФИКАЦИЯ АВТОМОБИЛЕЙ ОСНОВНЫХ ТИПОВ
Грузовые автомобили по их основной характеристике — номинальной грузоподъемности (в т) классифицируют на пять классов:
I—особо малой грузоподъемности До 1,0.
II —малой грузоподъемности 1,0—3,0
III —средней грузоподъемности•. 3,0—5,0
IV—большой грузоподъемности . . . . 5,0—10,0
V—особо большой грузоподъемностиСвыше 10,0
Автомобили грузоподъемностью до 8 т обычно являются двухосными. При большей грузоподъемности осевая нагрузка превышает допустимые пределы, и автомобиль приходится делать трехосным.
Для наиболее полного удовлетворения нужд народного хозяйства типаж автомобилей расширяют, выпуская модели, являющиеся Производными от основных — базовых моделей и отличающиеся от них некоторой специализацией конструкции, которая обусловлена конкретным назначением автомобиля (рис.4). Производные модели называют модификациями.
Легковые автомобиля классифицируют по рабочему объему двигателя и сухой массе автомобиля. По этим признакам их подразделяют на пять классов (табл. 2).
2. Классификация легковых автомобилей
Класс
Груп- па
Рабочий объем двигателя, л
Сухая мае са автомобиля, кг
Класс
Группа
Рабочий объем двигателя, л
Сухая масса автомобиля, кг
I — особо малый II — малый
III — сред- ний
1 2
1 2
1 2
До 0,9 0,9—1,2 1,2—1,5 1,5—1,8 - 1,8—2,5 2,5—3,5
До 700 700—850 850—950 950—1150 1150—1250 1250—1500
IV — большой
V — высший
1
2
3,5—5,0 Более 5,0 Не регламентируется
1500—1700
Более 1700
Рис. 4. Автомобиль ЗИЛ-130 и его модификации:Рис. 4. Автомобиль ЗИЛ-130 и его модификации:_ — базовая модель; б — ЗИЛ-130Б (самосвал); а — ЗИЛ-130Г (длиннобазный); г — ЗИЛ-liOB (седельный тягач); д — ЗИЛ-ММЗ-555 (самосвал)_ — базовая модель; б — ЗИЛ-130Б (самосвал); а — ЗИЛ-130Г (длиннобазный); г — ЗИЛ-liOB (седельный тягач); д — ЗИЛ-ММЗ-555 (самосвал)
Рис. 4. Автомобиль ЗИЛ-130 и его модификации:
Рис. 4. Автомобиль ЗИЛ-130 и его модификации:
_ — базовая модель; б — ЗИЛ-130Б (самосвал); а — ЗИЛ-130Г (длиннобазный); г — ЗИЛ-liOB (седельный тягач); д — ЗИЛ-ММЗ-555 (самосвал)
_ — базовая модель; б — ЗИЛ-130Б (самосвал); а — ЗИЛ-130Г (длиннобазный); г — ЗИЛ-liOB (седельный тягач); д — ЗИЛ-ММЗ-555 (самосвал)
Автобусы классифицируют по двум признакам: по их конкретному назначению (городские, междугородные, туристские и т. д.) и по вместимости. В качестве показателя, характеризующего вместимость, принята полная длина автобуса. Предусмотрены пять классов автобусов с длиной (в м): . .
I —особо малой вместимости . До 5,0
И —малой вместимости6,0—7,5
III —средней вместимости8,0—9,5
IV—большой вместимости 10,5—12,0
V—особо большой вместимости . ... 16,5 и более
§ 5. ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ СВОЙСТВААВТОМОБИЛЯ
Эффективность, удобство и безопасность использования автомобиля зависят от качеств, называемых эксплуатационными свойствами автомобиля. Основные из них следующие.
Динамичность — способность автомобиля совершать транспортную работу с наибольшей средней скоростью. Это свойство оценивают по быстроте разгона и максимальной скорости автомобиля на прямой горизонтальной дороге с усовершенствованным покрытием, наибольшей крутизне подъема, который автомобиль может преодолевать/
Топливная экономичность — способность автомобиля совершать транспортную работу с наименьшим расходом топлива. Ее оценивают обычно расходом топлива в литрах на каждые 100 км пройденного пути.
Безопасность — совокупность свойств автомобиля, снижающих вероятность возникновения дорожно-транспортных происшествий,
^уменьшающих количествд и тяжесть травм, получаемых при этом людь- '-. ми и обеспечивающих сохранность груза и автомобиля. ,
Проходимость— свойство, характеризующее возможность совер- ' шения автомобилем транспортной работы в тяжелых дорожных условиях или вне дорог.,•
Комфортабельность — совокупность свойств, определяющих удобство пользования автомобилем.
‘ .Надежность —- способность автомобиля сохранять свои динамиче-
ские, экономические и другие эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение требуемого общего пробега автомобиля (в тысячах километров) от начала его эксплуатации до капитального - ремонта.
Эксплуатационные свойства автомобиля, его соответствие определенным транспортным требованиям, а также степень совер- шенства конструкции отражает техническая характеристика автомобиля, к которой относятся следующие основные показатели автомобиля. ’ .
.Номинальная грузоподъемность, т. е. максимальная полезная на- Грузка (в килограммах или тоннах) для грузовых автомобилей; число мест (включая место водителя) и масса багажа в килограммах для пас- сажирских автомобилей.
5 Сухая масса (в килограммах) — масса ненагруженного, незаправ- ■ ленного и неснаряженного автомобиля.
. ; Собственная масса (в килограммах), т. е. масса ненагруженного .автомобиля, заправленного, (топливом, маслом, охлаждающей жидкостью) и снаряженного (комплектом инструмента, запасным колесом
. ' И дополнительным оборудованием).
Полная масса (в килограммах), т. е. масса снаряженного автомобиля с максимальной полезной нагрузкой- и распределение полной массы по осям автомобиля.
Коэффициент использования массы, представляющий собой отношение номинальной грузоподъемности автомобиля к его собственной массе. Он характеризует совершенство конструкции грузового автомобиля с точки зрения рационального использования при его изготовлении материалов.
' Геометрические показатели (в миллиметрах): габаритные размеры автомобиля, база (расстояние от передней до задней оси, для трехосных автомобилей—до оси тележки); колея передних и задних колес, т. е. расстояние между средними плоскостями одинарных или плоскостями стыка сдвоенных колес одной оси, и др.
Контрольный расход топлива в литрах на 100 км пути, который определяют при движении автомобиля с полной нагрузкой и постоянной скоростью (30—40 км/ч для грузовых и 50—60 км/ч для легковых автомобилей) по горизонтальной дороге с сухим покрытием хорошего качества, имеющей короткие подъемы небольшой крутизны.
Удельная мощность — мощность двигателя в киловаттах, приходящаяся на 1 т полной массы автомобиля. Этот показатель характеризует энерговооруженность автомобиля и определяет его динамичность.
ОБЩАЯ КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЯ
Компоновкой называют порядок размещения на автомобиле от- / дельных его механизмов и систем (компоновка шасси), а также частей кузова, отличающихся по назначению (компоновка кузова). Компоновочная схема автомобиля должна прежде всего отвечать условиям -- эксплуатации, назначению и стоимости автомобиля, а также характеру " "- его производства. Основными целями компоновки, общими для автомо- , ' , ( билей всех типов, являются обеспечение:
такого распределения полной массы автомобиля по осям, при котором будет осуществляться надежное сцепление ведущих колес с поверхностью дороги;■ v
минимальных размеров и массы автомобиля при заданной его грузоподъемности;
удобного и безопасного размещения людей и груза, доступности механизмов для их обслуживания и ремонта.
Компоновка шасси грузовых автомобилей общего назначения всех типов одинакова (см. рис. Г). У этих автомобилей сцепление, коробка передач объединены с двигателем в единый силовой агрегат, размещенный в передней части. Главная передача, дифференциал, полуоси и ведущие колеса представляют собой другую сборочную единицу — ведущий мост, расположенный в задней части автомобиля.
Целесообразность такой компоновки объясняется в основном следующим. При переднем расположении силового агрегата повышается удобство управления им и упрощается охлаждение двигателя. Исцоль- : зование задних колес в качестве ведущих обусловлено их лучшим сцеп- ‘ < лением сдорогой, так как на задние колеса нагрузка всегда больше.
Для автобусов с целью повышения вместимости, комфортабельности и безопасности используют особую вагонную схему компоновки.. . Внутренняя планировка автобуса: число и расположение дверей, ■ ; сидёний; наличие, размеры и расположение багажного отделения могут быть различными в зависимости от назначения автобуса. Ведущими всегда являются задние колеса (у сочлененного автобуса задние колеса передней секции). Двигатель может быть расположен спереди, : сзади, а также в средней части (внутри базы) под полом кузова.
Для легковых автомобилей применяют следующие компоновочные схемы (рис. 5):
двигатель установлен спереди; задние колеса ведущие—классическая компоновка;
двигатель установлен спереди; передние колеса ведущие; двигатель установлен сзади; задние колеса ведущие.
Преимущества первой схемы перечислены выше. Ее недостатком является наличие карданного вала. При установке карданного вала увеличивается масса автомобиля, усложняется трансмиссия, появляется источник вибраций и шума; ограничивается возможность уменьшения высоты автомобиля; требуется устройство в днище кузова туннеля, выступающего внутрь пассажирского помещения и уменьшающего его объем. По этой схеме строят преимущественно автомобили малого класса группы 2 и более высоких классов, для которых габаритные размеры, масса и стоимость не имеют решающего значения.
При использовании других схем карданный вал не устанавливают, двигатель и трансмиссию можно объединить в единый силовой агрегат и компактно разместить его на автомобиле. По этим схемам строят автомобили преимущественно особо малого и малого классов.
ЧАСТЬТЕОРИЯ, КОНСТРУКЦИЯ
ПЕРВАЯПЕРВАЯИ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯИ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
ПЕРВАЯ
ПЕРВАЯ
И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Раздел первый
ОСНОВЫ ТЕОРИИ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава!
НАЧАЛЬНЫЕ^СВЕДЕНИЯ ОБ УСТРОЙСТВЕ
И РАБОЧИХ ПРОЦЕССАХ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Автомобильные двигатели являются тепловыми. Они обеспечивают получение механической энергии путем преобразования некоторой части тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива. Их называют поршневыми двигателями внутреннего сгорания потому, что топливо сгорает внутри двигателя, в его цилиндрах, а преобразование теплоты в механическую работу достигается в результате перемещения поршня внутри цилиндра.
К автомобильным двигателям предъявляют следующие требования: а) минимальные размеры и масса при заданной мощности и высокой надежности; б) высокая топливная экономичность; в) легкость пуска при различных климатических условиях; г) минимальные шум, неу-’ равновешенность, токсичность, трудоемкость обслуживания; д) способность при необходимости быстро увеличить частоту вращения вала (приемистость).
Основными классификационными признаками для автомобильных двигателей являются способы смесеобразования и воспламенения. Различают карбюраторные двигатели, в которых горючая смесь образуется вне цилиндра в специальном приборе — карбюраторе и воспламеняется в цилиндре электрической искрой, и дизели — двигатели с внутренним смесеобразованием путем впрыска топлива в цилиндр и его воспламенения вследствие высокой температуры предварительно сжатого воздуха.
СХЕМА И ОСНОВНЫЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ДВИГАТЕЛЯ
Автомобильный двигатель — совокупность ряда систем и механизмов. Основным механизмом, с помощью которого непосредственно осуществляется преобразование тепловой энергии в механическую, является кривошйпно-шатуниый механизм (рис. 6). Он состоит из цилиндра 4 с толовкой 7; поршня 3, кривошипа 5 и шатуна 6, шарнирно соединенного с поршнем и кривошипом. При вращении кривошипа вокруг оси О поршень совершает возвратно-поступательное движение, в результате чего обеспечивается повторяемость процессов, происходящих в цилиндре, и возможность передачи полученной
Рис. 6. Простейшая схема автомобильного двигателя и его основные геометрические параметры:Рис. 6. Простейшая схема автомобильного двигателя и его основные геометрические параметры:/ — впускной клапан; 2 — вы*Пускнрй клапан; 3 -т- поршень;» — цилиндр; 5 — кривошип;6 — шатун; 7 .— головка ци-линдра/ — впускной клапан; 2 — вы*Пускнрй клапан; 3 -т- поршень;» — цилиндр; 5 — кривошип;6 — шатун; 7 .— головка ци-линдрамеханической энергии наиболее удобным j способом — при вращательном движении.
Рис. 6. Простейшая схема автомобильного двигателя и его основные геометрические параметры:
Рис. 6. Простейшая схема автомобильного двигателя и его основные геометрические параметры:
/ — впускной клапан; 2 — вы*Пускнрй клапан; 3 -т- поршень;» — цилиндр; 5 — кривошип;
6 — шатун; 7 .— головка ци-линдра
/ — впускной клапан; 2 — вы*Пускнрй клапан; 3 -т- поршень;» — цилиндр; 5 — кривошип;
6 — шатун; 7 .— головка ци-линдра
Верхнее крайнее положение поршня ч называют верхней мертвой точкой (в. м. т.), нижнее крайнее положение — нижней мертвой точкой (н: м. т.). Расстояние между этими положениями, т.е. путь поршня за пол-оборота кривошипа, — ход поршня.
Объем цилиндра, заключенный между в. м. т, и н. м. т., называют рабочим объемом цилиндра. Рабочий объем цилиндра
Vh = W^S,Vh = W^S,(1)(1)где D — диаметр цилиндра; S — ход поршня.
Vh = W^S,
Vh = W^S,
(1)
(1)
Рабочий объем измеряют в кубических сантиметрах или литрах. Автомобильный двигатель является многоцилиндровым. Сумму рабочих объемов его цилиндров называют рабочим объемом двигателя, или литражом двигателя, и обозначают VV Рабочий объем двигателя Va = Vhin (где 1Ц — число цилиндров двигателя).
Объем над поршнем, находящимся в
~’ в. м. т., называют объемом камеры сжатия
или объемом камеры сгорания и обозначают Vc, объем над поршнем, находящимся в н. м. т., —полным объемом цилиндра Vo. Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сжатия—степень сжа- • тия. Степень сжатия
(2)(2)8 = VJVC = (Vh + V^V, = WhlV^ +1.
(2)
(2)
| 8. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ЧЕТЫРЕХТАКТНОГОДВИГАТЕЛЯ
В автомобильных двигателях преобразование химической энергии топлива в тепловую, затем ее в механическую работу происходит не непрерывно, а периодически, в результате чередующихся в определенной последовательности процессов в цилиндре двигателя. Совокупность этих процессов, сопровождающихся однократным за каждые два оборота кривошипа получением механической работы, называется рабочим. процессом двигателя.
Рабочий процесс — цикл двигателя схематически изображен на рис. 7. Он состоит из четырех этапов — тактов. Каждый такт соответствует перемещению поршня из одной мертвой точки в другую, т. е. повороту кривошипа на 180°. Три такта являются подготовительными, четвертый — рабочим, так как на этом этапе процесса происходит преобразование теплоты в механическую работу.
iima
Рис. 7. Рабочий процесс одноцилиндрового-двигателя:
I — впуск свежего заряда; II — сжатие; III — рабочий ход; IV — выпуск отра- ботавших газов
Первый такт — впуск. В течение этого такта поршень перемещается от в. м. т. к н. м. т., и в освобождающееся над ним пространство под действием разности давлений вне цилиндра и внутри его через открытый впускной клапан поступает воздух (в дизеле) или предварительно приготовленная горючая смесь паров бензина с воздухом (в карбюраторном двигателе).
Второй такт — сжатие. Оно совершается при движении поршня из н. м. т. в в. м. т. и закрытых клапанах. В результате сжатия воздух в дизеле нагревается до температуры, достаточной для самовоспламенения топлива, которое в последующем будет введено в цилиндр. В карбюраторном двигателе рабочая смесь нагревается и интенсивно перемешивается, что способствует легкому последующему воспламенению и быстрому сгоранию содержащегося в смеси топлива.
Третий такт — сгорание (расширение). Такт протекает при закрытых клапанах и начинается в момент, когда поршень в конце сжатия достигает в. м. т. В это мгновение в цилиндр v дизеля впрыскивается необходимая доза топлива, а в цилиндр карбюраторного двигателя подается электрическая искра. Топливо воспламеняется и сгорает, iв результате чего давление в цилиндре резко возрастает, и поршень под
?его воздействием перемещается к н. м. т., вращая при помощи шатуна
!и кривошипа вал двигателя. Во время данного такта теплота преобра-
)зуется в механическую работу, поэтому его называют также рабочим
1 ходом.
; Четвертый такт — выпуск: Во время выпуска из цилиндра удаляются отработавшие гаЗы. Такт начинается, когда поршень в конце . рабочего хода приходит в н. м. т. В это время открывается выпускной клапан, и газы под действием разности давлений внутри и вне цилиндра t выходят в атмосферу. В процессе выпуска поршень перемещается i к в. м. т., и, когда он приходит в исходное положение, закрывается |■ выпускной клапан, открывается впускной, и цикл повторяется.
Непрерывная в определенной последовательности повторяемость тактов, являющаяся обязательным условием бесперебойной работы двигателя, обеспечивается согласованным действием кривошипношатунного и газораспределительного механизмов, систем питания и зажигания. Для надежной работы двигателя он имеет также системы охлаждения и смазки.
Мощность дизеля регулируют изменением дозы впрыскиваемого топлива, а’ карбюраторного двигателя — изменением с помощью дроссельной заслонки количества горючей смеси, поступающей в цилиндр.
ГРАФИК РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
Графиком работы двигателя, или индикаторной диаграммой, называется графическое изображение в координатах pV совокупности всех газовых процессов в цилиндре за один рабочий цикл. При помощи этого графика изучают рабочий процесс двигателя с целью его совершенствования.
Индикаторную диаграмму реального двигателя получают экспериментально, используя специальный прибор — индикатор. На стадии проектирования ее строят по результатам теплового расчета двигателя (рис. 8). По оси абсцисс откладывают объем V или угол поворота кривошипа <р, а по оси ординат —- давление р. Кривые на диаграмме
Рис. 8. Схема построения индикаторной диаграммы: а — впуск; б — сжатие; в — сгорание и расширение; г — выпуск
рис. 9. Индикаторные диаграммы:
а — обычная; б — развернутая
изображают зависимость р от V в различные этапы цикла: га — во время хода впуска; ас — во время хода сжатия; czb — во время сгорания топлива и рабочего хода; Ьг — во время хода выпуска. Для детального исследования характера изменения давления рабочего тела в результате сгорания топлива индикаторную диаграмму представляют в развернутом виде (рис. 9, б).
Ввиду сложности явлений, происходящих внутри цилиндра двигателя, их совокупность представляют предварительно в виде условного теоретического цикла, в котором процессы рассматриваются в их простейшем виде. Это дает возможность получить аналитические зависимости для оценки главнейших качественных показателей работы двигателя. Те же формулы, уточненные обобщенными результатами экспериментальных исследований, используют затем для расчета действительного цикла. На рис. 10 приведены для сравнения индикаторные диаграммы теоретического (толстая Линия) и действительного (тонкая) циклов четырехтактных двигателей: карбюраторного и дизеля. <
Рис. 10. Индикаторные диаграммы теоретического и действительного циклов:а — дизеля; б — карбюраторного двигателяРис. 10. Индикаторные диаграммы теоретического и действительного циклов:а — дизеля; б — карбюраторного двигателя
Рис. 10. Индикаторные диаграммы теоретического и действительного циклов:
а — дизеля; б — карбюраторного двигателя
Рис. 10. Индикаторные диаграммы теоретического и действительного циклов:
а — дизеля; б — карбюраторного двигателя
Г л а в a 11
ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ЦИКЛ АВТОМОБИЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ
ПРОЦЕСС ВПУСКА
В теоретическом цикле допускается, что процессы впуска и выпуска не сопровождаются аэродинамическими потерями давления и происходят поэтому при постоянном атмосферном давлении — по изобаре, вследствие чего на индикаторной диаграмме (см. рис. 10) их изображают прямой га, параллельной оси абсцисс.
Поступивший в цилиндр свежий заряд горючей смеси (в карбюраторном двигателе) или воздуха (в дизеле) смешивается с продуктами горения, оставшимися в камере сжатия от предыдущего цикла. Таким образом получают' исходное состояние рабочего тела.
Степень загрязненности рабочего тела остаточными газами оценивают коэффициентом остаточных газов
yr^Mr/Mlt
где Мг — количество остаточных газов, кмоль; Мх — количество свежего заряда, кмоль.
Из характеристического уравнения состояния газов VpV = RTM^ .следует, что
Мг=ЦргУдаТг); M^tpaVMRTa), где рг и Тг — давление и температура остаточных газов (в точке г индикаторной диаграммы) ;ра и Та — давление и температура свежего заряда (в точке а индикаторной диаграммы).
В теоретическом цикле рг = ра = р0, Та = То (где р0 и То — давление и температура окружающего воздуха). Учитывая это, а также выражение (2), получим
РГУ=Тд Тд 1
Mt PaVhTr - Tr (e-l) •W
Температуру рабочего тела в конце впуска Та можно определить 'из уравнения теплового баланса свежего заряда и остаточных газов до й после их смешения:
Qa = Qc.3 + &,(4)
где Qo — количество теплоты, содержащейся в рабочем теле; Qo = = (Mj + M^mCpT^ Q_3 — количество теплоты, внесенной свежим зарядом; Qt 8 = МуШсрТй; Qr — количество теплоты, содержащейся в остаточных газах; Qr — MrmcpTr\ mcp — средняя мольная теплоемкость, которую вследствие относительно малого количества остаточных газов считают одинаковой для всех членов уравнения (4).
Среднюю мольную теплоемкость горючей смеси обычно принимают равной теплоемкости воздуха, поэтому уравнение (4) справедливо для карбюраторного двигателя и дизеля. Написав уравнение (4) в развернутом виде, разделив все. его члены на Мг и решив относительно То, получим
Ta = (T0 + YzTr)/(l+Vr).(5)
ПРОЦЕСС СЖАТИЯ
В теоретическом цикле допускается, что процесс, сжатия (линия ас на рис. 10) происходит без теплообмена газов с деталями двигателя — по адиабате, т. е. с соблюдением условия pVk = const (где к — показатель адиабаты).
Давление рс в конце сжатия определяется из уравнения адиабаты
P=V^paVa,(6)
из которого следует, что
Pc = Pa(VJVcf = pa6k.(7)
Для определения температуры Т, в конце сжатия уравнение (6) представим в виде
PcVcV^-PaVaV^
и, используя характеристическое уравнение
получим
Tc^TAVJVc^-^T^-V(8)
ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
Основными химическими элементами, из которых состоит жидкое топливо, являются углерод С, водород Н и кислород О. При полном сгорании углерод, соединяясь с кислородом, образует углекислый газ СО2, водород — водяной пар Н2О, а кислород топлива вместе с кислородом воздуха участвуют в окислении углерода и водорода. Для полного сгорания 1 кг углерода и 1 кг водорода требуется кислорода соответственно 8/3 кг и 8 кг. .
Предполагают, что в теоретическом цикле сгорание топлива в автомобильных двигателях происходит при теоретически необходимом соотношении между количеством топлива и воздуха. Если учесть это допущение, а также то, что кислорода в воздухе содержится по массё 23%, теоретически необходимое количество воздуха (в кг) для сгорания 1 кг топлива
A> = 0/23)[(8/3)gc + 8gHi —goJ, (9)
где gc, ga„ go, — массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода.
Для автомобильного бензина можно принять gc = 0,85 кг, gH, = = 0,15 кг и go, « 0 кг. Поэтому необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг бензина 1й = 15 кг (или в объемных единицах, т. е. для сгорания 1 кмоль бензина, £0,— 15/29 кмоль, где 29 — молекулярная масса воздуха).
Для дизельного топлива можно принять gc = 0,86 кг, gn, = = 0,13 кг и go, = 0,01 кг. Поэтому для дизеля /0 = 14,4 кг; Lo ■ ■= 0,496 кмоль.
В результате сгорания топлива изменяется количество газов, на- ходящихся в цилиндре. Количество газов (в кмоль) после сгорания (продуктов сгорания М2 и остаточных газов МА оказывается больше количества рабочего тела (в кмоль) в исходном его состоянии (свежего заряда Мх и остаточных газов Мг). Это учитывается коэффициентом молекулярного изменения
P = (M2 + Mr)/(M1 + Mr). (10)
Разделив числитель и знаменатель выражения (10) на Мх и учтя, что Мг/Мг = ^п получим
₽ = (Po + ?r)/(l+U (И) где р0 = Мг/Мх.
Нагревание газов в результате сгорания топлива и их молекулярное изменение приводят к повышению давления в цилиндре. Степень повышения давления X = рг]рс-
. , При теоретическом цикле предполагают также, что топливо в дизеле сгорает частично при постоянном объеме VC1 частично во время хода расширения при постоянном давлении. Вследствие этого состояние газов изменяете# сначала по изохоре сг (см. рис. 10, о), а затем по изобаре гг'. Отношение объемов, занимаемых газами в конце и начале сгорания, называется степенью предварительного расширения р = - V^V,
Предполагают, что в карбюраторном двигателе топливо сгорает мгновенно в момент, когда поршень пришел в в. м. т., т. е. процесс происходит по изохоре сг (см. рис. 10, б).
Температуру газов" в конце сгорания определяют на основании первого закона термодинамики, т. е. .из равенства количества теплоты, введенной в цилиндр в результате сгорания 1 кг топлива (низшая теплота сгорания Нп), увеличению внутренней энергии газов в течение процесса сгорания. Это уравнение, представляющее собой тепловой баланс на участке сгорания, называется уравнением сгорания и в общем случае, т. е. для дизеля, имеет вид ~
Ни = тсу (М2 + МГ) Tz- — тсу (Л11 + МГ) ТсА-А (pzVz- Pz'VZ'),
где тс'у и тсу — средние мольные теплоемкости соответственно продуктов сгорания и свежего заряда.
Первые два члена данного уравнения — внутренняя энергия газов соответственно в конце и начале процесса сгорания; последний член— работа расширения газов на участке гг’\ А — термический эквивалент работы.
После ряда преобразований, подстановок и решения уравнения сгорания относительно температуры конца рассматриваемого процесса получаем для дизеля
1 г н 1 т'=й['^^+,т‘ч+1’986^^^ (12)
для карбюраторного двигателя
Т, = тД- Г—г + тс VTЛ.(13)
z $mcv [Л41(1+уг) т к\ /
Давление конца сгорания в дизеле можно определить совместным решением двух характеристических уравнений, составленных для конца и начала процесса:
pzVz. = R(M^Mr)Tz.;
pcVc = R(Ml-{-Mr)Tc.
Разделив первое уравнение на второе и принимая во внимание выражение (10),/ получим
kpxVMPcV^ = ^kTz-!TcV откуда искомое давление
Рг=РсШЭД.(14)
Формулу (14) можно использовать для карбюраторного двигателя, если вместо Tz- подставить Tz и принять р = 1. .
ПРОЦЕССЫ РАСШИРЕНИЯ И ВЫПУСКА
При теоретическом цикле допускают, что расширение газов происходит по адиабате (линия г'Ь на рис. 10, а). Поэтому согласно уравнению адиабаты
PbVb = pzVz-,(15)
откуда давление в конце расширения
pb = pz<Vz./Vb^.
Умножив и разделив выражение в скобках на Vc и учитывая, что V6 = Va, Vz-/Vc = р и VJVа — 1/е, получим для дизеля зависимость
Pb = рг (p/б)6,(16) *
которая может быть использована также для карбюраторного двигателя, если принять р = 1.
Температуру в конце расширения можно определить в результате совместного решения уравнения (15) и характеристических уравнений, составленных для конца и начала рассматриваемого процесса. В общем случае
Ть = Tz. kVz.!Vbrx = Тг. (р/е)^.(17)
В теоретическом цикле предполагают, что выпуск отработавших газов происходит мгновенно с приходом поршня в н. м. т. (линия Ьа на рис. 10). Газы, выходя из цилиндра под действием разности давлений рь — ра, продолжают расширяться до тех пор, пока их давление не будет равно давлению окружающей среды. Вместе с газами удаляется часть теплоты. Однако без этого согласно второму закону термодинамики невозможно преобразовать теплоту в механическую работу.
ОЦЕНОЧНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИКЛА
Основными оценочными параметрами теоретического цикла являются термический КПД и среднее индикаторное давление. Термический КПД характеризует теплоиспользование (экономичность) в цикле, а среднее индикаторное давление — механическую отдачу цикла.
Термический КПД T|z представляет собой отношение теплоты, превращенной в полезную работу, к теплоте, сообщенной газам.
В дизеле работа газов эквивалентна разности количества теплоты, введенной в цилиндр при V = const и р = const, и теплоты, уносимой с отработавшими газами. Поэтому для дизеля
(18)(18)w = ^+QD-Q2 = , Q,
(18)
(18)
1 Qi+QsQf+Qf ’
где Qi и Q» — теплота, введенная в цилиндр соответственно при V = const и р = const; Q2— теплота, уносимая отработавшими га- ' зами.
■Если отнести теплоту к 1 кг рабочего тела, то
> Qi = cvkTz■ — Тсу, Ql = Cp(Tz — Tz,y, Q2 = Cy(Tb — Tay.
где cv и Ср — удельные тейлоемкости соответственно, при постоянных объеме и давлении.
Подставив значения Q^, Qy и Q2 в уравнение (18), приняв, что cv«ср, использовав для преобразований формулы (5), (8), (14) и (17), -получим для дизеля
(19)(19)—I—V-1,
(19)
(19)
8^-1 X—1+Н(р—1)"
Среднее индикаторное давление можно определить, если задана графически зависимость давления. газа от занимаемого объема. Тогда работа, совершаемая газом при его расширении или необходимаяСреднее индикаторное давление можно определить, если задана графически зависимость давления. газа от занимаемого объема. Тогда работа, совершаемая газом при его расширении или необходимаяPiPi2|2|ССVhVhРис. 11. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление теоретического цикла карбюраторного дбн- . гателяРис. 11. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление теоретического цикла карбюраторного дбн- . гателяLlLlдля его сжатия, эквивалентна площади, лежащей под линией зависимости р от V.На индикаторной диаграмме теоретического цикла (рис. И) площадь, ограниченная контуром rzba, — работа, совершаемая газами в процессе расширения, а площадь, ограниченная контуром гса, — работа, затрачиваемая на сжатие. Разностьдля его сжатия, эквивалентна площади, лежащей под линией зависимости р от V.На индикаторной диаграмме теоретического цикла (рис. И) площадь, ограниченная контуром rzba, — работа, совершаемая газами в процессе расширения, а площадь, ограниченная контуром гса, — работа, затрачиваемая на сжатие. Разностьэтих площадей, т. е. площадь индикаторной диаграммы (заштрихованная горизонтально), эквивалентна полезной работе газов за цикл — индикаторной работеэтих площадей, т. е. площадь индикаторной диаграммы (заштрихованная горизонтально), эквивалентна полезной работе газов за цикл — индикаторной работеLi = (’ПАЖLi = (’ПАЖ(20) ’(20) ’где Qi — количество теплоты, введенное в цилиндр; А — термический эквивалент работы.где Qi — количество теплоты, введенное в цилиндр; А — термический эквивалент работы.
Среднее индикаторное давление можно определить, если задана графически зависимость давления. газа от занимаемого объема. Тогда работа, совершаемая газом при его расширении или необходимая
Среднее индикаторное давление можно определить, если задана графически зависимость давления. газа от занимаемого объема. Тогда работа, совершаемая газом при его расширении или необходимая
Pi
Pi
2|
2|
С
С
Vh
Vh
Рис. 11. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление теоретического цикла карбюраторного дбн- . гателя
Рис. 11. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление теоретического цикла карбюраторного дбн- . гателя
Ll
Ll
для его сжатия, эквивалентна площади, лежащей под линией зависимости р от V.
На индикаторной диаграмме теоретического цикла (рис. И) площадь, ограниченная контуром rzba, — работа, совершаемая газами в процессе расширения, а площадь, ограниченная контуром гса, — работа, затрачиваемая на сжатие. Разность
для его сжатия, эквивалентна площади, лежащей под линией зависимости р от V.
На индикаторной диаграмме теоретического цикла (рис. И) площадь, ограниченная контуром rzba, — работа, совершаемая газами в процессе расширения, а площадь, ограниченная контуром гса, — работа, затрачиваемая на сжатие. Разность
этих площадей, т. е. площадь индикаторной диаграммы (заштрихованная горизонтально), эквивалентна полезной работе газов за цикл — индикаторной работе
этих площадей, т. е. площадь индикаторной диаграммы (заштрихованная горизонтально), эквивалентна полезной работе газов за цикл — индикаторной работе
Li = (’ПАЖ
Li = (’ПАЖ
(20) ’
(20) ’
где Qi — количество теплоты, введенное в цилиндр; А — термический эквивалент работы.
где Qi — количество теплоты, введенное в цилиндр; А — термический эквивалент работы.
Для удобства практических расчетов площадь индикаторной диаграммы изображают в виде равновеликой площади прямоугольника, построенного на том же основании Vh. Тогда высота прямоугольника представляет собой некоторое условное постоянное давление pt газов на поршень, при котором газами будет совершена полезная работа, равная действительной индикаторной [работе Lt цикла/ Это давление называют средним индикаторным давлением. Из рис. 11 с учетом формулы (20) следует, что среднее Индикаторное давление
Pl=Lt/Vh = ^lAHQilVh),Pl=Lt/Vh = ^lAHQilVh),(21)(21)
Pl=Lt/Vh = ^lAHQilVh),
Pl=Lt/Vh = ^lAHQilVh),
(21)
(21)
т. е. равно полезной работе цикла, отнесенной к единице рабочего объема цилиндра. Поэтому давление р{ характеризует совершенство цикла и двигателя.
Термодинамический анализ теоретического цикла позволяет не только получить соотношения, которые можно использовать для расчета действительного цикла, но и выявить влияние величины степени сжатия е на протекание рабочего процесса. Увеличение е, которое, как видно из формулы (2), достигают уменьшением объема камеры сгорания УТ1 приводит к следующим положительным результатам. Уменьшается объем Ус> который занимают остаточные газы [см. формулу (3)], что снижает степень загрязненности ими исходного рабочего тела.
При увеличении е, как это следует из выражений (7) и (8), повышаются давление и температура в конце сжатия (в точке с индикаторной диаграммы). В карбюраторном двигателе возрастание температуры Тс (до определенного предела) способствует лучшей подготовке рабочей смеси к воспламенению и быстрому сгоранию. В дизеле высокая температура Тс является условием, при котором принципиально возможно осуществить цикл с воспламенением от сжатия. С увеличением давления рс, как видно из выражения (14), повышается максимальное давление цикла.
При повышении е возрастает и степень расширения газов, в результате чего снижаются давление и температура в конце процесса расширения. Это следует из формул (16) и (17). Снижение температуры Ть, в свою очередь, приводит к. уменьшению количества теплоты Q2, уносимой отработавшими газами.
При неизменном количестве введенной теплоты с уменьшением количества теплоты Q2, как видно из выражения (19), увеличивается термический КПД цикла, т. е. возрастает его экономичность. А повышение максимального давления цикла и степени расширения газов приводит к увеличению полезной работы цикла (возрастанию площади индикаторной диаграммы) и, как следует из (21), среднего индикаторного давления.
Из анализа формул (19) и (21) можно сделать вывод, что при равных рабочем объеме цилиндра, степени сжатия и количестве теплоты, введенной в цилиндр, дизель уступает карбюраторному двигателю по экономичности и механической отдаче цикла, причем тем больше, ' чем выше степень предварительного расширения р. Преимущества •25
дизеля в действительности являются следствием применения высокой. степени сжатия, почти вдвое превышающей степень сжатия карбюраторного двигателя.
Глава III
ОСОБЕННОСТИ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВВ АВТОМОБИЛЬНОМ ДВИГАТЕЛЕ
Давление в относящейся к тельном циклеДавление в относящейся к тельном цикле§ 15. ПРОЦЕССЫ ВПУСКА И СЖАТИЯ
Давление в относящейся к тельном цикле
Давление в относящейся к тельном цикле
процессе впуска. Из части индикаторной диаграммы, процессам газообмена (рис.. 12), видно, что в действи-
впуск начинается не при достижении поршнем в. м. т., а несколько позже (точка 4), когда он уже начинает движение к н. м. т. Это объясняется тем, что остаточные газы, занимающие в конце хода , выпуска камеру сжатия и имеющие давление большее, чем атмосферное, препятствуют поступлению в цилиндр свежего заряда. При перемещении поршня к н. м. т. эти газы расширяются, и в точке 4, когда их давление ра становится равным атмосферному давлению, начинается процесс впуска.
Объем, освобождаемый поршнем, зайолняет поток свежего заряда, который на пути в цилиндр проходит через каналы, устройства и отверстия, составляющие систему впуска и оказывающие сопротивление -движению потока. Поэтому к концу впуска (точка а) в цилиндре устанавливается давление
Pa = Po-^Pa,
где Аро — уменьшение давления вследствие наличия гидравлических сопротивлений в системе впуска.
Величина гидравлических потерь зависит от скорости движения газа. Поэтому давление ра с повышением скорости движения поршня падает, что с увеличением частоты вращения кривошипа ухудшает . наполнение цилиндра свежим зарядом.
Температура в конце впуска. Температура рабочего тела, образовавшегося в цилиндре двигателя во время впуска, значительно выше внешней:
Та = То + АГ + АТ" = То + АТ, где АГ и АТ" — повышение температуры свежего заряда вследствие подогрева его при соприкосновении с деталями двигателя и смешения с остаточными газами.
При ориентировочных расчетах считают, что остаточные газы в количестве 1% повышают температуру свежего заряда примерно на 8 К, т. е. АТ" = 8у К, где у — коэффициент остаточных газов, %. Для карбюраторных двигателей коэффициент у находится в пределах 6—16%, для дизелей 3—6%.
Коэффициент наполнения. При падении давления и повышении температуры в процессе впуска уменьшается плотность, а следова- 26
Рис, 12, Часть индикаторной диаграммы, относящаяся к процессу газообмена, и диаграмма газораспределения:
ФрП и Фвып — углы, соответствующие продолжительности впуска и выпуска
тельно, количество свежего заряда. Степень наполнения цилиндра свежим зарядом оценивают коэффициентом наполнения г|т, который представляет собой отношение количества свежего заряда МфаК1, фактически поступившего в цилиндр, к количеству заряда Мъ которое могло бы заполнить рабочий объем при температуре и давлении окружающей среды, т. е.
Т]т = Л/факт/ Му.
Ддя того чтобы улучшить наполнение цилиндра свежим зарядом, стремятся уменьшить давление в конце выпуска, увеличить давление в конце впуска, предотвратить чрезмерный подогрев свежего заряда. Кроме этого, впускной клапан открывают до прихода поршня в в. м. т. (точка 1 на рис. 12), а закрывают после прохода поршнем н. м. т. (точка 2). Опережение (предварение) открытия впускного клапана необходимо для того, чтобы к моменту, когда поршень во время дви- - жения к н. м. т. займет положение, соответствующее точке 4, клапан был бы открыт возможно больше и не затруднял поступления свежего заряда в цилиндр. Опаздывание закрытия клапана позволяет улучшить наполнение цилиндра вследствие действия инерции движущегося потока горючей смеси или воздуха.
Наполнение цилиндров зависит от скоростного режима работы двигателя, а в карбюраторных двигателях также отстенени открытия дроссельной заслонки (от нагрузки). Наибольшее наполнение достигается в определенном интервале частот вращения вала двигателя при максимальном открытии заслонки.
. Процесс сжатия. В действительном, цикле процесс сжатия сопровождается теплообменом между рабочим телом и деталями двигателя,
т. е. является не адиабатным, а политропным с показателем политропы nv В связи с этим давление рс и температуру Тс в конце сжатия определяют по формулам (7) и (8) с заменой к на nv В расчетах используют среднее значение показателя политропы, установленное экспериментально и равное для карбюраторных двигателей 1,32—1,39, для дизелей 1,36—1,40.
Как уже указывалось, чем выше степень сжатия е, тем лучше теп- лоиспользование в цикле и выше его механическая отдача. Однако в реальных карбюраторных двигателях увеличение величины е ограничено опасностью преждевременного самовоспламенения или ненормального (детонационного) сгорания топлива, содержащегося в сжимаемом рабочем теле. В дизелях повышению е препятствует связанное с этим возрастание максимального давления цикла, что затрудняет обеспечение необходимых прочности, жесткости и долговечности конструкции.
..§16. ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
В цилиндре реального двигателя в отличие от теоретического цикла топливо сгорает не полностью, сгорание происходит при соотношении количества воздуха и топлива, не совпадающем с теоретически необходимым, в течение определенного времени, и сопровождается интенсивным теплообменом газов с деталями двигателя (рис. 13 и 14). Все это снижает эффективность действительного цикла и вызывает необходимость внесения соответствующих поправок в полученные выше * формулы.
Коэффициент избытка воздуха. В действительном цикле топливо сгорает при недостаточном или избыточном количестве воздуха. Это - существенна влияет на работу двигателя. Для оценки количественного соотношения между топливом и воздухом введен коэффициент избытка воздуха а, который представляет собой отношение действительного количества воздуха Ьл к количеству Lo> теоретически необходимому для сгорания 1 кг топлива:
*®" 7.д/ L0-
В зависимости от величины коэффициента а горючую смесь в карбюраторном двигателе называют нормальной (а = 1); богатой (а < 1), т. е. содержащей топлива больше, чем можно сжечь; бедной (а > 1).' Практически невозможно обеспечить идеальное смешение топлива с воздухом, особенно при внутреннем смесеобразовании (в дизелях), поэтому в интересах экономичности необходима работа двигателя при а > 1.
Особенности сгорания топлива в карбюраторном двигателе. В карбюраторном двигателе смесеобразование начинается в карбюраторе, продолжается в системе впуска, а также в цилиндре во время впуска и сжатия. Поэтому к моменту проскакивания искры уже достаточное количество топлива испаряется и смешивается с воздухом, т. е. подготовлено к сгоранию. Однако давление газов в начале сгорания повышается не одновременно с подачей искры. Поэтому процесс сгорания 28
'В.м.т.<?f'В.м.т.<?fРис. 13. Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя:Рис. 13. Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя:ф03 — угол опережения зажи-ганияф03 — угол опережения зажи-ганияРис. 14. Развернутая индикаторная диаграмма дизеля:Рис. 14. Развернутая индикаторная диаграмма дизеля:<р0 вп ”“ Угол опережения впры-ска
'В.м.т.<?f
'В.м.т.<?f
Рис. 13. Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя:
Рис. 13. Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя:
ф03 — угол опережения зажи-гания
ф03 — угол опережения зажи-гания
Рис. 14. Развернутая индикаторная диаграмма дизеля:
Рис. 14. Развернутая индикаторная диаграмма дизеля:
в карбюраторном двигателе принято делить на два периода: период задержки воспламенения и период видимого горения.
Из рис. 13 следует, что первый период задержки воспламенения (зона /) длится с момента проскакивания искры (точка /) до начала видимого повышения давления в цилиндре (точка 2). В это время в небольшом локальном объеме рабочей смеси, нагретой при подаче искры до температуры, значительно большей температуры'самовоспламенения топлива, образуется начальный очаг пламени, вызывающий последующее бурное развитие процесса сгорания. Температура и, следовательно, давление всей массы газов в этот период почти не изменяются.
Второй период — период видимого горения (зона //) длится от точки 2, т. е, с момента бурного развития процесса, которое сопровождается появлением пламени, резким повышением температуры и давления, до точки z индикаторной диаграммы.
Продолжительность процесса сгорания при прочих равных условиях зависит от открытия дроссельной заслонки. С уменьшением открытия заслонки уменьшается количество горючей смеси, поступающей в цилиндр, и, следовательно, увеличивается относительное содержание в рабочей смеси остаточных (инертных) газов. Это ведет к замедлению образования начального очага пламени. Возможность и скцрость дальнейшего распространения пламени зависят от состава смеси. Чрезмерно богатые и бедные смеси не горят) максимальная скорость распространения пламени (скорость сгорания ю) достигается при а яу 0,9 (рис. 15).
Вследствие того, что на сгорание топлива затрачивается определенное время, нельзя воспламенять рабочую смесь точно в момент Прихода поршня в в. м. т., т. е. в точке с (рис. 16, а), так как смесь будет сгорать во время расширения. В результате этого значительно возрастут потери тепла через освобождаемую поршнем поверхность ци-
Рис. 15. Средняя скорость сгорания горючих смесей различного состава в карбюраторном двигателеРис. 15. Средняя скорость сгорания горючих смесей различного состава в карбюраторном двигателелиндра, что неизбежно приведет к уменьшению полезной работы цикла (площади индикаторной диаграммы).
Рис. 15. Средняя скорость сгорания горючих смесей различного состава в карбюраторном двигателе
Рис. 15. Средняя скорость сгорания горючих смесей различного состава в карбюраторном двигателе
Для того чтобы основная масса топлива успевала сгорать при минимальном объеме, т. ё. когда поршень находится вблизи в. м. т., воспламенение смеси .(подачу искры) производят с некоторым опережением — в точке с' (рис. 16, б). Тогда
при правильном выборе угла опережения зажигания ф03 (см. рис. 13) индикаторная диаграмма ""
действительного цикла малодействительного цикла малоотличается от диаграммы теоретического цикла.При слишком раннем зажигании (точка с на рис. 16, в) топливо сгорает до прихода поршня в в. м. т., и тогда на сжа-отличается от диаграммы теоретического цикла.При слишком раннем зажигании (точка с на рис. 16, в) топливо сгорает до прихода поршня в в. м. т., и тогда на сжа-тие продуктов сгорания затрачивается большая работа, чем получается при их расширении. На индикаторной диаграмме потерянная работа эквивалентна площади, заключенной в характерной для этого случая петле диаграммы (рис. 16, в).
действительного цикла мало
действительного цикла мало
отличается от диаграммы теоретического цикла.
При слишком раннем зажигании (точка с на рис. 16, в) топливо сгорает до прихода поршня в в. м. т., и тогда на сжа-
отличается от диаграммы теоретического цикла.
При слишком раннем зажигании (точка с на рис. 16, в) топливо сгорает до прихода поршня в в. м. т., и тогда на сжа-
Продолжительность сгоранйя по углу поворота кривошипа определяется скоростью хи сгорания и частотой вращения кривошипа. Поэтому оптимальное значение угла ф03 не является величиной постоян-
ной, а зависит от открытия дроссельной заслонки, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения кривошипа. Наивыгоднейшие значения угла ф03 определяют опытным путем и на практике поддерживают с помощью автоматически действующих устройств.
Рнс. 16. Влияние угла опережения зажигания на величину площади индикаторной диаграммы".Рнс. 16. Влияние угла опережения зажигания на величину площади индикаторной диаграммы".в — слишком позднее зажигание; б — иаивыгодиейшее опережение зажигания; а — слишком раннее зажиганиев — слишком позднее зажигание; б — иаивыгодиейшее опережение зажигания; а — слишком раннее зажиганиеВ процессе сгорания еще не сгоревшая часть заряда подвергается воздействию высокой температуры и давления, вследствие чего в ней образуются неустойчивые взрывчатые соединения топлива с кислородом (активные перекиси). Это может вызвать самовоспламенение
Рнс. 16. Влияние угла опережения зажигания на величину площади индикаторной диаграммы".
Рнс. 16. Влияние угла опережения зажигания на величину площади индикаторной диаграммы".
в — слишком позднее зажигание; б — иаивыгодиейшее опережение зажигания; а — слишком раннее зажигание
в — слишком позднее зажигание; б — иаивыгодиейшее опережение зажигания; а — слишком раннее зажигание
оставшейся части заряда с образованием взрывной волны, которая распространяясь со скоростью до 2000 м/с, многократно отражается от деталей, ограничивающих камеру сгорания, вызывая их вибрацию. Такое явление называется детонацией. Оно приводит к резкому уменьшению мощности и топливной экономичности двигателя, оказывает вредное воздействие на его детали. Возникновение детонации при прочих равных условиях зависит главным образом от сорта топлива и степени сжатия.
Особенности сгорания топлива в дизеле. В дизеле топливо впрыскивают в конце сжатия непосредственно в камеру сгорания. Вследствие этого на смесеобразование в нем отводится примерно в 10 раз меньше времени, чем в карбюраторном двигателе. За столь короткий период топливо не успевает равномерно распределиться по всему объему камеры сгорания, и соотношение между топливом и воздухом в различных частях камеры оказывается различным. Для обеспечения достаточно полного сгорания топлива дизели работают при а> 1.
Необходимая порция дизельного топлива подается в цилиндр в течение поворота кривошипа на угол 20—40°. Момент впрыска принимают за начало процесса сгорания, который разделяют на три фазы.
Фаза / начинается с момента подачи топлива, т. е. за 10—20° до прихода поршня в в. м. т. (точка 1 на рис. 14), и продолжается до воспламенения (точка 2). В этот период впрыскиваемое топливо распределяется по камере сгорания, перемешивается с воздухом, подогревается, испаряется — происходит внутреннее смесеобразование. По мере нагревания и испарения /топлива между ним и кислородом происходят химические реакции, предшествующие сгоранию. Эту фазу называют периодом задержки воспламенения.
Фаза // начинается с момента появления первых очагов пламени (точка 2), протекает почти мгновенно и завершается резким повышением давления (точка г). Во время этой фазы окислительные процессы быстро охватывают всю массу уже скопившегося и частично массу поступающего в цилиндр топлива, что и приводит к интенсивному выделению тепла и скачку давления.
Фаза /// продолжается от момента достижения максимального давления (точка г) до начала расширения (точка г'). Во время этой фазы топливо продолжает поступать и сгорать, однако вследствие перемещения поршня к н. м. т., а также снижения скорости химических реакций из-за присутствия продуктов сгорания предыдущих порций топлива давление в цилиндре почти не изменяется.
Так как при V = const сгорает не все топливо, степень повышения давления X для дизеля меньше, чем для карбюраторного двигателя. Во время сгорания при р « const поршень, двигаясь к н. м. т., освобождает часть поверхности цилиндра, что ведет к интенсивной передаче теплоты от газов к стенке цилиндра, т. е. к снижению теплоисполь- зования в цикле.
Коэффициент молекулярного изменения. В реальном двигателе количество продуктов сгорания топлива М2 и свежего заряда Мх зависит от коэффициента избытка воздуха а. Поэтому коэффициент молекулярного изменения 0, который определяют по формуле (11),
для действительного цикла не постоянен и увеличивается с уменьшением а, что является одной из причин повышения мощности карбюра- \ торного двигателя при его работе на обогащенных смесях.
Температура'и давление в конце сгорания. Эти параметры определяются по формулам (12), (13) и (15). При определении температуры необходимо учитывать следующее.<
В действительном цикле из-за недостатка кислорода (при “ а < 1) часть (АД0) теплотворной способности топлива не реализуется. Кроме того, теплота теряется из-за несовершенства процесса сгорания и теплопередачи от газов к деталям двигателя, что учитывают, вводя коэффициент использования теплоты £. Поэтому, определяя ' температуру Tz, необходимо вместо количества введенной теплоты Ни подставлять в формулу (12) ^Ни, а в формулу (13) £ (Нц— ЛД„).
Величину &На (в кДж/кг) топлива определяют по формуле
А//а^ 119-103(1 —a)L0.
В действительном цикле количество тояливовоздушной смеси (в кмоль), которое приходится на 1 кг содержащегося в ней топлива, непостоянно и зависит от а:
MY = Loa-V-^-,
где тт — молекулярная масса топлива. Так как для жидких топлив тт = НО 4- 120, то при практических расчетах можно вторым слагаемым пренебречь.
Средняя мольная теплоемкость свежего заряда может быть принята равной теплоемкости воздуха и определена [в кДж/(кг-К)]-по J формуле''
mcF = 20,038 4-2,554 • 10-3 Тс.
Среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания находят по | формулам:J
для карбюраторного двигателя при a= 0,95]
mc'=25,08 4-0;00169Tz;J
для дизеля при a = 1,4 mc'p = 30,98 4- 0,547-10-8 7V1
ПРОЦЕССЫ РАСШИРЕНИЯ И ВЫПУСКА
Процесс расширения. В действительном цикле этот процесс сопро- J вождается изменением температуры газов вследствие расширения про- дуктов сгорания, некоторого догорания топлива, передачи теплоты от] газов деталям двигателя. Поэтому в реальных двигателях расширение] происходит по политропе с переменным показателем и2. При практиче-Я ских расчетах, однако, считают этот показатель постоянным, равным! среднему за процесс значению. Для карбюраторных двигателей прини-Д мают п2 = 1,25 4- 1,33; для дизелей п2 = 1,22 4- 1,25.Д
32Д
Давление и температуру в конце расширения находят по формулам (16) и (17), в которых показатель адиабаты к заменяют показателем политропы п«.
Выпуск. В действительном цикле выпуск происходит не мгновенно: выпускной клапан открывается в точке 3 (см. рис. 12), т. е. до прихода поршня в н. м. т., и закрывается в точке 4, т. е. после прохода поршнем н. м. т.
В точке 3 диаграммы давление газов в цилиндре двигателя значительно выше атмосферного (0,3— 0,5 МПа), и предварением выпуска (участок ЗЬ^ обеспечивают удаление отработавших газов. Вследствие этого к приходу поршня в н. м. т. (точка Ь) давление в цилиндре оказывается значительно ниже давления конца расширения, и на последующее удаление газов при перемещении поршня к в. м. т, затрачивается меньшая работа. В конце выпуска скорость истечения все еще велика (60—100 м/с). Поэтому
Наименование параметровКарбюраторные двигателиДизелиДавление, "МПа:^РаО,25ро ■0,10р0Рс0,8—1,53—4Pz3,55,1Рь0,3—0,50,2—0,40,10—0,120,10—0,12Температура, К:ДГ10—4010—25Тс600—750750—900тг2300—28001800—2200Тъ1200—15001000—1200Тг700—1100700—1100Степень6-1216—20сжатия в Коэффициенты:Пт0,70—0,850,75—0,900,85—1,151,2—1,7р1,02—1,121,01—1,0650,85—0,950,65—0,85Наименование параметровКарбюраторные двигателиДизелиДавление, "МПа:^РаО,25ро ■0,10р0Рс0,8—1,53—4Pz3,55,1Рь0,3—0,50,2—0,40,10—0,120,10—0,12Температура, К:ДГ10—4010—25Тс600—750750—900тг2300—28001800—2200Тъ1200—15001000—1200Тг700—1100700—1100Степень6-1216—20сжатия в Коэффициенты:Пт0,70—0,850,75—0,900,85—1,151,2—1,7р1,02—1,121,01—1,0650,85—0,950,65—0,853. Основные параметры действительного цикле3. Основные параметры действительного циклеотработавших газов из цилиндра запаздывание выпуска (участокотработавших газов из цилиндра запаздывание выпуска (участокг4) улучшает очистку цилиндра за счет инерции газов. Отработавшие газы уносят с собой -значительное количество тепловой энергии, которую можно
Наименование параметров
Карбюраторные двигатели
Дизели
Давление, "МПа:
^Ра
О,25ро ■
0,10р0
Рс
0,8—1,5
3—4
Pz
3,5
5,1
Рь
0,3—0,5
0,2—0,4
0,10—0,12
0,10—0,12
Температура, К:
ДГ
10—40
10—25
Тс
600—750
750—900
тг
2300—2800
1800—2200
Тъ
1200—1500
1000—1200
Тг
700—1100
700—1100
Степень
6-12
16—20
сжатия в Коэффициенты:
Пт
0,70—0,85
0,75—0,90
0,85—1,15
1,2—1,7
р
1,02—1,12
1,01—1,06
5
0,85—0,95
0,65—0,85
Наименование параметров
Карбюраторные двигатели
Дизели
Давление, "МПа:
^Ра
О,25ро ■
0,10р0
Рс
0,8—1,5
3—4
Pz
3,5
5,1
Рь
0,3—0,5
0,2—0,4
0,10—0,12
0,10—0,12
Температура, К:
ДГ
10—40
10—25
Тс
600—750
750—900
тг
2300—2800
1800—2200
Тъ
1200—1500
1000—1200
Тг
700—1100
700—1100
Степень
6-12
16—20
сжатия в Коэффициенты:
Пт
0,70—0,85
0,75—0,90
0,85—1,15
1,2—1,7
р
1,02—1,12
1,01—1,06
5
0,85—0,95
0,65—0,85
3. Основные параметры действительного цикле
3. Основные параметры действительного цикле
отработавших газов из цилиндра запаздывание выпуска (участок
отработавших газов из цилиндра запаздывание выпуска (участок
2 Гаспарянц Г, А.2 Гаспарянц Г, А.частично использовать с помощью турбонагнетателя. Нагнетатель состоит (рис. 17) из объединенных в один агрегат газовой турбины / и центробежного компрессора (нагнетателя) 2. Отработавшие газы, движущиеся с большой скоростью, вращают ротор 3 турбины, а вместе с ним и ротор 4 нагнетателя, установленный на одном валу с ротором турбины. Нагнетатель засасывает атмосферный воздух, сжимает его и под некоторым давлением подает в двигатель. В результате этого
2 Гаспарянц Г, А.
2 Гаспарянц Г, А.
Рис. 17. Схема турбонагнетателя
33
повышается давление ро впуска и, как следствие, увеличивается коэффициент наполнения 1%.
Значения основных параметров действительного цикла современных автомобильных двигателей приведены в табл. 3.
ДИАГРАММА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Для улучшения газообмена в реальных двигателях впускной и выпускной, клапаны открываются с предварением (опережением), а закрываются с запаздыванием. Моменты открытия и закрытия клапанов, выраженные в градусах угла поворота кривошипа, называют фазами газораспределения. Фазы газораспределения обычно изображают в виде круговой диаграммы (см. рис. 12), которую называют диаграммой газораспределения.
Фазы газораспределения у разных двигателей различны и зависят главным образом от быстроходности двигателя. Чем выше номинальная частота вращения кривошипа, тем больше углы опережения открытия (фх и ф3) и запаздывания закрытия (ф2 и ф4) клапанов.
Из диаграммы газораспределения видно, что в зоне в. м. т. оба клапана некоторое время открыты одновременно, т. е. происходит так называемое перекрытие клапанов. Однако при этом не нарушается установившийся процесс выпуска отработавших газов вследствие малого времени перекрытия, незначительной величины проходных сечений клапанов, действия сил инерции потока отработавших газов, а также скоростного напора свежего заряда, возникающего вне цилиндра у впускного клапана после его закрытия и сохраняющегося к моменту открытия клапана.
Глава IV
ПОКАЗАТЕЛИ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ,И ЕГО ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Совершенство тепловых процессов, происходящих в цилиндре реального автомобильного двигателя, оценивают по индикаторным показателям его действительного цикла, совершенство двигателя в целом — по его эффективным показателям.
ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДЕЙСТВИТЕЛЬНОГО ЦИКЛА
Индикаторная работа. Полезная механическая работа цикла £ц, которую удалось получить в результате осуществления действительного цикла, эквивалентна площади Fa, заключенной внутри контура индикаторной диаграммы (незаштрихованная площадь на рис. 18) реального двигателя. Часть этой работы AL, пропорциональная площади диаграммы Ft0, заключенной между линиями впуска и выпуска, затрачивается на процессы газообмена. Таким образом, индикаторная работа реального двигателя
Ll = Lu> — ^ = m(FIK — Fro),(22)
где т — масштаб диаграммы, показывающий, скольким единицам работы соответствует каждая единица площади диаграммы.
При проектировании двигателя индикаторную работу определяют по расчетной диаграмме. Ее строят по значениям параметров состояния газов в характерных точках диаграммы (г, а, с, г, г' и Ь), получен-
ным в результате расчета рабочего цесса.
Площадь Ед, заключенная внутри тура действительной индикаторной
Рис. 18. Действительная и расчетная индикаторные диаграммыРис. 18. Действительная и расчетная индикаторные диаграммыпро-про-кон- диа- диа-кон- диа- диа-граммы, меньше площади расчетной граммы Ер вследствие опережения зажигания или впрыска топлива (площадь /), немгновенного сгорания топлива (площадь 2), предварения выпуска (площадь 3). При определении индикаторной работы потери площади учитывают коэффициентом полноты диаграммы р =
Рис. 18. Действительная и расчетная индикаторные диаграммы
Рис. 18. Действительная и расчетная индикаторные диаграммы
про-
про-
кон- диа- диа-
кон- диа- диа-
= Ед/Ер » 0,95.
Среднее индикаторное давление действительного цикла определяют по формуле (21), подставив в нее значения индикаторной работы из выражения (22):
pt = UlVh = m^Fp — Fto^Vh.
Величина pt при номинальном режиме работы двигателя достигает в карбюраторных двигателях 1,2 МПа, а в дизелях 1,0 МПа.
Индикаторная мощность. Полезную работу, совершаемую газами в цилиндрах двигателя в единицу времени, называют индикаторной мощностью и обозначают Nt. В четырехтактном одноцилиндровом двигателе, частота вращения вала которого составляет п оборотов в минуту, за 1 с совершается л/(2 -60) циклов, а в многоцилиндровом двигателе с числом цилиндров i inj(2 -60) циклов. Поэтому
м _ L^n 'PiVhin
i — 2-60 — 2-60 ’
где Lt в МДж; р, в МПа и Vh в л.
Для того чтобы можно было сравнивать различные двигатели, введено понятие литровая индикаторная мощность, которая представляет собой отношение максимальной индикаторной мощности к рабочему объему двигателя в литрах. Литровая индикаторная мощность двигателей легковых автомобилей находится в пределах 26—50 кВт/л, а грузовых — 22—37 кВт/л.
Индикаторный удельный расход топлива. Он представляет собой отношение часового расхода топлива GY к индикаторной мощности Np.
gt = G-JNt,
т. е. характеризует экономичность действительного цикла. Величина gt при номинальном режиме работы двигателя колеблется для карбюраторных двигателей в пределах 250—340 г/(кВт-ч), для дизелей 175—230 гДкВт-ч).
ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
Эффективная мощность и крутящий момент. Индикаторную мощность невозможно полностью использовать для движения автомобиля. Часть этой мощности затрачивается в двигателе на преодоление сил трения и приведение в действие вспомогательных механизмов (механизма газораспределения, водяного, масляного, топливного насосов, генератора и т. д.). Мощность Ммех, затрачиваемая в двигателе, называется мощностью механических потерь, а мощность Ne, равная разности мощностей N( и Ммех и передаваемая трансмиссии автомобиля, называется эффективной мощностью двигателя.
Мощность Ммех определяют экспериментально. Она расходуется приблизительно так: 70% — на преодоление трения, 30% —на приведение в действие вспомогательных механизмов. При прочих равных условиях мощность Ммех существенно зависит от частоты вращения коленчатого вала. С увеличением частоты вращения она возрастает.
По аналогии с литровой индикаторной мощностью двигателя введено понятие о литровой эффективной мощности, позволяющее сравнивать эффективность различных двигателей. Литровая эффективная мощность автомобильных двигателей находится в следующих пределах: для карбюраторных двигателей обычных автомобилей 15—40 кВт/л, для двигателей спортивных и гоночных автомобилей 50—95 кВт/л, для дизелей 11—22 кВт/л.
Если известна мощность Ne и соответствующая ей частота вращения пе вала двигателя, то эффективный крутящий момент на валу
Mc-[(3-104)/л] (Njnc). (24)
Механический КПД. Для удобства оценки механических потерь двигателя введено понятие о механическом КПД т]мех, который представляет собой отношение эффективной и индикаторной мощностей:
4«ex = W/=l-(^ex/^). (25)
Механический КПД при номинальном режиме работы карбюраторного двигателя равен 0,70—0,87, дизеля 0,75—0,90.
Среднее эффективное давление. Из выражения (25) с учетом формулы (23) следует, что
Ne = Чмех^е = Пиех (р<ЕкШ/120) = PeVhinjl 20, (26) где р6 — среднее эффективное давление, т. е. часть' среднего индикаторного давления, используемая для приведения в действие трансмиссии автомобиля; рв = piK\Hex.
Среднее эффективное давление при номинальном режиме работы двигателя равно для карбюраторных двигателей 0,6—1,0 МПа, для дизелей 0,45—0,8 МПа.
Эффективный удельный расход топлива. Аналогично удельному индикаторному расходу топлива эффективный удельный расход топ-
ge = GT/Ne = gi/K\Mex.(27)
Определение основных размеров двигателя. Диаметр цилиндра D и ход поршня S определяют в следующем порядке. По расчетной индикаторной диаграмме находят давление pt. По аналогии с существующими конструкциями задаются значением т]мех и определяют давление ре. Затем по формуле (26) находят рабочий объем одного цилиндра по заданным значениям эффективной мощности двигателя и частоты вращения его вала при номинальном режиме работы:
" PeinN
Заменив в этом уравнении объем Vh его выражением из формулы (1) и- обозначив отношение S[D через т, получают (в дм)
S = mD. ‘
V Tim
Отношение S/D и диаметр цилиндра современных двигателей находятся в следующих пределах:
S/D D, мм
Карбюраторные двигатели 0,7—1,0 60—110
Дизели ". . . . 0,9—1,2 80—130
ТЕПЛОИСПОЛЬЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ
Степень использования теплоты, введенной в реальный двигатель с топливом, оценивают индикаторным, относительным и эффективным КПД. Распределение этой теплоты на теплоту, превращаемую в полезную работу и различные виды потерь, характеризуется тепловым балансом двигателя.
Индикаторный КПД представляет собой отношение теплоты, превращаемой в индикаторную работу Lb к теплоте, введенной в цилиндр в результате сгорания топлива На,
4t = LjHu = 3600/(^,Яй),
где 3600 кДж/(кВт -ч) — термический эквивалент работы; gtHu — теплота, затраченная на получение 1 кВт-ч индикаторной работы. С его помощью оценивают степень использования теплоты в действительном цикле с учетом всех тепловых потерь в цилиндре двигателя.
Относительный КПД представляет собой отношение индикаторного КПД к термическому КПД:
и позволяет определить степень совершенства действительного цикла по отношению к теоретическому,
Эффективный КПД представляет собой отношение количества теплоты, превращаемой в полезную эффективную работу (т1нех£;), к количеству теплоты, выделившейся в результате сгорания топлива.
Следовательно, коэффициент т]е учитывает тепловые и механические потери, т. е. характеризует экономичность работы двигателя в целом.
Величины коэффициентов т]ъ т]г и 1% лежат в следующих пределах:
”/
Карбюраторные двигателиДизелиКарбюраторные двигателиДизели0,25—0,35 0,6—0,8 0,22—0,30
Карбюраторные двигатели
Дизели
Карбюраторные двигатели
Дизели
0,28—0,50 0,6—0,8 0,27—0,42
Тепловой баланс составляют по результатам испытаний двигателя за 1 ч работы при установившемся тепловом режиме. Его представляют в виде уравнений
Q = Qe + QОХЛ+ Qr+QH + QocT или
100% = ^э + ^охл + ^г+^н + ^ост>
где Q — теплота, выделившаяся в результате полного сгорания введенного в двигатель топлива; QB — теплота, эквивалентная эффективной рафте двигателя; Qoxx — теплота, отведенная в охлаждающую среду, включая и теплоту, эквивалентную работе трения поршня о цилиндр; Qr — теплота, уносимая с отработавшими газами; QH — теплота, не выделившаяся вследствие неполного сгорания топлива (при а <; 1); Q0CT — остаточный член уравнения, учитывающий прочие тепловые потери; qB = QB100/Q, %; дохд = QoxJ00/Q, % и т. д. — члены уравнения теплового баланса, составленного в относительных единицах.
Слагаемые теплового баланса изменяются в зависимости от нагрузки, теплового состояния и скоростного режима работы двигателя. Их значения (в %), соответствующие работе двигателя на номинальном режиме, следующие:
Карбюраторный двигательДизельКарбюраторный двигательДизель»э%хл%^н?ост18—3012—2530—550—303—1027—4215—3525—450—52—5»э%хл%^н?ост18—3012—2530—550—303—1027—4215—3525—450—52—5
Карбюраторный двигатель
Дизель
Карбюраторный двигатель
Дизель
»э%хл%^н?ост
18—3012—2530—550—303—10
27—4215—3525—450—52—5
»э%хл%^н?ост
18—3012—2530—550—303—10
27—4215—3525—450—52—5
Тепловой баланс дает наглядное количественное представление о теплоиспользовании в реальном двигателе и позволяет обнаружить причины, ухудшающие экономичность его работы.
СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ
Зависимость величин Ne1 Ме, GT и gc от частоты вращения п вала, соответствующая определенному постоянному открытию дроссельной Заслонку (или подаче топлива), выраженная графически, называется скоростной характеристикой двигателя. Ее строят по результатам испытаний двигателя на тормозном стенде. Вал двигателя, "работающего с определенным постоянным положением дроссельной заслонки, затормаживают, доводя таким образом частоту его вращения до ряда
определенных устойчивых значений: от минимально возможной до максимально допустимой. При этом замеряют тормозной момент ЛТторм (в Н -м), необходимый для достижения каждой частоты вращения, и соответствующий этим частотам часовой расход топлива GT (в кг/ч). По результатам испытаний строят кривые зависимости эффективного крутящего момента (Ме = ЛТторм) и часового расхода топлива от частоты вращения вала двигателя (рис. 19). Затем, используя формулы (24) и (27), находят эффективные мощность и удельный расход топлива и строят их графики.
Скоростная характеристика, по
лученная при полном открытии Рис. 19. Внешняя скоростная харак- дроссельной заслонки (максималь- теристика двигателя 3M3-53 ной подаче топлива), называется
внешней характеристикой двигателя. Характеристики, соответствующие постоянным промежуточным положениям дроссельной заслонки, называются частичными скоростными характеристиками двигателя..
Из формул (24) и (26) следует, что характер кривой Ме скоростной характеристики обусловлен изменением среднего эффективного давления ре. Во время работы двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой (или с полной подачей топлива) наибольшее давление ре, а следовательно, и наибольшее значение Ме получают при средних частотах вращения вала. С понижением и повышением частоты величина ре уменьшается вследствие ухудшения газообмена, а также
больших потерь: тепловых при низких частотах вращения и меха-
_ нических при высоких.
Характер кривой Ne скоростной характеристики обусловливается тем, что эффективная мощность, как это следует из формулы (26), прямо пропорциональна не только давлению ре, но и частоте вращения п. Вследствие этого по мере увеличения п величина Ме продолжает , расти, даже когда крутящий момент, достигнув максимума, умень- * шается. Мощность Ne возрастает до тех пор, пока увеличение частоты вращения компенсирует падение ре.
На внешней характеристике отмечают пять особых режимов работы двигателя (см. рис. 19).
Режим минимально устойчивой частоты вращения пт1п вала двигателя, при которой мощность минимальна, удельный расход ■ топлива максимален. Частота вращения вала nmjn для карбюраторных двигателей лежит в предела^ 400—1200 об/мин; для дизелей 350— 700 об/мин.
Режим максимального крутящегЬ момента (частота Пд вращения ’ вала).
Режим минимального удельного расхода топлива (частота tlg вращения вала).
Номинальный режим, характеризующийся максимальной мощностью Ne max и соответствующими ей другими параметрами.
Режим максимальной частоты вращения /гтах.
При наличии на двигателе ограничителя или регулятора частоты вращения вала два последних режима работы совпадают и соответствуют частоте вращения, при которой эти механизмы срабатывает.
В условиях эксплуатации автомобиля его двигатель работает обычно в интервале частот вращения вала п№ — nN. Изменение крутящего момента в этом интервале обусловливает приспособляемость двигателя к изменению нагрузки. Для оценки этого качества двигателя вводят коэффициент приспособляемости
К тах/Мг ,
где Mcn — крутящий момент при номинальном режиме работы двигателя. Для карбюраторных двигателей К = 1,25-ь 1,35; для дизелей к = 1,05 ч- 1,25.'
Если известны номинальная мощность Nemax и соответствующая ей частота вращения nN, то скоростную характеристику Ne = / (и) можно построить с достаточной степенью точности, используя эмпирические зависимости:
для карбюраторных двигателей
Nex — Nе max k^xln^ [1 + ^Пх/Пм') — (пх/пмУ1;(28)
для дизелей с неразделенной камерой сгорания
Nex = Ne max <пк[п^ [0,87 +1,13 (пх/п^ — (М^Лг)2],(29)
где Nex и пх — эффективная мощность и частота вращения вала двигателя в искомой точке скоростной характеристики.
ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
НЕДОСТАТКИ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
и начальные сведения о многоцилиндровых двигателях
Для автомобилей одноцилиндровые двигатели не применяют, так как нм свойственны следующие недостатки.
В одноцилиндровом двигателе за каждые два оборота кривошипа происходит всего лишь один рабочий ход. В результате этого угловая скорость коленчатого вала даже при установке массивного маховика оказывается непостоянной, а двигатель — недостаточно уравновешенным.
При сосредоточении всего необходимого рабочего объема в одном цилиндре его диаметр и площадь поверхности контакта газов с цилиндром и поршнем оказываются недопустимо большими. Вследствие этого возникает склонность карбюраторного двигателя к детонации,
что исключает работу с высокими степенями сжатия; неудовлетворительно протекают процессы внутреннего смесеобразования и сгорания в дизеле; интенсивно передается тепло от газов к деталям двигателя.
Реализация в одном цилиндре большого объема рабочей смеси сопровождается возникновением значительных усилий, действующих на детали кривошипного механизма, что вызывает необходимость увеличить их прочность. Это, в свою очередь, приводит к появлению значительных сил инерции возвратно-поступательно движущихся частей, ограничивающих частоту вращения кривошипа.
Из-за редкого чередования рабочих ходов и большой инерции движущихся деталей одноцилиндровый двигатель имеет недостаточную приемистость.
'Автомобильный двигатель многоцилиндровый, т. е. состоит из нескольких одноцилиндровых двигателей, конструктивно объединенных в одно целое. Совокупность кривошипов выполняют в виде одного изделия, называемого коленчатым валом. Такой двигатель быстроходнее, компактнее, экономичнее, имеет меньший удельный вес (вес, приходящийся на 1 кВт мощности), чем одноцилиндровый двигатель такого же литража.
Для автомобилей применяют четырех-, шести- и восьмицилиндровые двигатели. Четырехцилиндровые двигатели обычно выполняют с однорядным вертикальным или наклонным расположением цилиндров, восьмицилиндровые двигатели для уменьшения их общей длины — с двухрядным так называемым V-образным расположением цилиндров (V-8), шестицилиндровые двигатели — как однорядными, так и V-образ- ными (V-6).
Чередование рабочих ходов по цилиндрам двигателя, называемое порядком работы двигателя, зависит от кривошипной схемы коленчатого вала. Взаимное расположение колен вала выбирают таким, чтобы рабочие ходы чередовались равномерно и уравновешивание двигателя было наибольшим.
ПОРЯДОК РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Однорядные двигатели. В четырехцилиндровом двигателе, схема которого приведена на рис. 20, рабочий ход должен следовать через каждые 720°/4=180° угла поворота коленчатого вала. Вследствие этого колена вала лежат в одной плоскости и попарно развернуты на 180°. Расположение двух крайних и двух средних колен одинаково. В результате во время работы двигателя поршни крайних цилиндров (первого и четвертого) движутся в одном направлении, противоположном направлению движения поршней средних (второго и третьего) цилиндров, что способствует уравновешиванию двигателя.
Последовательность чередования тактов в четырехцилиндровом однорядном двигателе (4-Р) приведена в таблице на рис. 20. Если предположить, что при первом полуобороте коленчатого вала рабочий ход происходит в цилиндре 1, то из рис. 20 очевидно, что при втором полуобороте он может быть в цилиндре 2 и 3, а при третьем полуобороте — только в цилиндре 4. Таким образом, для однорядного четы-
4. Чередование тактов в четырехтактном V-образномшестицилиидровом двигателе с порядком работы 1—4—2—5—3—6
1
I 2|
3 I
4
Рибочийход
Выпуск
Сжатие
Впуск
Выпуск
Впуск
Рабочий ход
Сжатие
Впуск
Сжатие
Выпуск
Рабочий ход
Сжатие
Рабочий ход
Впуск
Выпуск
Ц илиндры
180°^ ^°с! 540°^
720° S,
Порядок работы 1-6-6-2
ч
Рис. 20. Схема и порядок работы четырехцилиндрового однорядного двигателя
Рис. 21. Схема кривошипно-шатунного механизма восьмицилиндрового V-образного двигателя:
1—8 — цилиндры
Обороты коленчатого бала
Углы Поборота коленчатого бала
Ц и л и н д р ы
1
г I
3
4
5
В
Первый
0-30°
Рабочий ход
Конец бпуска
Конец Выпуска
Конец сжатия
Конец бпуска
Конец кбо чего хода
30-60°
Выпуск
60-90°
Сжатие
90-120°
Рабочий ход
120 — 150°
Впуск
150 — 180°
Сжатие
180-210°
Выпуск
210 -260°
Впуск
260 - 270°
Рабочий ход
270 -300°
Выпуск
300-330°
Сжатие
330-360°
Рабочий ход
Второй
360-390°
Впуск
390 — 620°
Сжатие
620 -650°
Выпуск
650 — 680°
Впуск
680 —510°
Рабочий ход
510 -560°
Выпуск
560-570°
Сжатие
570 — 600°
Рабочий ход
600 -630°
Впуск
630 -660°
Сжатие
660-630°
Выпуск
690-720°
Впуск
5. Чередование тактов в четырехтактном V-образномвосьмицилиндровом двигателе с порядком работы 1—5—4—2—6—3—7—8
Обороты коленчатого бала
Углы поборота коленча- того била
Цилиндры
1
г
3
6
5
6
7
8
Первый
0-90°
Рабочий ход
Конец бпуска
конец выпуска
Сжатие
Конец сжатия
Впуск
Выпуск
конец рабочего хода.
90-180°
Сжатие
Улуск
Рабочий ход
Выпуск
180-270"
Выпуск
Рабочий ход
Сжатие
Впуск
270-360°
Рабочий ход
Сжатие
Выпуск
Впуск
Второй
360-450°
Впуск
Выпуск
Рабочий ход
Сжатие
650-560°
Выпуск
Рабочий ход
Впуск
Сжатие
5^0-630°
Сжатие
Впуск
Выпуск
Рабочий ход
630-720°
Впуск
Выпуск
Сжатие
Рабочий ход
рехцилиндрового двигателя возможны два равноценных порядка работы: 1—2—4—3 или /—3—4—2. В практике отечественного автомобилестроения принят второй вариант.
V-образные двигатели. В этих двигателях (рис. 21) с каждым коленом вала соединены одновременно два шатуна: один из левого и второй из правого рядов цилиндров (по ходу движения автомобиля). Вследствие этого коленчатый вал двигателя V-6 имеет три колена, а двигателя V-8 — четыре.
В этих двигателях, когда поршни правого ряда цилиндров находятся в мертвых точках, поршни левого ряда, связанные с тем же коленом вала, движутся от одной мертвой точки к другой. Поэтому в правой группе цилиндров по сравнению с левой такты происходят с опережением на величину угла развала цилиндров.
В двигателе V-6 невозможно обеспечить равномерное чередование рабочих ходов. Его делают с углом развала цилиндров 90° и кривошипами, расположенными под углом 120°, вследствие чего рабочие ходы чередуются с интервалами 90 и 150°. Это неблагоприятно отражается на общей уравновешенности двигателя и вызывает необходимость установки маховика со значительным моментом инерции. Наиболее распространенный порядок работы для такого двигателя /•—4— 2—5—3—6. Чередование тактов приведено в табл. 4.
В восьмицилиндровом двигателе рабочие ходы должны следовать через каждые 72078 =90° угла поворота коленчатого вала. Это может быть достигнуто развалом цилиндров на 90° и применением коленчатого вала со схемой расположения колен, принятой для четырехцилиндрового двигателя. На практике, однако, применяют коленчатый вал с крестообразным несимметричным расположением кривошипов (см. рис. 20), который не только обеспечивает равномерное чередование рабочих ходов, но и облегчает задачу уравновешивания двигателя. Наиболее распространенный порядок работы для такого двигателя /—5—4-^2—6—3—7—8. Чередование тактов приведено в табл, 5.
Раздел второй
ОСНОВНЫЕ МЕХАНИЗМЫ И СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЯ
Глава V1
КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ
ОСНОВНЫЕ ЧАСТИ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМАИ ИХ НАЗНАЧЕНИЕ
Кривошипно-шатунный механизм — основа автомобильного двигателя. Его назначение состоит в том, чтобы воспринимать давление газов и преобразовывать возвратно-поступательное прямолинейное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала.
Кривошипно-шатунный механизм (рис. 22) состоит из неподвижных и подвижных деталей. Основными неподвижными деталями являются блок 2 цилиндров и головка 1 блока, подвижными — детали шатунно-поршневой группы 4 и группы коленчатого вала 5.
Блок цилиндров представляет собой совокупность всех цилиндров двигателя, выполненную в виде единого изделия. Внутренняя поверхность цилиндров служит направляющей для поршней. Участок Цилиндра, ограниченный головкой блока и поршнем, образует пространство, в котором совершается рабочий цикл двигателя. В нижней части блока в специальных опорах установлен коленчатый вал В маховиком.
Таким образом, блок цилиндров является основной корпусной деталью двигателя. В нем или на нем, помимо деталей шатунно-кривошипного механизма, смонтированы все прочие части двигателя.
Головка блока представляет собой верхнюю часть цилиндров, выполненную в виде единой и отделяемой от блока детали. Съемная конструкция головки блока продиктована производственными соображениями.
Шатунно-поршневая группа деталей (рис. 23) состоит из поршня 10 с кольцами 9, поршневого пальца 11 и шатуна 12. Поршень обеспечивает возможность изменения объема газов в цилиндре и тем самым ’ осуществление рабочего цикла. Он воспринимает давление газов и посредством шатуна передает его коленчатому валу. Поршневые кольца служат для уплотнения зазора между поршнем и стенкой цилиндра, а поршневой палец — для шарнирного соединения поршня с шатуном.
Группа деталей коленчатого вала (рис. 23) состоит из коленчатого вала с противовесами 13 и опорами 7, маховика 19 и других деталей, не имеющих прямого отношения к работе шатунно-кривошипного механизма.
Рис. 22. Кривошипно-шатунный механизм двигателя-
ртер маховика, 7 — Поперечная перегородка; 8 — коренной подшипник; 9 -ляный картер; 10 ~ картер
4 — 6 — мае-
Коленчатый вал воспринимает через шатуны силы от поршней и I передает трансмиссии автомобиля и вспомогательным устройствам | Двигателя суммарный момент этих сил относительно оси вала. 1
Маховик закреплен на заднем конце коленчатого вала и благодаря | значительному моменту инерции обеспечивает равномерность его вра- | щения. Он, являясь аккумулятором механической энергии, служит | также для вывода деталей кривошипно-шатунного механизма из I мертвых точек и облегчения пуска двигателя: после первого рабочего я хода в одном из цилиндров коленчатый вал вследствие наличия ма- '1 ховика успевает сделать несколько полуоборотов, необходимых для | совершения подготовленных тактов и осуществления рабочих ходов 1 в других цилиндрах.□
Противовесы являются дополнительными массами, служащими ] для разгрузки опор коленчатого вала от центробежных сил вращаю- i щихся масс шатунно-крнвошипного механизма, а также для уравно- 1 вешивания двигателя.!
КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА1
При рассмотрении кинематики кривошипно-шатунного механизма | пренебрегают неравномерностью вращения коленчатого вала, считая, I что его угловая скорость со постоянна. За исходное принимают поло- 1 жение поршня, соответствующее в. м. т. Все величины, характеризую- | щие кинематику механизма, выражают в функции угла поворота ко- I ленчатого вала.1
Путь поршня. Из схемы (рис. 24) -следует, что перемещение поршня 5 от в. м. т., соответствующее повороту коленчатого вала на угол ф, |
sn = (M — ОД' = г(1 — cos<p)-f-/(l —COS0).(30) I
Из тригонометрии известно, что cos Р = (1 — sin2 Р)1/2, а из рис. 24 ; следует, что।
sin Р = г sin ф//;(31) ;
поэтому, обозначив гЦ = X, можно написать
cos р = (1 — X2sin^)*/‘.(32)
Выражение (1 — X2 sin2 ф)1/2 можно разложить в ряд Ньютона и ограничиться первыми двумя членами разложения; тогда зависимость (32) примет вид
cos р = 1 — 0,5Х2 sin2 ф.
Подставляя полученное значение cos р в выражение (30) и учитывая, что sin2 ф = (1 — cos 2ф)/2, окончательно получим
sn = Г (1 — cos ф) + (V/4) (1 — cos 2ф).(33)
Скорость поршня. Формулу для определения скорости поршня ип получают, дифференцируя выражение (33) по времени:
un = dsjdt = (dsjd<^ (dtp/dt) = г® [sin ф + (Х/2) sin 2ф],(34)
где ® = d^[dt — угловая скорость коленчатого вала, 43
Рис. 25. Графики пути sn, скорости оп и ускорения /п поршия в зависимости от утла фРис. 25. Графики пути sn, скорости оп и ускорения /п поршия в зависимости от утла ф
Рис. 25. Графики пути sn, скорости оп и ускорения /п поршия в зависимости от утла ф
Рис. 25. Графики пути sn, скорости оп и ускорения /п поршия в зависимости от утла ф
Для сравнительной оценки двигателей вводят понятие о средней скорости поршня ипср = 25м/60 = m/15. Чем выше средняя скорость поршня, тем больше совершаемая в единицу времени работа трения поршня о стенку цилиндра и, как следствие этого, быстрее изнашиваются направляющие поверхности цилиндра и поршня. Для современных автомобильных двигателей величина ипср колеблется в пределах 8—15 м/с.
Ускорение поршня. Выражение для ускорения поршня /п получают, дифференцируя выражение (34) по времени:
/п = dvjdt = (dvjdtp) (dq/dt) = г®2 (cos ф+X cos 2ф).(35)
На рис. 25 показаны кривые изменения пути, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала ф, построенные по формулам (33)—(35) для одного полного оборота кривошипа конкретного кривошипно-шатунного механизма. Из анализа этих кривых вытекает следующее.
Одинаковым углам поворота коленчатого вала, т. е. одинаковым отрезкам времени, соответствуют различные пути, проходимые поршнем. Около мертвых точек пути малы, а по мере удаления от них путь поршня sn увеличивается.
Скорость поршня не постоянна: она очень мала вблизи мертвых точек; в этих точках скорость равна нулю; наибольшие значения иптах достигаются при (р, равном 75 и 285°, т. е. когда ось шатун^ и радиус кривошипа образуют угол А'ВО, приближающийся к 90° (см. рис. 24).
Ускорение поршня достигает наибольших абсолютных значений 4> 7птах В в. м. т. и н. м. т., т. е. в те моменты, когда изменяется направ- * ление движения поршня. При этом ускорения в в. м. т. больше, чём. * < в н. м. т. При иптах /п — 0 (меняет свой знак). ,ч
§ 27. ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
В кривошипно-шатунном механизме действуют в основном силы: давления газов, инерции и полезного сопротивления, преодолеваемого двигателем. Первые две силы не постоянны и зависят от угла поворота кривошипа.
Сила давления газов Рг действует на поршень по оси цилиндра;
P^FM-Po), (36)
где Fn — площадь поршня; рт — давление газов в цилиндре над поршнем.
Силу Рг для заданного значения угла <р поворота кривошипа рассчитывают так. Сначала по графику (рис. 25) определяют путь поршня sn, соответствующий заданному углу ф, затем по индикаторной диаграмме действительного цикла давление рг для найденного значения sn. Силу Рг вычисляют по формуле (36).
Кривые зависимости силы давления газов Рт от угла поворота кривошипа показаны на рис. 26. При их построении считают, что сила положительная, если она направлена к коленчатому валу, и отрицательная, если она направлена от вала.
Силы инерции. Их в зависимости от характера движения подвижных частей кривошипно-шатунного механизма делят на силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj и силы инерции вращающихся масс Ру Массу тш шатуна, участвующую одновременно в возвратно-поступательном и вращательном движениях, заменяют двумя массами т1 и т2, сосредоточенными в центрах А и Б соответ-
Рис. 26. Изменение сил давления газов РГ) инерции Ру и суммарной Р в зависимости От угла <р
8)
Рис. 27. Схемы системы сосредоточенных масс, динамически эквивалентной кривошипно-шатунному механизму:
а — схема приведения масс кривошипа; б — приведенная схема кривошип-но-шатуниого механизма
ственно поршневой и кривошипной головок (рис. 27, б). При приближенных расчетах принимают тх = 0,275/иш н т2 = 0,725/иш.
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс (поршня с кольцами и пальцем тп, а также приведенной массы mv шатуна) действует по оси цилиндра;
Pj = — (тв -^т^ /п = — mzr<o2 (cos ф + ^ cos 2ф).(37)
Характер изменения этой силы аналогичен характеру изменения ускорения поршня /п. Знак «минус» в выражении (37) показывает, что направления силы и ускорения различны. График зависимости силы Pj от угла поворота кривошипа ф приведен на рис. 26.
Сила инерции вращающихся масс, являющаяся центробежной силой, направлена по радиусу кривошипа от оси его вращения;
Рц = (/«к + m2) гв? = туГвР,(38)
где тк — неуравновешенная масса кривошипа, которую считают сосредоточенной на оси кривошипа в точке В (рис. 27, б); тк = тшш + + /Ищ = тшш + (2тщр/г), тшщ — масса шатунной шейки с прилегающими н расположенными концентрично ей частями щек; тщ — масса средней части щеки, заключенной в контуре abed, центр тяжести ко- ’ торой расположен от оси вращения вала на расстоянии р.
Суммарная сила. Ввиду того, что силы давления газов Рг и инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj действуют совместно вдоль оси цилиндра, для динамики кривошипно-шатунного механизма имеет значение сумма этих сил Р. Ее длтГ различных углов Ф поворота кривошипа получают алгебраическим сложением ординат Точек кривых зависимостей .сил Рг и Pj (см. рис. 26).
Для того чтобы исследовать действие суммарной силы Р на детали .кривошипно-шатунного механизма, разложим силу Р на две состав-
ляющие силы: Рш, направленную по оси щатуна, и N, действующую перпендикулярно оси цилиндра (рис. 28,а):
Рш —P/cosP; M = Ptgp.
Перенесем силу Рш вдоль линии ее действия в центр шатунной шейки кривошипа (точка 5) и заменим двумя составляющими силами: тангенциальной Т и радиальной R:
Т— Р sin (<p + p)/cos Р;'(39)
P==Pcos(<p + P)/cosp.(40)
К центру О кривошипа приложим две взаимно противоположные силы Г и Т", равные и параллельные силе Т. Силы Т и Т' составляют пару с плечом, равным радиусу г кривошипа. Момент этой пары сил, вращающий кривошип, называется крутящим моментом двигателя Мд = гТ.
Радиальную силу R перенесем в центр О кривошипа и найдем результирующую Р'ш сил R и Т" (рис. 28, б). Очевидно, что она равна ■ и параллельна силе Рш (рис. 28, а). Поэтому, раскладывая сиЛу Р'ш (рис. 28, б) на две составляющие, направленные по оси цилиндра и перпендикулярно ей, получим силу Р\ равную, суммарной силе Р, и силу N', равную по величине, но направленную противоположно силе N (рис. 28, а).
Выполненные построения позволяют заменить схему сил (рис. 28, а) тождественной схемой сил, приведенной на рис. 28, &
Рис. 28. Схема действия сил в кривошипно-шатуииом механизме:
q — суды, возникающие в результате взаимодействия поршня с татУном и шатуна с кр)гвоуйпом; б — силы, дейстйуиДЙ^ да 6дЯ@ ^ивошипа; в — силы, действующие на корпусные детали двигателя
Пара сил Ми№ с плечом Н развивает момент, равный крутящему моменту двигателя, но направленный противоположно. Его называют реактивным моментом двигателя. Этот момент через внешние опоры двигателя передается раме автомобиля.
Давление газов внутри цилиндра воздействует не только на поршень, но и на головку блока, т. е. на корпус двигателя (сила РТ на рис. 28, в). На корпус двигателя через опоры коленчатого вала воздействует также сила Р'. Эти силы суммируются, в результате чего остается неуравновешенной часть силы Р* — сила инерции возвратно- поступательно движущихся частей Pj, которую обычно представляют в виде суммы двух сил:
Pj = Pp + Р/п ^m^r cos <p + /n/o2r%cos2<p, (41)
получивших название сил инерции первого (Р^) и второго (Руп) порядка. Эти силы действуют по оси цилиндра.
Неуравновешенной является также центробежная сила инерции вращающихся масс двигателя Pw Она действует по радиусу кривошипа, поэтому ее направление зависит от положения кривошипа.
§ 28. РАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА ДВИГАТЕЛЯ
Рис. 29. Изменение крутящего момента в зависимости От угла ф для двигателей с различным числом цилиндров:Рис. 29. Изменение крутящего момента в зависимости От угла ф для двигателей с различным числом цилиндров:Характер изменения крутящего момента МД одноцилиндрового двигателя в зависимости от угла <р иллюстрирует график, приведенный на рис. 29, а. Его строят с использованием графика силы Р (см. рис. 26), формул (31) и (39), а также зависимости Мд = гТ.
Рис. 29. Изменение крутящего момента в зависимости От угла ф для двигателей с различным числом цилиндров:
Рис. 29. Изменение крутящего момента в зависимости От угла ф для двигателей с различным числом цилиндров:
На графике (рис. 29) площади, расположенные над осью абсцисс, представляют собой положительную, а расположенные под осью — отрицательную работу крутящего момента. Разделив алгебраическую сумму этих площадей F на длину графика I, получим среднее значение момента АДр = тЛ1 (где тим — масштаб момента, 1 Н -м в 1 мм).
Для оценки степени равномерности крутящего момента двигателя введен коэффициент неравномерности крутящего момента ’^max~ ^mln
МСр
где Almax, Mmin и Л1ср — наибольшее, наименьшее и среднее значения крутящего мо
а — i =» 1; 6 — i = 4; в — Z — 8а — i =» 1; 6 — i = 4; в — Z — 8мента двигателя за два оборота его коленчатого вала. Из рис. 29 видно, что двигатели с большим числом
а — i =» 1; 6 — i = 4; в — Z — 8
а — i =» 1; 6 — i = 4; в — Z — 8
одинаковых цилиндров имеют меньшее значение коэффициента р, т. е, большую равномерность крутящего момента.
Вследствие отклонения мгновенного значения УИД от среднего значения угловая скорость to коленчатого вала непостоянна, что оценивают коэффициентом неравномерности хода
6 = (tOtnax Wmin)/tOcp,(^2)
где tomax, comin и tocp — соответственно наибольшая, наименьшая и средняя угловая скорость коленчатого вала за два его оборота.
При этом
®ср = (®тах Н~ ®tnin)/2 = Л/1/30.(43)
При установившемся режиме работы двигателя (соср = const) крутящий момент Л1ср уравновешивается суммарным моментом сил сопротивления, а избыточная работа £изб крутящего момента, пропорциональная площади FHa6, лежащей над линией ЛДр, затрачивается на приращение кинетической энергии движущихся масс. Избыточная работа
^изб — 0,51g (tomax tt>min) = ^о®ср (®max — tt>min),(44)
где 10 — приведенный к оси коленчатого вала момент инерции движущихся частей двигателя, кг -м2; £изб — в Дж.
Решая совместно уравнения (42) и (43) и учитывая выражение (44), получим
6 9OLH36/(Zo«2).(45)
Из уравнения (45) следует, что степень неравномерности хода двигателя зависит от момента инерции его движущихся масс и частоты вращения. С увеличением значений /0 и п равномерность хода возрастает. Для автомобильных двигателей 6 = 0,01 -ь 0,02.
При проектировании двигателя величину 6 задают. Избыточную работу определяют графически (см. рис. 29, б):
Д13б = Fизб^м^ф,
где т^ = 4л/(шб) — масштаб угла поворота коленчатого вала, 1 рад в 1 мм (отрезок ab — в мм; i — число цилиндров).
Затем из уравнения (45) находят необходимую величину момента инерции движущихся частей двигателя, которая практически обеспечивается применением маховика.
УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ
Силы инерции, возникающие во время работы двигателя, периодически изменяясь по величине и направлению, вызывают нежелательную вибрацию двигателя и автомобиля. Для устранения или уменьшения сотрясений двигатель динамически уравновешивают.
Уравновешивают силы инерции первого Рр и второго Pj ц порядка, а также центробежные силы Дц вращающихся масс. Уравновешивание осуществляют двумя способами, применяемыми порознь или одновременно:
Рис. 30. Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом однорядном двигателе: 1—4 — номера цилиндровРис. 30. Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом однорядном двигателе: 1—4 — номера цилиндровРис. 31. Схема уравновешивания центробежных силРис. 31. Схема уравновешивания центробежных сил
Рис. 30. Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом однорядном двигателе: 1—4 — номера цилиндров
Рис. 30. Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом однорядном двигателе: 1—4 — номера цилиндров
Рис. 31. Схема уравновешивания центробежных сил
Рис. 31. Схема уравновешивания центробежных сил
выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, при которой указанные выше силы и их моменты, возникающие в различных цилиндрах, взаимно уравновешиваются; 2) применением противовесов, т. е. дополнительных масс, сила инерции Рпр которых равна по величине и противоположна уравновешиваемым силам.
Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом однорядном двигателе, показана на рис. 30. Из нее видно, что при данной форме коленчатого вала уравновешиваются силы инерции первого порядка Pji (SPyt = 0). В плоскости осей цилиндров (продольной плоскости двигателя) силы Pji образуют две пары, момент которых Мл = Pj^a (где а — расстояние между осями цилиндров). Так как направления этих моментов противоположны, то и они тоже уравниваются (SMyi = 0).
Силы инерции второго порядка Pji\ равны между собой и направлены одинаково, поэтому остаются неуравновешенными, а сумма моментов этих сил, действующих в продольной плоскости двигателя, равна нулю.
Центробежные силы для всех цилиндров равны и попарно направлены в разные стороны, вследствие чего они и их моменты взаимно уравновешиваются. В некоторых двигателях, чтобы разгрузить опоры вала (коренные подшипники) от действия этих сил (рис. 31), вал снабжают противовесами 13 (см. рис. 23).
Полное уравновешивание сил Рц достигается при условии
тпррсо2 = mKrto2, откуда
mnp = mKr/p,
где тпр — общая масса противовесов; тк — общая неуравновешенная масса кривошипа и приведенная к нему масса шатуна; р — расстояние от центра тяжести противовеса до оси вращения.
На рис. 32 приведена схема сил инерции, действующих в V-образ- ном шестицилиндровом двигателе ЯМЗ-236. Силы Р;\, Pj\\ и Рц — равнодействующие силы инерции для каждой секции спаренных ци-
Рис. 32. Схема сил инерции, действующих в шестицилиндровом V-образном двигателе с углом развала цилиндров 90° и тремя спаренными кривошипами, расположенными под углом 120°:
/—6 — номера цилиндров
линдров (штрихи в обозначении сил на рисунке указывают номер секции цилиндров). Кривошипная схема и угол развала цилиндров, равный 90°, позволяют уравновесить эти силы.
Суммарные моменты сил инерции первого порядка ХЛЦ] и центробежных сил ЕМц, равные соответственно
^Mj^yS mj-ra^a;
У Мц = /3" (тк + 2/и2) г«Ра, действуют в одной вращающейся плоскости, проходящей через ось коленчатого вала и составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 30°. Для уравновешивания этих моментов устанавливают противовесы на двух крайних щеках коленчатого вала. Противовесы располагают так, чтобы их центры тяжести лежали в плоскости действия уравновешиваемых моментов, но по разным сторонам вала. Необходимую массу тпр противовеса определяют из условия
/Иирры^-ЕМут + ЕМц,где b — расстояние между центрами тяжести противовесов.Суммарный момент сил Pjn не уравновешивают, так как это свя-зано со значительным усложнением конструкции.
Г л а в а VII
КОНСТРУКЦИЯ И ОСНОВЫ РАСЧЕТА ДЕТАЛЕЙКРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
БЛОК ЦИЛИНДРОВ
Блок цилиндров является сложной деталью, заготовку которой отливают. Основной частью блока являются цилиндры. Цилиндр (рис. 33) состоит из внутренней части — гильзы 2 и наружной — рубашки 3. Полость 4 между гильзой и рубашкой используют для циркуляции охлаждающей жидкости.
Рис. 33. Конструкции цилиндров .двигателей:
а — монолитная; бив — с легкосъемиой гильзой; / — короткая противоизносиая вставка; 2 — гильза цилиндра; 3 — рубашка; 4 —- полость для циркуляции охлаждающей жидкости;
5 — легкосъемная гильза; 6 — резиновое уплотнительное кольцо; 7 — медное уплотнительное кольцо
Рабочая (внутренняя) поверхность гильзы — зеркало цилиндра — подвергается различным видам износа (эрозивному, абразивному и коррозионному), поэтому цилиндры изготовляют из износостойкого материала. Материал должен также обладать свойствами, соответствующими требованиям технологии литейного производства и обработки резанием. Блок цилиндров отливают из перлитного серого чугуна, малолегированного хромом и никелем.
Верхняя часть зеркала, находящаяся в непосредственном контакте с нагретыми до высокой температуры газами, подвергается особенно интенсивному износу. Поэтому, чтобы увеличить срок службы цилиндров, часто их делают комбинированной конструкции: с короткими вставками / из аустенитного износостойкого чугуна — нирезиста. Запрессованные в цилиндр вставки образуют с ними неразборное соединение. Их обрабатывают совместно с зеркалом.
Широко применяют легкосъемные гильзы цилиндров (рис. 33, б и в), что упрощает литье блока, облегчает, ускоряет и удешевляет его ремонт, а также позволяет изготовлять блок из алюминиевого сплава, значительно уменьшая массу двигателя. Алюминиевые блоки отливают под давлением из сплава АЛ5 и пропитывают специальной искусственной смолой, обеспечивающей герметичность стенок.
Легкосъемные гильзы изготовляют из хромоникелевого чугуна. На внешней поверхности гильз предусматривают вверху и внизу два коротких пояса (рис. 33, б) или внизу один длинный (рис. 33, в) для центрирования гильзы в соответствующих гнездах блока. Осевая фиксация гильзы в блоке достигается с помощью опорного фланца (вверху ’гильзы) или упорного пояса (внизу гильзы) и головки блока.
Для герметичности нижнего сопряжения гильзы с блоком устанавливают резиновые 6 или медные 7 уплотнительные кольца, верхнего сопряжения — прокладку, уплотняющую стык блока с головкой.
В нижней части блока имеется обширная полость — картер, в котором размещены коленчатый вал и другие детали двигателя. Внутри картера предусмотрены поперечные перегородки 7 (см. рис. 22), увеличивающие жесткость блока. В них находятся опоры коленчатого вала — коренные подшипники 8, Нижняя часть картера — поддон
выполнен из листовой стали толщиной 1—2 мм. Его называют масляным картером, так как он служит также емкостью для масла.
Расчет гильзы. В стенке гильзы возникают напряжения от внутреннего давления газов, боковой силы N поршня и температурные. Ввиду незначительности напряжений от действия силы N их обычно не учитывают.
Внутреннее давление газов вызывает в осевом сечении гильзы напряжение растяжения ар. Условно считают, что это напряжение равномерно по толщине стенки, поршень находится в н. м. т., а давление в цилиндре равно максимальному давлению сгорания pzmax. При этих условиях напряжение растяжения
Ор = 0,5р2 шах^/6,
где D — диаметр цилиндра; 6 — толщина стенки гильзы.
Вследствие значительной разницы температур внутренней и наружной поверхностей гильзы в ее стенке возникает дополнительное нормальное напряжение
Еа М
где £ — модуль упругости; для чугуна £ = 1,0-Ю5 МПа; а — коэффициент линейного расширения, равный для чугуна 11 ПО"6 1/град; А/ — перепад температур; по опытным данным М = 100 -*- 150° С; ц — коэффициент Пуассона, для чугуна ц = 0,25.
На наружной поверхности гильзы напряжения ар и ot суммируются. Поэтому условие прочности гильзы
< 100 4- 130 МПа.
ГОЛОВКА БЛОКА ЦИЛИНДРОВ
Головка блока подвергается действию высоких температур и давлению газов. Поэтому к ее прочности, теплостойкости, герметичности и охлаждению предъявляют особенно высокие требования.
Головку блока отливают из чугуна (двигатель ЯМЗ-236) или алюминиевого сплава АЛ5 с последующей пропиткой отливки герметизирующей искусственной смолой.
Основными элементами головки блока являются камера сгорания / (рис. 34), впускные и выпускные газовые каналы 4, отверстия для установки свечи зажигания 3 или форсунки 6 и полость 2 для циркуляции охлаждающей жидкости.
Камеру сгорания образуют головка блока и днище поршня. Ее форма существенно влияет на эффективность протекания рабочего процесса двигателя, в особенности процесса сгорания. Для сокращения времени сгорания, уменьшения вероятности детонации, снижения тепловых потерь в охлаждающую среду камера сгорания должна быть компактной.
Рис. 34. Камеры сгорания наиболее распространенных типов:
а — клиновидная; б — полуклииовидиая; в — в поршне: / — камера сгорания; 2 — Полости для циркуляции охлаждающей жидкости; 3 — свеча зажигания; 4 — газовый канал; 5 — прокладка головки блока; 6 — форсунка; 7 — поршень
Впускные и выпускные каналы и отверстия делают возможно большего сечения с плавными переходами и ровной поверхностью, с тем чтобы сопротивление движущемуся по ним потоку газов было минимальным. Направление впускного канала и расположение впускного отверстия относительно оси цилиндра принимают такими, чтобы свежий заряд поступал в цилиндр по касательной к поверхности зеркала. Это увеличивает интенсивность завихрения заряда в процессе впуска и сжатия, что улучшает внутреннее смесеобразование и сгорание.
Для уплотнения стыка между головкой и блоком, который называется газовым, между ними установлена прокладка 5. Прокладку вырубают из специального сталеасбестового полотна. Внутренние и наружные очертания ее такие же, как у привалочной плоскости блока.
Головка прикреплена к блоку шпильками (или винтами). Их число определяют из расчета четыре-шесть шпилек на каждый цилиндр. Шпильки размещают так, чтобы напряжение сжатия, возникающее в газовом стыке от затяжки и обеспечивающее герметичность стыка, было по возможности одинаковым по всей площади контакта в стыке.
Расчет шпилек. Предварительно задаются числом шпилек, приходящихся на один цилиндр (imn)> и выбирают в соответствии с FOQT 8724—58 диаметры резьбы (наружный d, внутренний dt и средний d^. Затем определяют необходимую суммарную силу предварительной затяжки Рзат для заданного числа шпилек по формуле
Рзат = ФРг maxF,
где гр — коэффициент предварительной затяжки, гр = 1,25; ргтахР— отрывающая сила, воздействующая на головку (Г — площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную к оси цилиндра).
При затяжке шпильки ее стержень нагружается моментом УИр, действующим в резьбе, величину которого определяют по формуле
^^aTtg(P + P),
где р — угол подъема резьбы; р — угол трения в резьбе. Для стальных крепежных изделий с метрической резьбой tg (р + р) « 0,179.
Рис. 35. Поршни двигателей:а — ЗМЗ-24; б — ЗИЛ-130; в — ЯМЗ-236; I — головка поршня; II — юбка поршня; / — днище; 2 — ребро жесткости; 3 — отверстие для поршневого пальца; .4 — чугунная кольцевая вставка; 5 — канавкн. для компрессионных колец; 6 — канавка для маслосъемного кольца; 7 — дренажное отверстие; 8 — канавка для стопорного кольца; 9 — бобышка; 10 — Т-образная прорезьРис. 35. Поршни двигателей:а — ЗМЗ-24; б — ЗИЛ-130; в — ЯМЗ-236; I — головка поршня; II — юбка поршня; / — днище; 2 — ребро жесткости; 3 — отверстие для поршневого пальца; .4 — чугунная кольцевая вставка; 5 — канавкн. для компрессионных колец; 6 — канавка для маслосъемного кольца; 7 — дренажное отверстие; 8 — канавка для стопорного кольца; 9 — бобышка; 10 — Т-образная прорезьРис. 36. Распределение боковой силы по поверхности юбки поршняРис. 36. Распределение боковой силы по поверхности юбки поршня
Рис. 35. Поршни двигателей:
а — ЗМЗ-24; б — ЗИЛ-130; в — ЯМЗ-236; I — головка поршня; II — юбка поршня; / — днище; 2 — ребро жесткости; 3 — отверстие для поршневого пальца; .4 — чугунная кольцевая вставка; 5 — канавкн. для компрессионных колец; 6 — канавка для маслосъемного кольца; 7 — дренажное отверстие; 8 — канавка для стопорного кольца; 9 — бобышка; 10 — Т-образная прорезь
Рис. 35. Поршни двигателей:
а — ЗМЗ-24; б — ЗИЛ-130; в — ЯМЗ-236; I — головка поршня; II — юбка поршня; / — днище; 2 — ребро жесткости; 3 — отверстие для поршневого пальца; .4 — чугунная кольцевая вставка; 5 — канавкн. для компрессионных колец; 6 — канавка для маслосъемного кольца; 7 — дренажное отверстие; 8 — канавка для стопорного кольца; 9 — бобышка; 10 — Т-образная прорезь
Рис. 36. Распределение боковой силы по поверхности юбки поршня
Рис. 36. Распределение боковой силы по поверхности юбки поршня
Сила Рзат и момент Мр вызывают в стержне шпильки одновременно напряжения растяжения ор и кручения тк. Поэтому условие прочности шпильки
Г [ ^р \2/ Л1 \2
асУм=У4 + 4т^]/+4 -0237) ^110-170 МПа.
Г \ *ШПги*1 /\ и>^и1 /
Для герметичности газового стыка необходимо, чтобы остаточные деформации, возникающие в шпильках при работе двигателя, были возможно меньше. Поэтому шпильки изготовляют из стального прутка с высоким пределом упругости (сталь 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА и др.).
ПОРШНЕВАЯ ГРУППА
Поршень. Основными элементами поршня являются (рис. 35): головка / с днищем 1 и кольцевыми канавками 4 и 5 для поршневых колец; юбка II с двумя бобышками 9 (приливами) для поршневого пальца.
Головка поршня выполняет две функции. Днище головки является одной стенкой камеры сгорания, а боковая поверхность с кольцами уплотняет надпоршневое пространство.
Форма днища головки поршня зависит главным образом от конструкции камеры сгорания и способа смесеобразования (для дизелей).
60
В карбюраторных двигателях камера сгорания расположена в головке блока цилиндров. Поэтому в них применяют преимущественно поршни с плоским днищем.
Днищу головки поршня дизеля, у которого основная часть камеры сгорания находится в поршне (рис. 35, в), придают форму, соответствующую форме струи топлива, распыливаемого форсункой.
Юбка поршня является его направляющей частью, передающей боковую силу N стенке цилиндра. Для свободного перемещения поршня в цилиндре между юб-
кой и цилиндром должен быть зазор, равный в горячем состоянии (0,0005—0,0015) D (где D — диаметр цилиндра, мм).
Боковая сила N распределяется по поверхности юбки поршня неравномерно (рис. 36), причем диаметрально расположенные части этой поверхности в пределах углов Р не нагружены и для выполнения юбкой функций значения не имеют. Поэтому у поршней часто отсутствует ненагруженная часть юбки (см. рис. 35, а), что уменьшает массу поршня (примерно на 30—40%) и потери на трение (на 40—50%).
Сила N вызывает неодинаковую по окружности деформацию юбки: меньшую в направлении действия силы и большую вдоль оси поршневого пальца. Чтобы при этом исключить возможность заклинивания поршня в цилиндре, юбке в сечении придают форму эллипса с меньшей осью, ориентированной по оси поршневого пальца.
Учитывая неравномерность нагрева поршня по высоте, поверхность юбки делают конической с тем, чтобы при рабочих температурах зазор между поршнем и цилиндром был одинаковым по всей высоте юбки. Диаметр головки Ог (см. рис. 35) на 0,5 мм меньше диаметра юбки Ою, в результате чего даже при самом напряженном режиме работы двигателя головка поршня, являющаяся наиболее нагретой его частью, не соприкасается со стенками цилиндра, что устраняет опасность заклинивания, снижает износ и величину механических потерь.
Поршень является наиболее напряженным элементом шатуннопоршневой группы, воспринимает значительные газовые, инерционные и тепловые нагрузки, работает в условиях, неблагоприятных для смазки и охлаждения. Он должен также иметь возможно малую массу. Учитывая это, его изготовляют из алюминиевых сплавов, например АЛ4, подвергают специальной термической обработке (искусственному , старению), повышающей твердость заготовки. После обработки резанием поверхность поршня облуживают гальваническим способом, что значительно улучшает его приработку к цилиндрам.
Для плотного прилегания юбки поршня к зеркалу цилиндра задаются минимальным зазором между ними, а для того чтобы избежать закливания на юбке поршня делают П- или Т-образные прорези. Поперечная часть этих прорезей, проходящая по границе между головкой и юбкой, частично изолирует одну от другой в тепловом от-
61
ношении. Наличие продольной части прорези позволяет юбке упруго деформироваться, что в сочетании с эллиптической формой юбки предотвращает заклинивание поршня при его нагреве.
Для равенства сил инерции деталей поршневых групп различных цилиндров и достижения необходимого сопряжения поршня с цилиндром комплект поршней для каждого двигателя подбирают по массе и диаметру.
Расчет поршня является поверочным. Его выполняют для днища и стенки головки поршня, опорной поверхности юбки и отверстия в бобышке.
Днище рассматривают как защемленную по краям круглую пластинку, равномерно нагруженную давлением газов, вызывающим в днище напряжение изгиба (рис. 37). Исходя из этого, условие прочности днища
Рис. 37. Основные размерыа„ = Крг max/(462) =С [сги],
поршня и эпюра нагрузки и
напряжениягде о„ — напряжение изгиба по краю дни
ща; р«тах — давление сгорания при работе двигателя на режиме максимального крутящего момента; [ои] — допускаемое напряжение, которое для днищ, не имеющих ребер жесткости, равно 20—25 МПа, при наличии ребер 50—150 МПа.
Из эпюры напряжений изгиба видно, что Ои > ^и, т. е. очевидна целесообразность увеличения толщины днища по его краю.
В стенке головки поршня попеременно возникают напряжение сжатия осж от давления pz тах и напряжение растяжения сгр от силы инерции Pj гп массы головки поршня с кольцами. Поэтому стенку проверяют по двум условиям прочности:
осж = ^^2-^304-40 МПа;а„ =-^1^4,0-НО МПа,р F
где F — площадь опасного сечения, которым может быть сечение по канавке маслосъемного кольца или сечение по поперечному участку Т- или П-образных прорезей.
Силу инерции Р} гп определяют по формуле (37) для наиболее неблагоприятного случая, когда поршень находится в в. м. т. (ср = 0), а угловая скорость кривошипа соответствует работе двигателя с максимальной частотой вращения коленчатого вала. Вместо массы т, подставляют массу головки поршня с кольцами, которая составляет приблизительно 40—60% от массы поршня в сборе с кольцами, 62
Во время работы двигателя опорная поверхность юбки поршня изнашивается, причем тем интенсивнее, чем больше боковая сила N и меньше площадь проекции опорной поверхности на диаметральную плоскость h^D. Поэтому необходимая износостойкость юбки достигается ограничением условного удельного давления поршня на стенку цилиндра:
цю = Ыта7ДИ.юВ} ^ 0,33 : 0,96 МПа.
Аналогично условием получения требуемой износостойкости поверхности отверстия в бобышке является следующее:
Цб = Рг m^D2l(Mnl6) < 17 -г- 34 МПа.
Поршневые кольца. Они представляют собой разрезные пружинящие кольца с переменным радиусом кривизны в свободном состоянии, среднее значение которого больше радиуса цилиндра. При установке поршня в цилиндр кольцо принимает круглую форму и оказывается в упругодеформированном состоянии, вследствие чего надежно уплотняет зазор между поршнем и цилиндром. Для поршня применяют уплотнительные кольца двух различных типов: компрессионные (газоуплотнительные) и маслосъемные.
Компрессионные кольца предотвращают главным образом прорыв газов из надпоршневого пространства в картер. Считают целесообразным применять на карбюраторных двигателях два-три, компрессионных кольца, а на дизелях три-четыре.
Наиболее распространены компрессионные кольца прямоугольного, трапецеидального и клиновидного сечений и кольца со ступенькой на внутренней стороне (рис. 38).
Маслосъемное кольцо отводит излишнее количество масла со стенок цилиндра, предотвращая этим попадание масла в камеру сгорания. На один поршень устанавливают одно маслосъемное кольцо в карбюраторных двигателях и два в дизелях. Для автомобильных двигателей отечественного производства чаще всего применяют маслосъемные кольца двух типов (рис. 38): дренажные и составные.
Дренажное кольцо работает так. Вследствие высокого давления на кромках кольца масло при движении поршня соскабливается с зеркала цилиндра и попадает в канавку 1 кольца, откуда через дренажные прорези 5 в кольце и дренажные отверстия 6 в поршне стекает в картер двигателя.
Составное кольцо — это комплект из двух стальных плоских колец 2, осевого 3 и радиального 4 расширителей. Расширитель 3 прижимает плоские кольца к стенкам канавки поршня, а расширитель 4 — к зеркалу цилиндра. Масло соскабливается с зеркала плоскими кольцами, скапливается в пространстве между ними и через окна в расширителе 4 и дренаждые отверстия 6 в поршне стекает в картер двигателя.
Поршневые кольца всех типов, кроме составного маслосъемного, изготовляют из перлитного высокосортного чугуна, который лучше всего отвечает высоким требованиям, предъявляемым к материалу кольца в отношении упругости, прочности, антифрикционности, тепло-
Рис. 38. Поршневые "кольца:
/ — компрессионные (положение в канавке поршня в рабочем состоянии); // — маслосъемные; а — прямоугольного сечення; б — трапецеидального сечения (с конической наружной поверхностью); в — со ступенькой иа внутренней поверхности; г — клиновидного сечения; д — составное; е — дренажное; / — маслосборная канавка; 2 — плоское кольцо; 3 — осевой расширитель; 4 — радиальный расширитель; 5 — дренажная прорезь; 6 — дренажное отверстие в поршне; йк высота кольца
и коррозионно-устойчивости, в связи с особо тяжелыми условиями работы кольца.
Для обеспечения большей износостойкости наружную поверхность кольца покрывают защитным слоем хрома или олова, наносимым электролитическим способом.
Расчет поршневого кольца выполняют для определения следующего: 1. Необходимого зазора sx в разрезе (замке) кольца в холодном состоянии двигателя (монтажный зазор) по формуле
®i — $14~ л D [ак (^к ^о) -}- оСц (^ц ^)],
где s'x •— минимально допустимый зазор замка в горячем двигателе, который должен быть в пределах 0,06—0,10 мм; D — диаметр цилиндра в мм; ак и ац — коэффициенты линейного расширения материалов соответственно кольца и цилиндра; 1К и t^ — рабочие температуры
Рис. 39. Основные размеры поршневого пальца и эпюра нагрузкиРис. 39. Основные размеры поршневого пальца и эпюра нагрузки6565
Рис. 39. Основные размеры поршневого пальца и эпюра нагрузки
Рис. 39. Основные размеры поршневого пальца и эпюра нагрузки
65
65
кольца и цилиндра, принимают tK = 200 -е 300° С; /ц = ПО -*- 115° С; г"» — температура, при которой монтируют кольца на поршень, /0 = = 15° С.
Зазора замка s0 в свободном состоянии кольца, необходимого для того, чтобы среднее удельное давление кольца на стенку цилиндра было в допустимых пределах. Этот зазор определяют по формуле
$0 —$1$0 —$1[(О/Д)-1Р О г_ ,0,1520 L9cpJ>
$0 —$1
$0 —$1
где / — радиальная толщина кольца; Е — модуль упругости (для легированного чугуна Е = 1,2 -105 МПа); 1^ср]—допускаемое среднее давление (для компрессионных колец [<?ср1 = 0,11 -ь 0,37 МПа; для маслосъемных 1<7ср1 = 0,2 4- 0,4 МПа).
Будет ли при принятых размерах обеспечена прочность кольца в двух случаях его изгиба: при надевании на поршень и установке в цилиндр. С этой целью рассматривают условия прочности:
для первого случая
_ 40 [1-0,114(^-з,)//] _ . ,и 1,57 №/t)-1,4] (D/t) ^=1аи1*
для второго случая
^ = 2,61 [<7ср] [(/)//)—1]2^[сги].
Для легированного чугуна [ои1 = 220 4- 450 МПа, причем значение [nJ берут тем меньше, чем больше диаметр цилиндра.
Поршневой палец. Он является осью, шарнирно соединяющей поршень с шатуном (рис. 39). Его делают цилиндрической формы и пустотелым для уменьшения массы. Чтобы исключить возможность
повреждения зеркала цилиндра пальцем, предусматривают осевую фиксацию его в поршне, которая осуществляется обычно с помощью
двух стопорных пружинных колец /. Поршневой палец, закрепленный в поршне таким способом, называется плавающим. Во время работы двигателя плавающий палец может поворачиваться и в бобышках поршня, и в головке шатуна, что способствует равномерному износу поверхности пальца.
Поршневые пальцы карбюраторных двигателей изготовляют из углеродистой стали 15, 20 или 45, а дизелей — из легированной стали, например из стали 12ХНЗА (двигатель ЯМЭ-236). Наружную поверхность пальцев, выполненных из низкоуглеродистой стали, цементуют с последующей закалкой. Пальцы, изготовленные из стали
3 Гаспарянц Г. А..
подвергают поверхностной закалке токами высокой частоты (ТВЧ).
Для устранения микротрещин или каких-либо следов обработки, являющихся концентраторами напряжений, наружную поверхность пальца шлифуют и полируют, а для достижения необходимого характера сопряжений пальца с поршнем и шатуном их подбирают по размерным группам.
Расчет поршневого пальца производят для проверки отсутствия среза пальца под действием давления газов на поршень и чрезмерной упругой деформации пальца (изгиб и овализация), что может вызвать его заклинивание в поршне и шатуне. Согласно расчетной схеме, приведенной на рис. 39, условия прочности поршневого пальца следующие: при изгибе
41,2(1—a*)d®
при срезе
nD2 14-a-l-a2,
ТСр — 0,85рг —^ (i—o»)^ ^ 1ТсрЬ
где а = 4/^.
Допускаемые напряжения для углеродистой стали [оД = 120 4- 4- 150 МПа; [т„] = 60 4- 100 МПа; для легированной стали [ои] = = 250 4- 500 МПа; [тСр] = ПО 4- 220 МПа. Относительно низкие значения [ой] обеспечивают необходимую жесткость, пальца.
Наибольшая овализация поршневого пальца, т. е. увеличение Мп его диаметра в плоскости, перпендикулярной направлению действия силы давления газов p^D1^, имеется в средней наиболее напряженной части на длине ~0,2/п (/п — длина пальца). Поэтому условие допускаемой овализации
А4шах-[(0,09рглО2)/(4£/п)] [(1 +а)/(1 -а)]2 [0,1 - (« — 0,4)3]
0,02 ч-0,05 мм.
ГРУППА ШАТУНА
Основными конструктивными элементами шатуна (рис. 40) являются поршневая (верхняя) головка 1, кривошипная (нижняя) головка 4 и стержень 3, соединяющий головки. Заготовку шатуна получают методом объемной штамповки.
Поршневую головку куют совместно со стержнем. В нее запрессовывают тонкостенную втулку 2, изготовленную из оловянистой бронзовой ленты толщиной 0,8—2,5 мм, которая служит подшипником скольжения для поршневого пальца.
Кривошипная головка разъемная, состоит из двух частей — верхней и нижней. Верхнюю часть куют совместно со стержнем шатуна; нижняя часть, называемая крышкой 8 шатуна, соединяется с шатуном болтами 5 с гайками 9 и стопорящими деталями, предотвращающими самопроизвольное отвинчивание гаек. Шатунные болты являются 66
Рис. 40. Группа шатуна:Рис. 40. Группа шатуна:1 — поршневая головка; 2 — втулка поршневой головки; 3 — стержень шатуна; 4 — кривошипная головка; 5 — шатунный болт; 6 — вкладыш шатунной головки; 7 —■ фиксирующий ус; 8 — крышка шатуна; 9 — гайка1 — поршневая головка; 2 — втулка поршневой головки; 3 — стержень шатуна; 4 — кривошипная головка; 5 — шатунный болт; 6 — вкладыш шатунной головки; 7 —■ фиксирующий ус; 8 — крышка шатуна; 9 — гайкатакже установочными элементами, точно фиксирующими положение одной половины головки относительно другой.
Рис. 40. Группа шатуна:
Рис. 40. Группа шатуна:
1 — поршневая головка; 2 — втулка поршневой головки; 3 — стержень шатуна; 4 — кривошипная головка; 5 — шатунный болт; 6 — вкладыш шатунной головки; 7 —■ фиксирующий ус; 8 — крышка шатуна; 9 — гайка
1 — поршневая головка; 2 — втулка поршневой головки; 3 — стержень шатуна; 4 — кривошипная головка; 5 — шатунный болт; 6 — вкладыш шатунной головки; 7 —■ фиксирующий ус; 8 — крышка шатуна; 9 — гайка
Для уменьшения трения и износа в сопряжении шатун — коленчатый вал в кривошипную головку шатуна устанавливают два тонкостенных вкладыша 6, образующих подшипник скольжения. Вкладыши изготовляют из стальной ленты толщиной 1—3 мм, рабочая поверхность которой покрыта слоем антифрикционного сплава (0,15— 0,5 мм). Применяют также трехслойные вкладыши, которые отличаются от двухслойных наличием промежуточного металлокерамического мед- но-никелевого подслоя, обеспечивающего более прочное соединение антифрикционного слоя со стальной лентой. От проворачивания и осевого смещения вкладыши удерживаются фиксирующим усом 7,
который входит в специальный паз, выфрезерованный в стенке головки у места разъема. Для повышения точности посадки вкладышей в кривошипную головку крышку и шатун в сборе окончательно растачивают совместно. Поэтому шатун и крышка порознь невзаимозаменяемы.
Стержень шатуна двутаврого сечения, постепенно увеличивающегося от верхней головки к нижней с плавным переходом в верхнюю половину кривошипной головки. Такая форма стержня при малой массе шатуна увеличивает его прочность и жесткость.
Учитывая знакопеременный и ударный характер нагрузок, действующих на шатун, для его изготовления применяют стали с достаточно высоким пределом выносливости: среднеуглеродистую 40, 45 (двигатель ЗИЛ-130), марганцовистую 45Г2 (двигатели ЗМЗ) или хромистую 40Х (двигатель*"ЯМЗ) и другие с аналогичными этим сталям свойствами.
Расчет шатуна. Для поршневой головки шатуна опасным является напряжение растяжения, возникающее в сечении А—А в результате совместного действия силы инерции Pj, усилия натяга, создаваемого при запрессовке втулки 2, а также температурного натяга, являющегося следствием различного теплового расширения втулки и головки шатуна, В упрощенных расчетах учитывают только действие силы Рр
3»3»67
3»
3»
В этом случае условие прочности поршневой головки шатуна следующее:
=< 2050 МПа,
Р№ —Д)/ш
где Pj — сила инерции массы т'п комплектного поршня и верхней половины поршневой головки шатуна при положении поршня в в. м. т.; на основании формулы (37) Р} = т^го? (1 + X).
Проверка износостойкости втулки поршневой головки аналогична проверке износостойкости поверхности отверстия в бобышке поршня. Допускаемое давление в этом случае равно 20—40 МПа.
Стержень шатуна во время рабочего хода подвергается одновременно продольному изгибу в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и сжатию, а в начале впуска — растяжению. Наибольший изгибающий момент возникает в сечении Б—Б стержня, находящемся на расстоянии О,578ЛШ от центра поршневой головки. Это сечение принимают за расчетное. Расчет стержня на растяжение принципиально не отличается от аналогичного расчета поршневой головки.
Условия прочности стержня при сжатии и продольном изгибе следующие:
в плоскости качания шатуна (относительно оси х—х)
= Кх (P/F) =е [оД;
в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания (относительно оси у—у),_
Oy = Ky(P/F)^ti
где Кх и Ку — коэффициенты, учитывающие влияние продольного изгиба шатуна в соответствующей плоскости; Р — сумма сил давления газов и инерции в начале рабочего хода (ф = 0) на режиме Л4втах; F — площадь сечения Б—Б.
Коэффициенты Кх и Ку определяют по эмпирическим зависимостям:
К — 1 ! °в L™F • К — 1
Л2£ 1х ,л3£,
где <тв — предел прочности; Е = 2,2 -106 МПа для материала шатуна; 1Х и 1а — моменты инерции сечения Б—Б относительно соответствующей оси, м4.
Допускаемые напряжения [оД и [оД одинаковы; для шатунов из углеродистых сталей они равны 160—250 МПа, а для шатунов из легированных сталей 200—350 МПа.
Расчет крышки шатуна. На крышку шатуна действуют силы инерции Р} возвратно-поступательно движущихся масс и Рд вращающихся масс, определяемые по формулам (37) и (38). В начале впуска сила Pj достигает наибольшего значения и суммируется с силой Рд. Поэтому опасными для крышки являются условия ф = 0, о = tomax. При приближенном расчете крышку можно рассматривать как равномерно нагруженную балку с защемленными концами и расстоянием между заделками /6. В этом случае условие прочности крышки следующее:
ои = (Р7 + Рц)/б/(12ГйХ40^-100 МПа,
где W — момент сопротивления сечения В—В крышки без учета упрочняющих ребер и утолщений, м3.
Расчет шатунных болтов. Крышка прикреплена к шатуну обычно двумя болтами, которые нагружаются одновременно с крышкой, но в отличие от нее суммой сил Pj + Р' (где Р' — сила инерции вращающихся масс шатуна без учета массы крышки). Шатунные болты работают на растяжение, поэтому условие их прочности
Стр = ф (Р/ + Рц)№) ^130ч- 220 МПа, где ф — коэффициент предварительной затяжки, обеспечивающей плотность стыка кривошипной головки; ф = 1,5 4- 3,0; F6 — площадь наименьшего сечения болта.
ГРУППА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
Коленчатый вал. Конструктивными элементами коленчатого вала являются (см. рис. 23) коренные 20 и шатунные 15 шейки, щеки 21, противовесы 13, передняя часть и задняя часть с фланцем 17.
Коренные шейки предназначены для установки вала в опоры (коренные подшипники), расположенные в блок-картере двигателя. Ось коренных шеек является осью вращения коленчатого вала. От числа опор вала зависит его жесткость при изгибе, имеющая важное значение для долговечности многих деталей шатунно-кривошипного механизма. В связи с этим наибольшее распространение получили полноопорные коленчатые валы, т. е. такие, у которых между каждой парой смежных коренных шеек имеется только одна шатунная.
Шатунные шейки служат для шарнирного соединения шатуна с коленчатым валом. Для уменьшения массы шатунных шеек их обычно делают полыми. Полость 14 в шатунных шейках используют в качестве центробежного уловителя грязи из масла, которое подается по каналам или трубкам от коренных шеек к шатунным для смазки шатунного подшипника.
Щеки служат для соединения между собой шатунной и коренной шеек, образуя в совокупности с ними кривошип (колено). Противовесы изготовляют как одно целое со щеками или отдельно, прикрепляя к щекам винтами, которые надежно стопорят.
Передний конец (см. рис. 23) коленчатого вала служит для установки шестерни 4 привода механизма газораспределения, шкива 26 клиноременной передачи и храповика 1. Храповик используют для проворачивания коленчатого вала пусковой рукояткой и для осевой затяжки деталей, размещенных на переднем конце вала.
Задний конец вала начинается от последней коренной шейки и заканчивается фланцем 17 для крепления маховика.
Для предотвращения утечки масла из поддона и проникновения в полость картера пыли и грязи передняя и задняя части коленчатого вала уплотнены с помощью контактных уплотняющих устройств (сальников) и различных масло- и грязеотражателей.
Коленчатые валы отливают из высокопрочного легированного чугуна (двигатели ЗМЗ) или изготовляют из высокоуглеродистой стали
методом объемной штамповки. В литых валах делают полыми не только шатунные, но и коренные шейки. Для увеличения износостойкости шеек их рабочую поверхность закаливают Т В Ч на глубину 3— 5 мм, шлифуют и полируют.
Рис. 41. Схема для расчета кривошипа Расчет коленчатого вала выполняют следующим образом. Рассчитывают один наиболее нагруженный кривошип, рассматривая его как разрезную двухопорную балку.-Расчетными нагрузками являются (рис. 41) набегающий крутящий момент Л4Н, передаваемый к рассматриваемому кривошипу предыдущими; радиальная R и тангенциальная Т составляющие силы Рш, действующей вдоль оси шатуна, которые определяют по формулам (39) и (40) для работы двигателя на режиме максимального крутящего момента. Предполагается, что силы инерции масс кривошипа с учетом приведенной массы шатуна уравновешены
противовесами.
В четырехцилиндровом двигателе рабочие ходы происходят не одновременно, и набегающий момент отсутствует, вследствие чего
в качестве расчетного кривошипа можно принять любой кривошип. В шести- и восьмицилиндровых двигателях один рабочий ход перекрывает другой, поэтому возникает набегающий момент. В этих случаях нагрузки, действующие на кривошип, зависят от его порядкового номера (счет ведется от переднего конца вала к заднему), порядка работы двигателя и угла ср поворота коленчатого вала.
Для выявления наиболее нагруженного (расчетного) кривошипа и определения для него набегающего момента составляют таблицу значений этого момента перед каждым кривошипом в один и тот же момент времени при различных углах ср. При этом используют результаты динамического расчета (см. рис. 29) и учитывают порядок работы
двигателя .•
Коренные шейки рассчитывают только на кручение. Напряжениями изгиба пренебрегают ввиду их малости. Из двух шеек расчетного кривошипа наиболее нагруженной является та, которая обращена к задней части вала. Для этой шейки расчетный момент Л4« и условие прочности следующие:
Мк=Ми + Тг; тк = Л4'/Ц7'^0,125тв,
где ^ — момент сопротивления кручению, м3; ^ « 0,2d^ [1 — — №/^i)4 1 № и с^ — соответственно наружный и внутренний диаметры коренных шеек); тв — предел прочности при кручении материала вала.
Шатунные шейки подвергаются одновременному воздействию крутящего момента Мк = Мн + Тог и изгибающих моментов: MR = Rya (в плоскости кривошипа) и Л4Т = Тоа (в плоскости, перпендикулярной Кривошипу), где реакции опор То = 0,5Т; Ro = 0,5/?. G учетом этого условие прочности шатунной шейки
а = К№/Гн)а + 4(Л4'/Ц7к)2 ^ 0,125ав,
Рис. 42. Схема для расчета щеки кривошипаРис. 42. Схема для расчета щеки кривошипаГде Afa — результирующий изгибающий момент; Ц7И — момент сопротивления изгибу шейки, м3; 1ГЙ « 0, Id, [1 — (^/dj4] (dx и d2 — соответственно наружный и внутренний диаметры шатунной шейки); сгв — предел прочности материала вала.
Рис. 42. Схема для расчета щеки кривошипа
Рис. 42. Схема для расчета щеки кривошипа
В опасном (заштрихованном) сечении щеки (рис. 42) возникают напряжения: касательные от кручения моментом Мк = Тос; нормальные от сжатия силой Ro, а также от изгиба моментами MR = Roc и. Мт = Мн — Тогг, действующими соответственно в плоскостях кривошипа и щеки.
Наиболее напряженными точками
расчетного сечения являются концы
его осей симметрии — точки а и Ь. Суммарные нормальные и каса
тельные напряжения в этих точках
Оа ~ (R(£/WHa) + (^о/^щ)! Т« — ^о^/^ка)
^ft —I(AfH—^оГ1)/^и»]+ (-^0/^); tb = Kl^ai
где Рщ — площадь опасного сечения, м2; Рщ — he; WKa, WHb и Ц7ка, Wk6 — моменты сопротивления изгибу и кручению расчетного сечения относительно осей а—а и b—Ь, м3;
W„ а h^f6; Wnb = e/i2/6; Гк а = K2he^
(Ki и Кг — Коэффициенты, зависящие от соотношений между сторонами расчетного сечения).
Коэффициент Ki ^ 0,75; значения коэффициента Кг следующие:
Ще 234510
К .........0,25 0,27 0,28 0,29 0,31
Условие прочности щеки для точки а
для точки bдля точки bо^Уо^ + ^а^ 120-4- 180 МПа;
для точки b
для точки b
оь = /о?+ 44 ^ 120 ч- 180 МПа.
Условия прочности шатунной шейки и щеки проверяют для двух Положений кривошипа, соответствующих максимальным значениям сил R и Т.
Коренные и упорный подшипники. Коренные подшипники состоят Из двух частей: верхней, изготовленной как одно целое с блок-карте- ром, и нижней — съемной крышки, прикрепленной к блок-картеру болтами, которые надежно застопорены. Вкладыши коренных подшипников отличаются от шатунных большей толщиной стальной ленты, из которой их штампуют,
Во время разгона й торможения автомобиля, при выключений сцепления, а также в результате работы передачи привода газораспределительного механизма (имеющей зубчатые колеса с косыми зубьями) на коленчатый вал действует осевая сила. Это вызывает необходимость осевой фиксации коленчатого вала, которую осуществляют с помощью упорного подшипника. Конструкция упорного подшипника двигателя ЗМЗ-24 является типичной (см. рис. 23). Коленчатый вал удерживают от осевого смещения корпус переднего коренного подшипника, щека вала и шайба 5, закрепленная на валу. Для уменьшения трения и износа упорных поверхностей применяют две сталебаббитовые шайбы 8 и 23, которые антифрикционным слоем обращены: первая к шлифованному пояску щеки, вторая — к шайбе 5.
Маховик. Его отливают из серого чугуна. Маховик представляет собой массивный диск или диск с ободом (см. рис. 23), прикрепленный к фланцу коленчатого вала надежно застопоренными болтами. К плоскости маховика, обращенной в сторону трансмиссии автомобиля, крепят сцепление. На обод напрессовывают или крепят винтами зубчатый венец 18 для пуска двигателя стартером.
Расчет маховика выполняют, учитывая, что момент инерции маховика /м составляет приблизительно 90% момента инерции всех движущихся частей двигателя /0, Поэтому размеры маховика, которые, выбирают из конструктивных соображений (возможности размещения сцепления, осуществления привода от стартера и т. п.), должны удовлетворять условию
где тм — масса маховика; Ом — диаметр окружности, проходящей через центр тяжести половины диаметрального сечения маховика. Момент /0 определяют по формуле (45).
По условиям прочности чугунного маховика окружная скорость на его ободе
Ум = ^ОтахП.тах/60 ^ 25-J- 30,
Где ум — 6 м/с; Отах — максимальный диаметр маховика, м.
Глава VIII
МЕХАНИЗМ газораспределения
РАБОТА МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ,ОСНОВНЫЕ ЕГО ЧАСТИ И ИХ НАЗНАЧЕНИЕ
Механизм газораспределения служит для осуществления своевременного газообмена в двигателе, т. е. для впуска в цилиндр свежего заряда и выпуска отработавших газов в точном соответствии с диаграммой газораспределения.
Механизм газораспределения устроен и работает следующим образом. В головке блока имеются одно впускное и одно выпускное отвер,- стия (рис. 43), перекрываемые соответственно впускным и выпускным 72
Рис. 43. Механизм газораспределения двигателя ЗМЗ-24:
I — клапанная группа; / — ось коромысел; 2 — распорная пружина; 3 — седло клапана; 4 —- клапан; 5 — направляющая втулка клапана; 6 — пружина клапана; 7 — тарелка пружины; 8 — втулка; 9 — сухарь; 10 — коромысло; // и 12 — гайки; 13 —- регулировочный винт; 14 — стойка; 15 — распорная шайба; 16 — шплинт; 17 — упорная шайба; 18 — штанга; 19 — толкатель; 20 — наконечник штанги; 21 — распределительный вал;
22 — шпилька крепления стойки
клапанами 4. Пружины 6 нагружают клапаны, вследствие чего они плотно прилегают к горловине отверстий — седлу 3 клапана и герметично закрывают их.
Для открывания впускного и выпускного отверстий, т. е. для подъема клапанов с их седел, служит вал 21 с кулачками, именуемый распределительным, а также ряд промежуточных между кулачком и клапаном деталей, выполняющих передаточные функции. Основными промежуточными деталями являются толкатель 19, штанга 18 и коромысло 10.
Распределительный вал кинематически так связан с коленчатым валом, что частота вращения распределительного вала в 2 раза меньше частоты вращения коленчатого вала. Вследствие этого за два оборота коленчатого вала
каждый клапан, управляемый соответствующимкаждый клапан, управляемый соответствующимкулачком, 1 раз поднимается с седла, открывая и затем закрывая определенное отверстие. Профиль кулачка зависит от диаграммы газораспределения и характера изменения ускорений при подъеме клапана. Относительное угловое расположение кулачков на валу зависит от порядка работы двигателя и фаз газораспределения.
каждый клапан, управляемый соответствующим
каждый клапан, управляемый соответствующим
Таким образом, клапанный газораспределительный механизм состоит из трех групп деталей: клапанной, распределительного вала и группы передаточных деталей, которую будем называть группой тол
кателя.
/
ПРОХОДНОЕ СЕЧЕНИЕ И ВЫСОТА ПОДЪЕМА КЛАПАНА
В автомобильных двигателях применяют клапаны с конической уплотняющей частью (рис. 44). Проходное сечение таких клапанов представляет собой боковую поверхность усеченного конуса с высотой h и диаметрами оснований d и dx. Поэтому площадь проходного
73
Рис. 44. Проходное сечение клапанаРис. 44. Проходное сечение клапанасечения клапана в рассматриваемый момент времени
Рис. 44. Проходное сечение клапана
Рис. 44. Проходное сечение клапана
f = 0,5n (d + d^/^nd/ZnjCosa,
(46) где d — диаметр горловины седла клапана; dt — больший диаметр седла клапана; I — ширина про-
ходного сечения клапана; /гкл
высота подъема клапана; ос — угол фаски клапана.
Необходимую наибольшую площадь /тах проходного сечения кла
пана определяют из условия равенства объема, освобождаемого или
вытесняемого поршнем при движении от одной мертвой точки к другой, объему потока свежего заряда или отработавших газов, проходящему за тот же отрезок времени через проходное сечение клапана при работе двигателя на режиме максимальной мощности:
^п tpFп — ®/тах,
где оп ср — средняя скорость поршня; Fn — площадь днища поршня; су — условная средняя скорость потока в наибольшем проходном сечении клапана; су « 50 4- 120 м/с.
Отсюда
/max = Опср^М(47)
Решив совместно уравнения (46) и (47) относительно /iKji, получим формулу для определения наибольшей высоты подъема клапана:
Акл max ^ Vn zpFHwnd cos а).
В современных двигателях величина h„. max колеблется, в пределах (0,18-0,30) d.Р
§ 37, ПРОФИЛЬ КУЛАЧКА И КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМАГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
В современных автомобильных двигателях наиболее распространены кулачки двух видов: с выпуклым профилем и безударные.
Профиль кулачка с выпуклым профилем строят в таком порядке (рис. 45, левая часть).
Вычерчивают начальную окружность кулачка. Принимают радиус кулачка г0 = 0,5 [dp + (2 4 3)] мм, где dp — диаметр стержня распределительного вала; dp = (3 4- 4) hT max; h^max — наибольшая высота подъема толкателя; h^max = hKil max lt и /2 — размеры плеч коромысла, показанные на рис. 43.
По обе стороны от оси ОС (см. рис. 45) симметрии кулачка откладывают угол Р = ф/4 (где ф — продолжительность открытия клапана по углу поворота коленчатого вала — угол действия клапана), 74-
Рис. 45. Построение профиля кулачка и определение высоты подъема толкателя
Угол <р определяют из заданных фаз газораспределения, Для впускного клапана
Фвп = Ф1+180 + Фг!
для выпускного
Фвып = Фз + 180 4" фр
Полученные точки Л и Л' соответствуют началу открытия (подъема) и концу закрытия (опускания) клапана.
Определяют положение вершины кулачка (точка С), которое зависит от наибольшей высоты подъема клапана /гклтах и кинематической схемы передаточной части механизма газораспределения. Для наиболее распространенной схемы механизма (см. рис. 43) положение вершины кулачка находят, откладывая по оси симметрии кулачка от начальной окружности отрезок DC = кттм.
Из точки Ог, находящейся на оси ОС на расстоянии /у = 1,5 -^ 4- 3,5 мм от точки С, проводят дугу окружности, проходящей через точку С. Затем из точки О2> лежащей на продолжении радиуса АО, радиусом
7? = 0,5 (/2 — /у + г0 — 2г0/ cos 0)/(ro — rx — l cos 0)
сопрягают начальную окружность с дугой радиуса гР Аналогично строят участок С А' профиля кулачка.
Перемещение толкателя hT, его скорость ку и ускорение /т при подъеме и опускании зависят от того, с какой частью профиля кулачка соприкасается толкатель (рис. 45, правая часть). При скольжений толкателя по участку АВ
h^ = BD — r0 = R — <R—r^ cos фр — r0 = (R — г0) (1 — cos фр);
ay' = dh^/dt = ^dh^dt^ (d^ldt) = (R — r0) ®p sin фр;
Д = dw'T/dt = (R — r0) top cos фр.
Рис. 46. Диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателяРис. 46. Диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателяПри скольжении толкателя по участку ВС
Рис. 46. Диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателя
Рис. 46. Диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателя
Л» = BD — г0 = ^ — (г0 — / cos <Рр);
Wt = dh^/dt = — /top sin фр;
/т = dw^/dt =— tap cos cpp,
где Фр и фр — углы поворота распределительного вала во время скольжения толкателя соответственно по первому и второму участкам профиля кулачка, отсчитываемые от оси толкателя.
Полученные зависимости позволяют построить диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателя (рис. 46), которые с ординатами, исчисляемыми в масштабе, уменьшенном в Z2/G Раз, являются также диа-
граммами подъема, скорости и ускорения клапана.
Безударными называют кулачки, профиль которых построен в соответ-
ствии с заданным законом подъема толкателя, обеспечивающим наибольшую пропускную способность клапана при наименьших возможных его ускорениях. Такие кулачки широко применяют в настоящее время для быстроходных автомобильных двигателей.
§ 38. ВРЕМЯ-СЕЧЕНИЕ КЛАПАНА
Для окончательной оценки пропускной способности клапана введен параметр «время-сечение» клапана (В. С.). Оно является интегральной площадью проходного сечения седла клапана и учитывает одновременно величину проходного сечения и продолжительность открытия клапана:
В. C.=^dt, (48)
где В. С. — в мм2 -с; /г и /2 — моменты начала и конца рассматриваемого хода поршня (впуска или выпуска).
Подставляя в формулу (48) значение / из выражения (46), а вместо dt его значение из выражения ир = d^dt, получим
фр. 2
В. С. = (nd cosa/top) $ йкл t/фр.
фр1
Выражение под интегралом пропорционально площади под кривой
перемещения клапана за рассматриваемый ход поршня и определяется с помощью графика (рис. 46):
<Рр2
j ^кл dq>p = пцт^,
где mh — масштаб перемещения клапана; т^ — масштаб угла пово- рота распределительного вала; F — площадь под кривой /гкл = / (срр) для рассматриваемого хода поршня, мм2.
Чем больше значение время-сечения, тем эффективнее работа газораспределительного механизма.
ДИНАМИКА МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ.
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРУЖИНЫ КЛАПАНА
Основными силами, действующими в механизме газораспределения, являются сила инерции масс поступательно-движущихся деталей механизма; сила давления газов на клапан; сила упругости пружины клапана; сила давления кулачка на толкатель.
Сила инерции Р$ считается положительной, если она направлена по оси штанги к распределительному валу. Для удобства расчетов ее приводят к оси толкателя (сила Р^ или клапана (сила Р/Кл). Силы PfT и Лкл определяют по формулам
Ph = ^р/т!(49)
^/кл-^р/М^(50)
где М'пр и М„р — суммарные массы поступательно-движущихся деталей механизма, приведенные соответственно к оси толкателя и клапана.
Приведенные суммарные массы
М^р -^-H^ + ^p/^HW^^(51)
Л4пР = ткл -j- (тПр/3) + тТ (Zi//2)2+^к [(^i + 4)/(12^2)]2>
где тТ — суммарная масса толкателя, штанги и других деталей, расположенных по оси толкателя; ткл — суммарная масса клапана с тарелкой пружины и замковым устройством; тпр — масса пружины клапана; тк — масса коромысла.
Сила давления газов РТ зависит (по величине и направлению) от разности давлений в цилиндре и вне его. Выпускной клапан находится в худших условиях, чем впускной. Во-первых, в момент открытия на выпускной клапан действует большая сила давления газов Р'г, нагружающая кулачок. Во-вторых, во время впуска сила давления газов Р" отрывает выпускной клапан от седла, нагружая пружину клапана. В связи с этим расчеты выполняют только для выпускного клапана (если диаметры клапанов одинаковы). Значения указанных сил находят из выражений
Р'г = (л/4) (p6dl - prcPyр; = (л/4) ^рА - Ра<РУ
Рис. 48. Силы, действующие от кулачка на толкательРис. 48. Силы, действующие от кулачка на толкатель
Рис. 48. Силы, действующие от кулачка на толкатель
Рис. 48. Силы, действующие от кулачка на толкатель
Рис, 47, Построение ха-рактеристики пружиныклапана
где рь, ра — давление в цилиндре во время соответственно открытия выпускного клапана и впуска; рг — давление в выпускном канале; di и d — диаметры соответственно головки клапана и горловины седла.
Сила упругости пружины Рпр должна обеспечивать плотную посадку клапана в седле и постоянный контакт между собой всех движущихся деталей механизма во время работы двигателя на режиме nmax и перемещения толкателя с отрицательным замедлением. Первое условие достигается при Рпртщ>1,3 Р’, второе при Рпр№х = КР,„ (где К — коэффициент, запаса; для карбюраторных двигателей К = = 1,33 *т- 1,66; для дизелей с механическим центробежным регулятором частоты вращения К = 1,28 -ь 1,52).
Определение силы Рпр тах и построение характеристики пружины производятся (рис. 47) с использованием участка Ь^ кривой зависимости /кл = f (фр) и кривой подъема клапана. Построения выполняют в таком порядке. По формуле (50) с использованием кривой /кл определяют для нескольких значений фк силу PjKa и строят кривую этой силы (см. рис. 47). Затем, умножением ординат кривой PjKa на принятый коэффициент запаса К определяют точки кривой силы Рпр. С помощью кривой подъема клапана Акл и кривой Рпр строят зависимость необходимой силы упругости пружины от высоты подъема клапана, которая и является характеристикой пружины (прямая Ь2с2 и ее продолжение). Отрезки Т^р min и /т1п — установочный натяг пружины и соответствующая ему установочная деформация, а отрезки jPnpmax и /max — наибольшие упругая сила и деформация пружины.
Сила давления (Q) кулачка на толкатель является равнодействующей силы трения Рчр и силы Рт, направленной вдоль оси толкателя 78
(рис. 48). Наибольшее значение силы Рт соответствует моменту открытия выпускного клапана:,
Рт max = Р j max + (Рг + Рпр mln) (^г)1
• При практических расчетах можно силой трения пренебречь, а за расчетное положение кулачка принимать момент перехода толкателя с первого участка профиля кулачка на второй (точка В на рис. 45). Тогда смещение линии действия силы Рттах относительно оси толкателя (см. рис. 45, левая часть)
e = (/?-r0)sinyp,
где из треугольника ООгОа (см. рис. 45, а)
Фр = arcsin {[//(/? — fj)] sin (180 — Р)}.
Г л а в а IX
КОНСТРУКЦИЯ, ОСНОВЫ РАСЧЕТА ДЕТАЛЕЙМЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
§ 40. КЛАПАННАЯ ГРУППА
Клапан состоит из двух основных частей (рис. 49): головки 7 и стержня 2. Чтобы клапан оказывал меньшее сопротивление потоку газов, переход от стержня к головке делают как можно более плавным.
Преимущественно распространены клапаны с головками двух видов: плоской (рис. 49, а) и тюл^панообразной (рис. 49, б). Технология изготовления клапанов с тюльпанообразной головкой несколько сложнее, но они отличаются меньшей массой, большей жесткостью головки и лучшей обтекаемостью газами со стороны стержня.
Для плотного прилегания клапана к седлу головка клапана имеет уплотнительную коническую фаску 8. Для впускного клапана
Рис. 49. Клапаны:
а— о плоской головкой; б— с тюльпанообразной головкой; в — с натриевым охлаждением: / — проточка для закрепительных сухарей; 2 — стержень клапана; 3 — направляю, щая втулка; 4 — металлический натрий; 5 — заглушка; 6 — жаропрочная наплавка; 7 — головка клапана; 8 — уплотнительная фаска
фаску делают под углом 30 или 45°, а для выпускного — под углом 45°. Головка впускного клапана периодически охлаждается потоком свежего заряда и все же нагревается до температуры 300—400° С. Поэтому для изготовления впускных клапанов применяют хромистые или хромоникелевые стали, обеспечивающие при рабочей температуре Клапана необходимые прочность, жесткость и отсутствие коробления головки.
Головка выпускного клапана омывается отработавшими газами, нагревающими ее до температуры 700—900° С; кроме этого, они оказывают коррозирующее действие на материал клапана. Поэтому выпускные клапаны изготовляют из жаро- и коррозионно-стойких сталей (кремнехромистых, кремнехромоникелевых и др.). Иногда выпускной клапан делают комбинированным, изготовляя его головку из жаростойкой стали (двигатель ЯМЗ-236). Обе части клапана соединяют электросваркой встык. В некоторых случаях на наиболее теплонапряженное место головки — уплотнительную часть наплавляют слой антикоррозионного сплава (толщиной около 2 мм), отличающегося особой твердостью и теплостойкостью.
В отдельных двигателях (ЗИЛ-130, 3M3-53) для уменьшения теплонапряженности выпускного клапана применяют натриевое охлаждение. В этом случае головку и часть стержня клапана делают полыми. Полость частично заполняют металлическим натрием и снизу закрывают заглушкой 5, приваренной к клапану. Во время работы двигателя натрий расплавляется, перемещается по полости вверх и вниз, интенсифицируя процесс теплопередачи от головки к стержню клапана, а затем к направляющей втулке.
Стержень клапана совершает в направляющей втулке возвратно- поступательное движение со значительными скоростями при ограниченной смазке. Поэтому для повышения износостойкости стержня его боковую поверхность на рабочей длине покрывают слоем пористого хрома. В связи с тем, что на торце стержня, взаимодействующем с коромыслом, возникает значительное контактное напряжение, торец закаливают на глубину 3—5 мм до высокой твердости (HRC 50—57).
Заготовку клапана получают из пруткового материала на горизонтально-ковочной машине. При окончательной обработке резанием уплотнительную фаску головки шлифуют и притирают к седлу. Рабочие поверхности стержня шлифуют и полируют.
Седла клапанов изготовляют из специального чугуна твердостью HRC 50—60 (двигатель ЗМЗ) или жаропрочной стали (двигатель ЗИЛ-130). Их запрессовывают в расточки, предусмотренные в головке блока цилиндров, и затем окончательно обрабатывают уплотнительную фаску. В чугунных головках блока цилиндров для впускных клапанов вставных седел не применяют. В этом случае уплотнительную фаску делают по горловине впускного отверстия, непосредственно на теле головки блока (двигатель ЯМЗ-236).
Направляющие втулки 3 (см. рис. 49) в настоящее время изготовляют из металлокерамики, т. е. спрессованного и спеченного порошка, состоящего из меди, железа и графита. Металлокерамические детали имеют пористую структуру, способствующую сохранению смазки.
Вследствие этого, а также и наличия графита металлокерамические направляющие втулки клапанов обладают хорошими антифрикционными качествами, что значительно увеличивает износостойкость стержня клапана и уменьшает опасность заедания клапана во втулке.
Пружина клапана цилиндрическая. Ее навивают с постоянным шагом из стальной проволоки 65С2ВА или 65Г; число рабочих витков восемь-десять. Два витка с каждого торца пружины, навитые вплотную один к другому, образуют опорные части пружины. Чтобы силы, сжимающие пружину, действовали точно по ее оси, торцы пружины шлифуют для достижения перпендикулярности опорной поверхности оси пружины.
Верхний торец пружины опирается на тарелку 7 (см. рис. 43) пружины, которая центрирует пружину и совместно с двумя сухарями 9 закрепляет пружину на стержне клапана. Сухари охватывает непосредственно тарелка клапана (двигатели ЗИЛ-130 и ЯМЗ-236) или специальная втулка 8 (двигатели ЗМЗ).
Деформация пружины во время подъема и опускания клапана сопровождается ее закручиванием и раскручиванием. Это явление в сочетании с вибрацией подвижных деталей клапанной группы приводит к случайным поворотам клапана вокруг своей оси, что способствует поддержанию в рабочем состоянии уплотнительных фасок клапана и его седла.
Для интенсивного вращения выпускного клапана иногда применяют специальный механизм (двигатель ЗИЛ-130), изображенный на рис. 50. Упорная шайба 4 и дисковая пружина 6 механизма свободно надеты на корпус 2, расположенный в специальном гнезде головки блока. При закрытом клапане усилие пружины 5 через упорную шайбу 4 передается на наружную кромку дисковой пружины 6 (рис. 50, б), которая внутренней кромкой опирается на заплечик корпуса 2. В этом положении механизма усилие пружины 5 полностью уравновешивается усилием пружины 6 и не передается на пять шариков 3.
Во время открытия клапана пружина 6 под действием увеличивающейся силы упругости пружины 5 распрямляется и оказывает давление на шарики 3, которые под действием этой силы перемещаются по наклонной поверхности своих углублений, поворачивая вокруг оси клапана пружину 6, а вместе с ней упорную шайбу 4, пружину 5 и клапан (рис. 50, в).
При закрытии клапана усилие пружины 5 уменьшается, пружина 6 приобретает первоначальную коническую форму и не оказывает давления на шарики 3, которые пружинами возвращаются в исходное положение.
Расчет пружины выполняют с использованием ее характеристики (см. рис. 47). Задаются средним диаметром витка Dcp = (0,7 -ь 0,9) d, где d — диаметр горловины седла клапана. При расчете определяют следующие параметры:
диаметр проволоки
6 V&Рпр тах-ОСр/(л [тк])>
Рис. 50. Выпускной клапан двигателя ЗИЛ-130 с механизмом вращения:Рис. 50. Выпускной клапан двигателя ЗИЛ-130 с механизмом вращения:а — клапан с механизмом вращения; б н в — соответственно начальное и конечное положения механизма; / — направляющая втулка клапана;
Рис. 50. Выпускной клапан двигателя ЗИЛ-130 с механизмом вращения:
Рис. 50. Выпускной клапан двигателя ЗИЛ-130 с механизмом вращения:
2 — неподвижный корпус механизма; 3 — шарик;
4 — упорная шайба; 5 — пружина клапана; 6 —дисковая пружина; 7 — возвратная пружина
рабочее число витков
ip = G64/max/(8.Dcp ^пр max )i
длину пружины соответственно при открытом клапане, закрытом клапане и в свободном состоянии:
Lmin = ip^ 4* ip ^min!L6 = imin 4* ^кл max >LtB — Lmln 4* fmaxi
шаг навивки
< = 64-(fmax/z"p) 4“ Amini
где Pnp max — в MH; [тк] — допускаемое напряжение при кручении; [тк1 = 400 ч- 500 МПа; G — модуль упругости второго рода; для стальной проволоки G = (8 ч 8,3) 104 МПа; in — полное число витков с учетом двух опорных; in = ip 4- 2; Amin — наименьший зазор между витками пружины; Amin = ЗНО-4 м.
§ 41. ГРУППА ТОЛКАТЕЛЯ
Толкатель служит для уменьшения удельных нагрузок на поверхности кулачка и освобождения нижнего конца штанги от действия поперечных сил. На карбюраторных двигателях установлены цилиндрические толкатели (рис. 51, а). На дизелях Ярославского моторного завода (ЯМЗ) применены рычажно-роликовые толкатели (рис, 51, б).
Рис. 51. Типы толкателей:
а — цилиндрический; б — рычажнороликовый; / — наплавка; 2 —- дренажное отверстие; 3 — ось ролика;
4 — ролик; 5 — пята; 6 — игольчатый подшипник; 7 — рычаг; 8 — втулка рычага
Цилиндрический толкатель имеет форму стакана. Направляющими для толкателей служат обычно отверстия, выполненные в специальных приливах блока цилиндров. Чтобы внутри толкателя не скапливалось масло, стекающее по штанге, предусматривают дренажные отверстия 2. Масло, вытекающее через эти отверстия, смазывает поверхности толкателя и направляющего отверстия, а также кулачок и рабочий торец толкателя.
Рабочий торец толкателя выполняют сферическим (радиусом 700— 1000 мм), а кулачок — с небольшой (10—30') конусностью. В результате точка касания толкателя с кулачком смещается относительно оси толкателя на величину т ^ 2 мм (рис. 51, а), что обеспечивает проворачивание толкателя вокруг своей оси и, как следствие этого, более равномерный износ трущихся поверхностей.
Цилиндрические толкатели обычно изготовляют из низко- или среднеуглеродистых сталей. Трущиеся поверхности первых цемен- туют, а вторых закаливают до твердости HRC 35—40. На рабочем торце толкателя делают наплавку / из отбеленного чугуна твердостью HRC 65.
Рычажно-роликовый толкатель состоит из стального рычага 7, изготовленного штамповкой, и закаленной пяты 5, выполненной из высококачественной стали и служащей упором для штанги. В вильчатой части рычага установлен ролик 4, который вращается на оси 3.
Во время работы двигателя ролик катится по кулачку, а рычаг толкателя качается вокруг оси О. Вследствие замены трения скольжения трением качения резко уменьшаются износ кулачков и потери на трение.
Расчет цилиндрического толкателя сводится к уточнению размеров направляющего отверстия в блоке для обеспечения износостойкости его поверхности. Из расчетной схемы (рис. 52) видно, что под действием момента Р^тах^ толкатель оказывает неравномерное давление на стенку отверстия. Предполагая, что давление по длине 1 отверстия изменяется по линейному закону, из условия равенства моментов имеем
Pt тахб — Q^/bU
где Q — сила давления; Q = qmax 0,25 IDT.
Найдем условие износостойкости поверхности направляющего отверстия (для алюминиевого блока цилиндров):
Утах = 6Рт тахвДРт/2) ^ (0,8 4- 1,0) МПа.
Штанги обычно состоят из трех частей: пустотелого стержня (см. рис. 43) и двух наконечников 20. Стержень штанги изготовляют из стали или для снижения инерционных сил — из дюралюминия. Если блок цилиндров выполнен из алюминиевого сплава, то для стабильности суммарного зазора между толкателем, штангой и коромыслом стержень штанги делают из дюралюминия.
Наконечники штанги изготовляют из низкоуглеродистой легированной стали (15ХФ и аналогичных марок). Твердость сферических поверхностей, сопрягаемых с толкателем или коромыслом, должна быть не менее HRC 50—62, поэтому их подвергают цементации с последующей закалкой.
Расчет штанги сводится к проверке ее на устойчивость при продольном изгибе. Условие устойчивости
Лтах^Л^/Д/г/2), где Е — модуль упругости материала стержня штанги; I — экваториальный момент инерции поперечного сечения стержня, м4; п — запас устойчивости; п = 2-^-4; I— общая длина штанги с наконечниками.
Коромысло 10 (см. рис. 43) служит для изменения направления движения, передаваемого от штанги к стержню клапана. Оно представляет собой качающийся на оси двуплечий рычаг, у которого плечо /2, обращенное к клапану, в 1,5—2,0 раза длиннее плеча /ь обращенного к штанге. Вследствие этого необходимая высота подъема клапана достигается при меньших перемещениях толкателя.
Рис. 52. Схема для расчета цилиндрического толкателяРис. 52. Схема для расчета цилиндрического толкателяромысла и эпюра изгибающихромысла и эпюра изгибающихмоментовмоментов
Рис. 52. Схема для расчета цилиндрического толкателя
Рис. 52. Схема для расчета цилиндрического толкателя
ромысла и эпюра изгибающих
ромысла и эпюра изгибающих
моментов
моментов
Коромысла отливают из стали методом точного литья или изготовляют из стали 45 путем объемной штамповки (двигатель ЗИЛ-130), Длинное плечо коромысла заканчивается носком, которым коромысло взаимодействует со стержнем клапана. Рабочую поверхность носка делают цилиндрической, закаливают до твердости не ниже HRC 55 и шлифуют. Короткое плечо коромысла заканчивается резьбовым отверстием. В него ввертывают регулировочный винт 13, который стопорят гайкой 12. Винт 13 позволяет при сборке двигатедя и в процессе его эксплуатации устанавливать минимальный зазор между носком коромысла и стержнем клапана, необходимый для плотной посадки клапана в седле.
В наиболее распространенных конструкциях все коромысла каждой головки блока цилиндров качаются на одной общей пустотелой оси 1. Ось опирается на стойки 14, изготовляемые обычно из ковкого чугуна. Фиксация на оси средних коромысел осуществляется распорными пружинами 2, а крайних — устройством, состоящим из двух упорных шайб 17, пружинной распорной шайбы 15 и шплинта 16. Для уменьшения износов и потерь на трение участки оси в местах расположения коромысел подвергают поверхностной закалке до твердости HRC 50, и в отверстие коромысел запрессовывают свертную втулку из бронзовой ленты.
Расчет коромысла производят исходя из того, что его работоспособность зависит от прочности и жесткости его тела, прочности рабочей поверхности носка и износостойкости втулки.
Расчет тела коромысла можно производить в следующем порядке. Коромысло представляют в виде двухопорной балки, нагруженной поперечной силой Q = Рг + Р2 (рис. 53). За расчетные принимают сечения А—А и Б—Б, касательные к ступице коромысла и расположенные под углом 90° к полкам тавровой части сечения. Строят эпюру изгибающих моментов, для чего предварительно определяют наибольший изгибающий момент /Итах = Рг1г (где Р2 — сила, необходимая для открытия выпускного клапана). Сила
^2 = ^/кл ^np min
Силу Р?кл определяют по формуле (50) с использованием формулы (51), в которой принимают тт = 0, так как в рассматриваемый момент сила инерции масс толкателя и штанги на коромысло не воздействует.
По эпюре изгибающих моментов находят изгибающие моменты Мд и Л4б, действующие в расчетных сечениях:
Л4д = Л4тах (о/^1), Мб — Л4тах ф!1^
и проверяют, выполняются ли условия прочности тела коромысла на изгиб:
Од =MA/U7A ^:[ои]; оБ — Л4б/1^б =C[ffH]»
где [ои] берут заниженным (в пределах 50—150 МПа) с тем, чтобы обеспечивалась не только прочность, но и необходимая жесткость коромысла,
Условие контактной прочности носка, коромысла и торца стержня клапана составляют на основании формулы Герца — Беляева
ок = 0,418 УРгЕКЬ'г) 400 -ь 1200 МПа,
где £ = 2,2-10® МПа (взаимодействующие детали изготовляют из одинакового материала — стали); Ь' —- длина линии контакта (ширина носка); г — радиус кривизны рабочей поверхности носка; Р^ — в.МН.
Условие износостойкости втулки при допущении, что силы Рг и Р2 параллельны,
<7вт = (^г + ^з)/^^ 80 МПа,
где / —■ длина втулки; d — диаметр оси коромысел,
§ 42. ГРУППА РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО ВАЛА
Группа распределительного вала (рис. 54) состоит из распределительного вала 1, втулок 5 и 6 опорных шеек, упорного фланца 4, служащего для осевой фиксации распределительного вала, и колеса 2 привода распределительного вала с деталями его закрепления на валу. В эту группу входят также шестерня 3 привода топливного на-
Рис. 54. Детали группы распределительного вала двигателя ЯМЗ-236:
I — распределительный вал; 2 — колесо привода распределительного вала; 3 — шестерня привода топливного иасоса; 4 — упорный фланец; 5 — передняя опорная втулка; 6 — опорная втулка; 7 — опорные шейкн; 8 — кулачки распределительного вала; 9 — шпоика
coca (двигатель ЯМЗ-236) или эксцентрик привода топливного насоса (двигатель 3M3-53).
Распределительный вал представляет собой цилиндрический стержень с опорными шейками 7 и кулачками 8, число которых соответствует числу клапанов в двигателе. В карбюраторных двигателях как одно целое с распределительным валом изготовляют шестерню привода масляного насоса и распределителя зажигания, а часто и эксцентрик привода топливного насоса. Число опорных шеек распределительного вала обычно равно числу коренных шеек коленчатого вала. При этом между двумя соседними опорными шейками располагают два кулачка в однорядных двигателях или четыре кулачка в V-образных.
Распределительный вал изготовляют методом объемной штамповки из среднеуглеродистой стали (40, 40 X или аналогичных). Рабочие поверхности кулачков, опорных шеек и эксцентрика после обработки резанием закаливают ТВЧ на глубину 2,0—3,5 мм и шлифуют. Твердость этих поверхностей должна быть не ниже HRC 52—56.
Расчет вала производят для определения расположения кулачков на валу; проверки жесткости стержня вала и контактной прочности рабочих поверхностей кулачков.
Относительное угловое расположение кулачков на стержне распределительного вала обусловлено фазами газораспределения, порядком работы двигателя и расположением цилиндров. Угол фк между осями впускного и выпускного клапанов одного (обычно первого) цилиндра определяют с помощью диаграммы газораспределения (рис. 55) по точке А, соответствующей половине продолжительности открытия выпускного клапана, и точке Б — впускного, т. е. по максимальному подъему клапанов. При этом учитывают, что угловая скорость распределительного вала вдвое меньше, чем коленчатого вала.
Поскольку в однорядном четырехцилиндровом двигателе рабочие ходы чередуются через 180° угла поворота коленчатого вала, угол между осями одноименных кулачков последовательно работающих цилиндров составляет 90°. При определении схемы расположения кулачков на распределительном валу двухрядного двигателя, кроме порядка работы двигателя, учитывается также угол развала цилиндров.
При практических расчетах стержня распределительного вала условно рассматривают лишь один участок вала, расположенный между смежными опорными шейками, который считается двухопорной балкой, нагруженной поперечной силой Рт тах (рис. 56). Она вызывает прогиб вала, вследствие чего возможно его защемление в опорах. Чтобы исключить эту опасность, должно удовлетворяться условие необходимой жесткости вала
у = 0,8Prmaxa262/(E/tZp) ^0,02 ч-0,05 мм, где у — стрела прогиба, мм; а и b — расстояние от опор до точки приложения силы Рт тах, мм; Е = 2,2-108 МПа—■ модуль упругости для стали; dp — диаметр стержня вала, мм; ^=(34-4)^ тах; Рj пцх — В Н,
Рис. 55. Относительное расположение кулачков и диаграмма фаз газораспределения:Рис. 55. Относительное расположение кулачков и диаграмма фаз газораспределения:Рис. 56. Схема для расчета распределительного валаРис. 56. Схема для расчета распределительного вала
Рис. 55. Относительное расположение кулачков и диаграмма фаз газораспределения:
Рис. 55. Относительное расположение кулачков и диаграмма фаз газораспределения:
Рис. 56. Схема для расчета распределительного вала
Рис. 56. Схема для расчета распределительного вала
— выпускной кулачок; 2 — впуск-ной кулачок
На площадке касания толкателя с кулачком возникают контактные напряжения. Если пренебречь кривизной рабочего торца толкателя, то условие контактной прочности этих деталей
сгк = 0,418]/(Рттах£,)/(^кг1)^400-т- 1200 МПа,
где Рттах—в МН; Ьк—ширина кулачка; 1\— радиус кривизны вершины кулачка.
Привод распределительного вала с зубчатыми колесами с косыми зубьями наиболее распространен. Стальная шестерня 6 установлена на переднем конце коленчатого вала (см. рис. 23), а колесо 2 — на переднем конце распределительного вала (рис. 57). Колесо привода изготовлено из текстолита (ступица чугунная или стальная), установлено на распределительном валу на шпонке 5 и закреплено винтом /, ввернутым в торец вала. При применении для привода распределительного вала передачи, имеющей зубчатые колеса с косыми зубьями и текстолитовое колесо, существенно снижается уровень шума во время работы привода.
Рис. 57. Привод распределительного вала и его упорный подшипник:I — винт крепления колеса привода распределительного вала; 2 — колесо; 5 — винт крепления упорного фланца; 4 — распределительный вал; 5 — шпонка; 6 — распорное кольцо; 7 — упорный фланецРис. 57. Привод распределительного вала и его упорный подшипник:I — винт крепления колеса привода распределительного вала; 2 — колесо; 5 — винт крепления упорного фланца; 4 — распределительный вал; 5 — шпонка; 6 — распорное кольцо; 7 — упорный фланец
Рис. 57. Привод распределительного вала и его упорный подшипник:
I — винт крепления колеса привода распределительного вала; 2 — колесо; 5 — винт крепления упорного фланца; 4 — распределительный вал; 5 — шпонка; 6 — распорное кольцо; 7 — упорный фланец
Рис. 57. Привод распределительного вала и его упорный подшипник:
I — винт крепления колеса привода распределительного вала; 2 — колесо; 5 — винт крепления упорного фланца; 4 — распределительный вал; 5 — шпонка; 6 — распорное кольцо; 7 — упорный фланец
Шпоночный паз на распределительном валу строго ориентирован относительно кулачков; шпоночный паз на переднем конце коленчатого вала'— относительно шатунных шеек вала, а шпоночные пазы в ступицах зубчатых колес — относительно особых меток на зубчатых венцах. Это обеспечивает правильное расположение валов при сборке.
Радиальными подшипниками распределительного вала служат втулки опорных шеек, свернутые из бронзовой (двигатель ЯМЗ-236) или биметаллической ленты, имеющей антифрикционный слой, и запрессованные в расточенные по линии отверстия в блоке цилиндров.
Для осевой фиксации вала обычно между первой опорной шейкой вала и колесом привода устанавливают упорный фланец 7 (см. рис. 57) и двумя винтами 3 прикрепляют к переднему торцу блока цилиндров.
Для высокооборотных двигателей с номинальной частотой вращения 4500—5000 об/мин и выше применяют газораспределительный механизм с верхним расположением распределительного вала (автомобили ВАЗ, «Москвич-412»). При этом отпадает необходимость в толкателях и штангах, хотя несколько усложняется привод вала, который осуществляется обычно зубчато-цепной передачей.
Глава X
СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ
Система охлаждения предназначена для поддержания определенного теплового режима работы двигателя путем принудительного отвода теплоты от наиболее нагретых частей двигателя и передачи ее окружающей среде. Она предотвращает перегрев двигателя, а также не допускает его переохлаждения.
Средняя за рабочий цикл температура газов в цилиндрах двигателя при его работе на режиме наибольшей мощности составляет 600—1000° С. Поэтому при перегреве двигателя выгорает масло и ухудшается смазка трущихся поверхностей, уменьшается прочность деталей, нарушается характер сопряжений между ними и т. д.
Чрезмерное охлаждение двигателя также нежелательно. Оно приводит к ухудшению смесеобразования и уменьшению скорости сгорания топлива, вследствие чего ухудшаются индикаторные показатели двигателя. Кроме того, при этом со стенки цилиндра смывается масло неиспарившимися или сконденсировавшимися частицами топлива, что ускоряет износ двигателя.
Существуют два способа охлаждения поршневых двигателей внутреннего сгорания: воздушное и жидкостное. Для автомобильных двигателей в основном применяется жидкостное охлаждение. Оно отличается следующими преимуществами: небольшая средняя температура охлаждаемых деталей двигателя, так как температура кипения жидкости 100—110° С; невысокий уровень шума во время работы двигателя вследствие шумоизолирующего действия слоя жидкости, окружающей цилиндр; компактность двигателя из-за отсутствия ребер
Рис. 58. Схема систем^ жидкостного охлаждения:
/ — пробка радиатора; 2 — верхний бачок радиатора; 3 — верхний патрубок радиатора; 4 и 15 — соединительные резиновые шланги; 5 — перепускной канал; 6 и 14 — соответственно отводящий и подводящий патрубки; 7 — термостат; 8 — отверстие; 9 — рубашка охлаждения; 10 — распределительная трубка; // — блок цилиндров; 12 й /7 — сливные краники; 13 — водяной иасос; 16 •— нижний патрубок радиатора; 18 — нижиий бачок радиатора; 19 — вентилятор; 20 — радиатор
охлаждения и воздухоподводящих кожухов — неизбежных элементов воздушного охлаждения; простота использования отводимой теплоты для отопления кабины или кузова автомобиля; легкость подогрева двигателя при пуске в условиях низких температур.
При жидкостном охлаждении жидкость, выполняя роль промежуточной теплоотводящей среды (тепловой губки), в процессе циркуляции по системе охлаждения передает теплоту от нагретых частей двигателя специальному устройству — радиатору, который отдает теплоту окружающему воздуху.
Система жидкостного охлаждения (рис. 58) состоит из рубашки охлаждения 9, радиатора 20, насоса 13 центробежного типа, термостата 7, соединительных патрубков и шлангов. Она работает следующим образом.
Охлажденная в радиаторе жидкость по патрубкам 14 и 16 и соединительному шлангу 15 подается насосом 13 внутрь рубашки охлаждения, вытесняя оттуда нагретую жидкость. Вследствие этого и в результате естественной конвекции горячая жидкость по патрубкам 6, 3 и соединительному шлангу 4 поступает в радиатор, и, протекая из верхнего бачка 2 радиатора в нижний 18, отдает накопленную теплоту окружающему воздуху, омывающему радиатор снаружи. Для интенсификации теплообмена применяют вентилятор 19, пропускающий воздух через сердцевину радиатора.
Для эффективной работы двигателя температура охлаждающей жидкости в рубашке должна быть постоянной и равной 80—95° С. Для обеспечения этого режима при любых атмосферных условиях и нагрузке двигателя, а также сокращения времени прогрева двигателя после его пуска служат термостат 7 и специальные жалюзи.
В качестве охлаждающей жидкости используют воду или смеси с низкой температурой замерзания (антифризы). Наиболее распространены смеси воды с этиленгликолем двух марок: 40 и 65 (ГОСТ 159—52) с температурой замерзания соответственно не выше -—40 и —65° С. Охлаждающая жидкость марки 40 содержит 53%, а марки 65 66% этиленгликоля,
Для повышения эффективности охлаждения движение потока внутри рубашки охлаждения организуют так, чтобы охлажденная жидкость поступала в первую очередь непосредственно к наиболее нагретым поверхностям — стенкам камер сгорания и выпускных каналов. Для этого, например, в однорядном двигателе внутри рубашки охлаждения головки блока устанавливают распределительную - трубку 10.
Систему охлаждения заполняют жидкостью через горловину радиатора, закрываемую специальной герметичной пробкой /. Жидкость из системы сливают через два краника 12 и 17. Первый из них расположен в низшей точке рубашки охлаждения, второй — в нижнем бачке 18 или нижнем патрубке 16 радиатора. Для контроля температуры охлаждающей жидкости предусмотрены дистанционный термометр и аварийная сигнализация.
ОСНОВНЫЕ ПРИБОРЫ СИСТЕМЫ ЖИДКОСТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Насос. Для систем охлаждения автомобильных двигателей применяются центробежные насосы, отличающиеся простотой конструкции, малыми размерами и надежностью. На рис. 59 изображен насос системы охлаждения двигателя 3M3-53. Корпус насоса состоит из двух частей. Одна часть.
корпуса 3, отлитая из
чугуна и показанная на этом рисунке, является основой насоса. Другая часть, не показанная на рисунке, в которой находятся рабочая полость, входной и выходной каналы, отлита как одно целое с крышкой привода распределительного вала. На задний конец вала 2, вращающегося на двух радиальных шарикоподшипниках, напрессована крыльчатка 6, ло-
Рис. 59. Водяной насос двигателя ЗМЗ-53:
/ — ступица шкива клиноремеи- ной передачи; 2 — вал; 3 — корпус; 4 и 7 — контрольные отверстия; 5 — масленка; 6 — крыльчатка; 8 — Пружина; 9 и /Э — обоймы; 11 — манжеты; 11 — текстолитовая шайбй; 13 — etoadpsai йолш
пастная часть которой изготовлена из пластмассы (волокнит), а ступица — из стали. На переднем конце вала напрессована ступица 1 шкива клиноременной передачи, с помощью которой осуществляется привод насоса от шкива, установленного на переднем конце коленчатого вала. Ступица шкива закреплена гайкой, навернутой на передний резьбовой конец вала; гайка также служит для создания осевого натяга в подшипниковом узле. Вал с комплектом собранных на нем деталей фиксируют от осевых перемещений передним подшипником, который закрепляют в корпусе насоса. Размер этого подшипника больше, чем заднего, так как на него действует большая нагрузка от клиноременной передачи.
Полость насоса, в которой вращается крыльчатка и находится жидкость, отделена от подшипникового узла самоподжимным торцовым уплотнительным устройством, состоящим из пружины 8, обойм 9 и 10, резиновой манжеты //, шайбы 12 и стопорного кольца 13. Все детали уплотнительного устройства вращаются вместе с крыльчаткой. Трение возникает только между шайбой 12 и торцом корпуса, поэтому шайбу изготовляют из текстолита, обработанного графитом, а торец корпуса полируют.
Для смазки подшипников предусмотрена масленка 5, через которую смазка (жировая 1-13) нагнетается в полость между подшипниками до тех пор, пока не покажется из контрольного отверстия 4. Вытеканию смазки через подшипник препятствуют войлочные уплотнения, вмонтированные в наружные кольца подшипников со стороны их наружных торцов.
Аналогично устроены центробежные насосы систем охлаждения других двигателей.
Количество жидкости Оц, которое необходимо пропускать через двигатель в течение 1 с, чтобы обеспечивалась его работа на установившемся тепловом режиме, называется циркуляционным расходом жидкости и определяется (в м3/с) из равенства
Чохл^е щах = СцРж^ж (4ых ^вх)»
где 90хл1— удельное количество теплоты, которое необходимо отводить за 1 с; для карбюраторных двигателей q0XJ1 = 1260 ч- ч- 1360 Дж/(кВт-с), для дизелей q0XJ1 = 1100 ч- 1140 Дж/(кВт-с); р ж — плотность охлаждающей жидкости, кг/м3; сж — теплоемкость жидкости, Дж/кг; (/вых — t^ — разность температур^ жидкости на выходе двигателя и входе в него, принимаемая равной 6—12° С.
Во время работы насоса неизбежны утечки жидкости из нагнетательной полости во всасывающую, поэтому расчетную подачу насоса, являющуюся исходной величиной для расчета, берут на 10—20% большей величины Оц.
Радиатор. Состоит из верхнего 8 (рис. 60) и нижнего 11 бачков и сердцевины 10, которую называют также охлаждающей решеткой радиатора. В верхний бачок впаяны подводящий патрубок, на который надет <?оединительный шланг 9, и наливная горловина, закрываемая пробкой 5. Сбоку к наливной горловине припаяна пароотводная 92
трубка 3, В нижний бачок впаян отводящий патрубок, на который надет соединительный шланг 14.
Сердцевина состоит из нескольких рядов вертикальных трубок, соединенных одними концами с верхним, а другими с нижним бачками. Для увеличения охлаждающей поверхности трубки соединяют, припаивая горизонтальные с просечками пластины (трубчато-пластинчатая сердцевина) или вертикальные гофрированные ленточные вставки (трубчато-ленточная сердцевина).
Бачки штампуют из латуни Л62 или стали толщиной 0,8—1,0 мм; трубки — из латуни Л63 или томпака Л90 толщиной 0,15—0,20 мм; охлаждающие пластины, гофрированные ленты — из латуни Л62 или медной ленты М3 толщиной 0,08—0,20 мм. При пайке всех соединений используют припой ПОС-ЗО или ПОС-40,
Для того чтобы радиатор имел необходимые прочность и жесткость, к его верхнему и нижнему бачкам припаивают две боковые стойки 1, отштампованные иЗ листовой стали толщиной 1,2—2,4 мм и соединенные между собой горизонтальной стальной пластиной, припаянной к нижнему бачку. Эти стойки образуют каркас радиатора, который служит также для крепления радиатора на раме автомобиля.
Крепление радиатора на раме автомобиля и его соединения с двигателем делают эластичными, чтобы предотвратить разрушение радиатора при сотрясении автомобиля и двигателя, перекосах рамы или кузова.
Пробка радиатора (рис. 61) состоит из корпуса 3, запорной пружины 5, надежно закрепляющей пробку на горловине 6 радиатора, и стойки 4, на которой установлен паровой (выпускной) клапан 7 с вмонтированным в него воздушным (впускным) клапаном.
Клапаны пробки радиатора предотвращают повышенный расход жидкости вследствие ее испарения и возможное разрушение охлаждающей решетки радиатора при чрезмерном избыточном давлении. В обычных условиях они закрыты. Если же избыточное давление в системе достигает примерно 0,045—0,055 МПа, открывается выпускной клапан, сообщая систему охлаждения с окружающей средой через пароотводную трубку 13 (см. рис. 61, а). Если вследствие охлаждения жидкости и конденсации ее паров давление становится меньше атмосферного на 0,01 МПа, открывается впускной клапан (см. рис. 61, б).
• Жалюзи представляют собой набор узких вертикальных или горизонтальных пластин — створок, шарнирно объединенных на общей рамке и снабженных устройством для одновременного их поворота около осей. Жалюзи 4 (см. рис. 60) устанавливают непосредственно перед радиатором, прикрепляя к его боковым стойкам / в четырех точках.
Для поворота створок жалюзи предусматривают проволочный в гибкой оболочке привод, рукоятку 13 которого устанавливают под панелью приборов. Поворотом створок водитель регулирует количество воздуха, проходящего через охлаждающую решетку радиатора.
Вентилятор. Служит для увеличения скорости воздушного потока, проходящего через радиатор. Для автомобилей применяют вентиЛя-
5 6 7 85 6 7 81212lif-lif-1515* з 2* з 2Рис. 60. Радиатор и жалюзи:Рис. 60. Радиатор и жалюзи:1313Рис. 61. Пробка радиатора:Рис. 61. Пробка радиатора:
5 6 7 8
5 6 7 8
12
12
lif-
lif-
15
15
* з 2
* з 2
Рис. 60. Радиатор и жалюзи:
Рис. 60. Радиатор и жалюзи:
13
13
Рис. 61. Пробка радиатора:
Рис. 61. Пробка радиатора:
1 — стойки" 1 — тяга" 3 — пароотводная трубка; 4 — жалюзи; 5 — пробка радиатора;
6 - наливная горловина радиатора; 7 - датчик сигнальной лампы; 8 - верхний б f .
9 и Z4 — гибкие шланги; 10 — сердцевина радиатора, ZZ — нижиий бачок, 12 фиксатор,13 рукоятка; /5 — сливной краник
а - открыт паровой клапан; б - открыт воздушный клапан: / - отверстие; 2 - пружина ' парового клапана; 3 — корпус пробки; 4 — стойка; 5 — запорная пружина, 6 — горловина S радиатора" 7 — паровой клапан; 8 - прокладка парового клапана; 9 - прокладка возДУш- кого клапана;: 10 — воздушный клапан; ZZ — пружина воздушного клапана, Z2 — седл^ , воздушного клапана; 13 — пароотводная трубкау
торы осевого Типа с двумя-восемью лопастями в зависимости от мощности двигателя.
Лопасти вентилятора, штампованные из листовой стали и соединенные заклепками с общей крестовиной, изготовленной из листовой стали большей толщины, образуют крыльчатку. Широкое применение получили также крыльчатки, прессованные из пластмасс.
Обычно крыльчатку вентилятора устанавливают на одной ступице со шкивом привода насоса системы охлаждения, прикрепляют к ней общими винтами и приводят во вращение с помощью общей с насосом клиноременной передачи. Иногда (двигатель ЯМЗ-236) применяют вентилятор' с зубчатым приводом. В этом случае могут выйти из строя крыльчатка и привод вентилятора под воздействием момента инерции, возникающего при резких изменениях частоты вращения коленчатого вала двигателя. Чтобы устранить эту опасность, крыльчатку вентилятора соединяют со ступицей посредством упругой муфты.
Для поддержания наивыгоднейшего теплового режима двигателя привод вентилятора осуществляют также посредством электромагнитной (автомобили ВАЗ) или гидравлической (автомобили КамАЗ) муфты, которая включается и выключается автоматически.
Термостат. Служит для автоматического поддержания в системе жидкостного охлаждения оптимальной температуры путем регулирования интенсивности циркуляции жидкости через радиатор. Автоматичность действия термостата достигается использованием в его конструкции элемента, содержащего вещество, объем которого резко изменяется в зависимости от температуры охлаждающей жидкости (наполнитель). Различают термостаты с жидким и твердым наполнителями.
Термостат с жидким наполнителем двигателей ЗМЗ (рис. 62) устроен и работает следующим образом. На нижней скобе 8 корпуса 7 термостата установлен и закреплен латунный герметичный тонкостенный гофрированный баллон 2 (сильфон), частично заполненный лег- коиспаряющейся жидкостью, обычно смесью дистиллированной воды (2/3 объема) и этилового спирта (Чз). К верхнему торцу баллона припаян шток 3 клапана 5, проходящий через направляющее отверстие в верхней скобе корпуса. В случае повышения температуры рабочая жидкость внутри баллона испаряется, давление ее паров увеличивается, вследствие чего баллон удлиняется и приподнимает с седла клапан термостата, открывая его. При охлаждении клапан вновь опускается в седло.
Если температура ниже 78° С, клапан термостата закрыт (рис. 62, б), и вся охлаждающая жидкость, находящаяся в двигателе, минуя радиатор, поступает по перепускному каналу (или шлангу) непосредственно к насосу, т. е. циркулирует по малому кругу: насос — рубашка охлаждения — насос. В результате значительно ускоряется прогрев двигателя после пуска. При увеличении температуры охлаждающей жидкости свыше 78° С клапан термостата начинает открываться, направляя жидкость в радиатор. При температуре 91° С клапан открыт полностью, и охлаждающая жидкость циркулирует в основном через радиатор и частично по малому кругу (рис, 62, а).
Ряс. 62. Схема работы термостата о -дим ””' тт
Рис. 63. Схема работы термостата с твердым наполнителем:
клапан термостата закрыт; б - клапан 7«РМОС™™ °УК5Р“\тводя^
" Тлка- 2 - шток? 3 - возвратная пружина, <-2^н6уфер; 9 ~ соединительное ^^ЬомыслТ/- корп^наполнитель; 13 - Резине-
кольцо; 10 - впускной трубопровод, диафрагМа
Термостат с твердым наполнителем двигателя ЗИЛ-130 (рис. 63) устроен и работает следующим образом. Рабочая масса, состоящая из смеси церезина с медным порошком, помещена в толстостенный медный баллон //, который закрыт резиновой диафрагмой (мембраной) 13, зажатой между отбортованным краем баллона и направляющей втулкой 1 штока. Баллон, наполненный активной массой, диафрагма и направляющая втулка объединены соединительным кольцом 9 в неразборный элемент. На диафрагму через резиновый буфер 8 опирается шток 2, который через коромысло 6 связан шарнирно с клапаном 4 термостата.
При температуре ниже 69° С пружина 3 удерживает клапан в закрытом положении, т. е. прижатым к корпусу (седлу) 7, и вся охлаждающая жидкость поступает в малый круг циркуляции (рис. 63, а). В случае повышения температуры охлаждающей жидкости свыше 69 ± 2,5° С активная масса в баллоне начинает плавиться и расширяться, диафрагма 13 поднимается, и буфер 8 воздействует на шток 2, перемещая его вверх. Вследствие этого клапан открывается, и охлаждающая жидкость направляется в большой круг циркуляции через радиатор. При температуре 83 ± 2° С клапан термостата полностью открыт (рис, 63, б).
Глава X!
СИСТЕМА СМАЗКИ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СИСТЕМЕ СМАЗКИ
Главным назначением смазки двигателя является уменьшение износа трущихся поверхностей и потерь энергии на трение. Кроме этого, масло отводит от смазываемых поверхностей теплоту, удаляет с них продукты износа, предохраняет от коррозии.
Масла для смазки автомобильных двигателей (моторные масла) получают при переработке нефти. Они должны обладать следующими свойствами:
хорошей маслянистостью, т. е. покрывать смазываемую поверхность прочной пленкой, не разрушающейся при рабочих нагрузках и скоростях относительного перемещения поверхностей;
оптимальной вязкостью (текучесть), не изменяющейся резко в широком диапазоне рабочих температур, низкой температурой застывания и высокой температурой вспышки;
моющей способностью, т. е. способностью удалять с трущихся поверхностей продукты износа и другие твердые частицы;
стабильностью, т. е. сохранять основные эксплуатационные свойства в течение длительного времени при воздействии тех неблагоприятных факторов, которые появляются при работе двигателя (высокая температура, контакт с кислородом воздуха и агрессивными газами, содержащимися в продуктах сгорания и т. п.).
не закоксовываться, т. е. не образовывать твердых или смолистых веществ при соприкосновении с раскаленными деталями двигателя;
97974 Гаспарянц Г. А.
97
97
не содержать кислот и Щелочей, вызывающих коррозию металлов, особенно вкладышей подшипников скольжения, изготовленных из свинцовистой бронзы.
Качество моторных масел зависит от химического состава исходной нефти, способа изготовления и очистки, а также веществ (присадок), добавляемых в масло для достижения необходимых свойств.
Марки моторных масел, выпускаемых отечественной промышленностью, предусмотрены ГОСТ 17479—72. Их обозначают по классам вязкости, группам эксплуатационных свойств и сезонности применения. Например, в обозначении М-10Г2 буква М означает моторное масло, число — вязкость при 100е С (10 сСт), вторая буква — группу эксплуатационных свойств масла, определяющих область его использования, индекс 2 при второй букве указывает на то, что масло предназначено для высокофорсированных дизелей. Индекс 1 при второй букве означал бы, что масло предназначено для смазки карбюраторных двигателей; универсальные масла обозначают без индекса. В обозначении М-63/10Г2 буквенный индекс «з» указывает на то, что масло содержит загущающие присадки и предназначено для использования в зимнее время или всесезонно.
В зависимости от области применения существует шесть групп масел, из которых наиболее употребительными являются масла группы: В — для среднефорсированных двигателей, Г — для высокофорсированных двигателей, Д — для высокофорсированных дизелей, работающих в тяжелых условиях.
Система смазки представляет собой совокупность устройств, каналов и соединительных элементов, предназначенных для непрерывной очистки, охлаждения масла и подвода его к трущимся поверхностям в двигателе. В современных автомобильных двигателях применяется комбинированная система смазки. Ее особенность заключается в том, что к наиболее ответственным узлам трения масло подается под давлением по специальным каналам, а остальные трущиеся поверхности смазываются маслом, разбрызгиваемым или поступающим самотеком.
Типичным примером комбинированной системы является система смазки двигателя 3M3-53 (рис. 64). Масло находится в масляном картере 19, откуда через маслоприемник 18 оно нагнетается масляным насосом и подается верхней секцией 15 насоса в главную масляную магистраль 11, нижней секцией 16 — в фильтр центробежной очистки масла — центрифугу 8, из которой после очистки сливается в масляный картер. К насосу и от него масло движется по каналам, предусмотренным в блоке цилиндров.
Из главной магистрали 11 масло по каналам в блоке поступает к коренным подшипникам коленчатого вала и опорным шейкам рас* пределительного вала. От коренных подшипников по каналам, имеющимся в коленчатом валу, масло поступает к шатунным подшипникам.
От второй 22 опорной шейки распределительного вала масло по каналам 7 в блоке и головке блока поступает через отверстие стойки 5 в полую ось коромысел правой секции двигателя и далее = к подшип-
Рис. 64, Схема смазки двигателя 3M3-53:
1 — масляный радиатор; 2 — край масляного радиатора; 3 — предохранительный клапан; 4 — ось коромысел; 5 — стойка осн коромысел; б — канал в головке блока; 7 — канал в блоке; 8 — центрифуга; 9 — штанга; 10 —• толкатель; // — главная масляная магистраль; 12 — отверстие в корпусе распределителя; 13 — полость; 14 — маслопровод к центрифуге; 15 — верхняя секция масляного насоса; 16 — нижняя секция масляного иасоса; 17 и 21 —- редукционные клапаны; 18 — маслоприем- ник; 19 — масляный картер; 20 — сливной маслопровод от радиатора; 22 — вторая опорная шейка распределительного вала; 23 — четвертая опорная шейка распределительного вала
никам коромысел и месту сопряжения верхнего наконечника штанг с регулировочным винтом коромысла. Аналогично от четвертой 23 опорной шейки распределительного вала масло подается к деталям газораспределительного механизма, расположенным на головке левой секции двигателя. Вторая и четвертая опорные шейки распределительного вала устроены так, что каналы 7, по которым масло направляется к оси коромысел, сообщаются с главной масляной магистралью не непрерывно, а периодически. В результате этого масло поступает к коромыслам пульсирующим потоком, исключающим возможность подачи излишнего количества масла и просасывания его в камеру сгорания через зазор между стержнем и направляющей втулкой впускных клапанов.
Зубчатые колеса привода распределительного вала обильно смазываются маслом, сливающимся из фильтра центробежной очистки, К толкателям и кулачкам поступает масло, стекающее по штангам с головки блока, а также разбрызгиваемое. Привод масляного насоса и распределителя зажигания смазывается маслом, скапливающимся в полости 13, расположенной между задним торцом распределительного вала и заглушкой блока цилиндров. По специальному каналу,
имеющемуся в корпусе привода, масло направляется и стекает на зубчатые колеса зубчато-винтовой передачи привода.
Масло, вытекающее из подшипников коленчатого и распределительного валов, разбивается движущимися шатунами и кривошипами на мельчайшие капельки, образующие в пространстве картера двигателя масляный туман. Этим маслом смазываются зеркало цилиндров, узел трения в поршневой головке шатуна и другие поверхности трения. В двигателе ЯМЗ-236 трущаяся пара поршневой палец — втулка поршневой головки шатуна смазывается под давлением. Масло по- ступает к этому узлу от шатунного подшипника по каналу, просверленному в стержне шатуна.
В двигателе ЗИЛ-130 для достаточной смазки зеркала цилиндра в кривошипной головке шатуна предусмотрено специальное отверстие. В момент совпадения этого отверстия с выходом масляного канала на шатунной шейке коленчатого вала масло из канала впрыскивается на зеркало цилиндра.
В системе смазки предусматривают также радиатор для охлаждения масла, клапаны для поддержания оптимального давления и защиты системы от повреждения, указатель давления и аварийный сигнализатор для контроля за давлением масла.
Масло заливают в двигатель через специальный маслоналивной патрубок, находящийся обычно впереди двигателя и закрываемый крышкой. Уровень масла в картере контролируют при помощи указателя уровня масла (щупа) по меткам, нанесенным на нем. Для слива отработанного масла на дне масляного картера предусмотрено сливное отверстие, закрытое резьбовой пробкой с уплотняющей шайбой.
ОСНОВНЫЕ ПРИБОРЫ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Масляные насосы. В автомобильных двигателях применяют марля ные насосы шестеренного типа. Принцип их работы состоит в следующем (рис. 65, б). Во время вращения зубчатых колес масло заключается в замкнутые объемы, образуемые впадинами зубьев и корпусом, и переносится из камеры всасывания (место выхода зубьев из зацепления) в камеру нагнетания (место входа зубьев в зацепление). Из камеры нагнетания масло вытесняется в магистраль. Для поддержания на выходе из насоса заданного давления масла в корпус насоса встраивают перепускной шариковый 15 или плунжерный 13 клаг пан, прижимаемый к седлу пружиной. Когда давление в камере нагнетания превышает установленную величину, клапан открывается и перепускает излишнюю часть масла из камеры нагнетания в камеру всасывания.
Масляные насосы V-образных двигателей делают двухсекционными. Одна секция нагнетает масло в главную масляную магистраль, а другая прокачивает его через центрифугу или радиатор.
На рис. 65 изображен масляный насос двигателя ЗИЛ-130. Шестерни 7 и 11 обеих секций насоса насажены на общий вал 5 и связаны с ним шпоночным соединением. Колеса 4 и 12 вращаются каждое на своей оси, запрессованной в корпусе. Корпуса 1 и 6 насосных секций 100
Рис. 65. Масляный насос двигателя ЗИЛ-130:а — конструкция; 6 — схема включения в магистраль; / — верхняя секция; II — иижияя секция; / — корпус нижней секции; 2 — винт, соединяющий корпуса секций; 3 — прокладки; 4 — колесо верхней секции; 5 — вал иасоса; 6 — корпус верхней секции; 7 — шестерня верхней секции; 8 — стопорное кольцо; 9 — крышка масляного иасоса; 10 — штифт, // — шестерня нижией секции; 12 — колесо иижией секции; 13 и 15 — перепускные клапаны;14 — место установки краиа включения масляного радиатораРис. 65. Масляный насос двигателя ЗИЛ-130:а — конструкция; 6 — схема включения в магистраль; / — верхняя секция; II — иижияя секция; / — корпус нижней секции; 2 — винт, соединяющий корпуса секций; 3 — прокладки; 4 — колесо верхней секции; 5 — вал иасоса; 6 — корпус верхней секции; 7 — шестерня верхней секции; 8 — стопорное кольцо; 9 — крышка масляного иасоса; 10 — штифт, // — шестерня нижией секции; 12 — колесо иижией секции; 13 и 15 — перепускные клапаны;14 — место установки краиа включения масляного радиатора
Рис. 65. Масляный насос двигателя ЗИЛ-130:
а — конструкция; 6 — схема включения в магистраль; / — верхняя секция; II — иижияя секция; / — корпус нижней секции; 2 — винт, соединяющий корпуса секций; 3 — прокладки; 4 — колесо верхней секции; 5 — вал иасоса; 6 — корпус верхней секции; 7 — шестерня верхней секции; 8 — стопорное кольцо; 9 — крышка масляного иасоса; 10 — штифт, // — шестерня нижией секции; 12 — колесо иижией секции; 13 и 15 — перепускные клапаны;
14 — место установки краиа включения масляного радиатора
Рис. 65. Масляный насос двигателя ЗИЛ-130:
а — конструкция; 6 — схема включения в магистраль; / — верхняя секция; II — иижияя секция; / — корпус нижней секции; 2 — винт, соединяющий корпуса секций; 3 — прокладки; 4 — колесо верхней секции; 5 — вал иасоса; 6 — корпус верхней секции; 7 — шестерня верхней секции; 8 — стопорное кольцо; 9 — крышка масляного иасоса; 10 — штифт, // — шестерня нижией секции; 12 — колесо иижией секции; 13 и 15 — перепускные клапаны;
14 — место установки краиа включения масляного радиатора
и промежуточная крышка 9 масляного насоса соединены винтами 2, а герметичность стыков обеспечивается паронитовыми прокладками 3. Для правильной сборки корпусных деталей используют два установочных штифта 10.
В промежуточной крышке 9 размещен плунжерный перепускной клапан верхней секции насоса, который поддерживает рабочее давление в масляной магистрали в пределах 0,27—0,330 МПа. Давление в радиаторной магистрали поддерживается в пределах 0,120— 0,150 МПа шариковым перепускным клапаном, расположенным в корпусе нижней секции.
Расчет масляного насоса производится для определения основных размеров зубчатых колес, обеспечивающих необходимый циркуляционный расход масла Сц в системе. Величина Сц обусловлена тем количеством теплоты QM, которое масло в течение 1 с отводит от смазываемых поверхностей:
^ц ~ Qm/(Pm^mAZh),
где р — плотность масла; рм = 900 кг/м3; см — средняя теплоемкость масла; см = 2,094 кДж/(кг-К); А/м — увеличение температуры масла при его соприкосновении с частями двигателя; М = 10 -^ 15°.
В современных автомобильных двигателях величина QM составляет 1,5—3,0% общего количества теплоты, вводимой в двигатель с топливом в течение 1 с:
QH = (0,015 4-0,030) (Я„6т/3600),
где На — в кДж/кг; 6Т — в кг/ч, a Q„ — в кДж/с.
При расчете радиаторной секции двухсекционного насоса принимают расчетную подачу Gp = Сц/т1в (где Лн = 0,6 -5- 0,8 — объемный
Рис. 66. Маслоприемник двигателя 3M3-53:Рис. 66. Маслоприемник двигателя 3M3-53:/ — корпус; 2 — маслоподводящаятрубка; 3 — фильтрующая сетка; 4 —каркас фильтра; 5 — пружина/ — корпус; 2 — маслоподводящаятрубка; 3 — фильтрующая сетка; 4 —каркас фильтра; 5 — пружинаКПД насоса, учитывающий внутренние утечки через торцовые и радиальные зазоры в насосе).
Рис. 66. Маслоприемник двигателя 3M3-53:
Рис. 66. Маслоприемник двигателя 3M3-53:
/ — корпус; 2 — маслоподводящаятрубка; 3 — фильтрующая сетка; 4 —каркас фильтра; 5 — пружина
/ — корпус; 2 — маслоподводящаятрубка; 3 — фильтрующая сетка; 4 —каркас фильтра; 5 — пружина
Если рассчитывают односекционный насос или основную секцию двухсекционного, то для поддержания в масляной магистрали необходимого давления расчетную подачу принимают равной 2ОЦ/Лн-
Подача GH шестеренного насоса зависит от размеров шестерен и их частоты вращения:
GH = (ndw/60) hbnH За Gp, - (52)
где dw — диаметр начальной окружности зубчатых колес; dw = гт (г — число зубьев; г = 6 -ь 12; т — модуль зуба; m = (3 -^ 6) «10-3, м); h — высота зуба; h = 2т; b — длина зуба; па — частота вращения
вала насоса.
Задаваясь значениями т, г и па, из условия (52) находят длину зуба.
Масляные фильтры. Во время работы двигателя масло в нем загрязняется частицами нагара, продуктами износа трущихся поверхностей и собственного старения. Поэтому для удаления из масла загрязнений и сохранения смазывающих свойств масла на длительный период предусмотрена непрерывная очистка масла в различных фильтрах. До поступления в насос масла его предварительно очищают в маслоприемнике. После прохождения масла через насос его фильтруют окончательно в фильтре со сменным фильтрующим элементом (двигатель ЗМЗ-24) или в центрифуге (двигатели 3M3-53 и ЗИЛ-130). В двигателе ЯМЗ-236 перед окончательной очисткой в центрифуге масло подвергают промежуточной очистке в сетчатом фильтре, получившем название фильтра предварительной очистки.
В зависимости от способа подсоединения в системе смазки различают фильтры полнототочные, включенные последовательно, через которые проходит все масло, подаваемое насосом в главную масляную магистраль, и нетолнопоточные, включенные в систему параллельно. Через последние постоянно проходит и сливается в масляный картер часть циркулирующего в системе масла. Перед полнопоточными фильтрами обязательно устанавливают перепускной клапан, открывающий маслу доступ в магистраль в обход фильтра при его засорении.
Маслоприемник является первичным фильтром, задерживающим наиболее крупные частицы загрязнений, которые, попав в насос, могут вызвать его повреждение. В современных двигателях маслоприемник делают неподвижным и помещают в самой низкой части масляного картера. Вследствие такого расположения маслоприемник всегда, даже при больших кренах автомобиля, находится под поверхностью масла. Это предотвращает опасность подсоса в систему смазки воздуха.
На рис. 66 изображен маслоприемник двигателя 3M3-53. Его корпус 1 прикреплен к нижнему концу маслоподводящей трубки 2 насоса. Внутрь корпуса снизу вставлен фильтр, состоящий из каркаса 4 и обтягивающей его металлической сетки 3. Фильтр удерживается в корпусе пластинчатой пружиной 5. При чистой сетке масло поступает внутрь фильтра и затем, в маслоподводящую трубку 2, пройдя через сетку. В случае засорения сетки масло проходит через щель между торцовой стенкой корпуса маслоприемника и верхним краем фильтра.
Фильтр со сменным фильтрующим элементом (рис. 67) устроен и работает следующим образом. Масло из насоса по маслопроводу 11 поступает в литой алюминиевый корпус 3 фильтра через отверстия в стальном каркасе сменного фильтрующего элемента 12, проходит внутрь каркаса, просачивается через микропоры фильтрующей бумаги, сложенной гармошкой. После очистки масло поступает в сливную трубку 2, а из нее — в канал, имеющийся в нижней части корпуса, затем через отверстия в привалочных плоскостях корпуса фильтра и блока цилиндров — в главную масляную магистраль двигателя.
Масло, находящееся внутри корпуса фильтра, оказывает, постоянное давление сверху на перепускной клапан. Снизу на него действует сила упругости пружины 5 и давление масла в сливной трубке, которое при чистом фильтрующем элементе на 0,01—0,02 МПа меньше, чем давление в корпусе. Когда фильтр не засорен, сила, действующая на клапан снизу, больше силы, приложенной сверху, и клапан закрыт. В случае засорения фильтра разность давлений в корпусе и сливной трубке достигает 0,07—0,09 МПа, вследствие чего возникает избыточная сила, которая действует на клапан сверху и отжимает его вниз, открывая для масла проход из корпуса в сливную трубку.
Центрифуга является фильтром, в котором использована сила инерции для отделения от масла более тяжелых частиц загрязнений. Вследствие надежной и высокоэффективной работы центрифуг они широко распространены на современных автомобильных двигателях.
Основной частью центрифуги (рис. 68) является ротор, состоящий из пластмассового корпуса 8, колпака 5, стакана 13, сетчатого фильтра 3, гайки крепления колпака и двух жиклеров (сопл) 10. Выходные отверстия жиклеров направлены в противоположные стороны, а их оси перпендикулярны к плоскости чертежа. Ротор свободно вращается на оси 4. Для уменьшения момента сопротивления вращению ротора в нижнюю и верхнюю части его корпуса запрессованы две бронзовые втулки и предусмотрен упорный шарикоподшипник 11, на который ротор опирается.
Центрифуга работает следующим образом. По специальному каналу в блоке цилиндров и внешнему маслопроводу масло из нижней секции масляного насоса подается в нижнюю часть корпуса центрифуги. Затем оно поступает через полую нижнюю часть оси 4 ротора в заполненное маслом пространство внутри колпака 5, проходит через сетчатый фильтр 3 в кольцевую щель между корпусом ротора и стаканом 13 и выбрасывается из ротора через жиклеры 10. При истечении масла нз жиклеров возникают две реактивные силы, образующие пару,
юз
Рис. 67. Масляный фильтр со сменнымРис. 67. Масляный фильтр со сменнымфильтрующим элементом двигателяЗМЗ-24:фильтрующим элементом двигателяЗМЗ-24:Рис. 68. Центрифуга двигателя 3M3-53Рис. 68. Центрифуга двигателя 3M3-53/ — гайка-барашек; 2 — кожух; 3 — сетчатый фильтр; 4 — ось ротора; 5 — колпак ротора; 6 и 7 — прокладки; 8 — корпус ротора; 9 — корпус центрифуги; 10 — жиклер; // — упорный шарикоподшипник;12 — отражатель; 13 — стакан/ — гайка-барашек; 2 — кожух; 3 — сетчатый фильтр; 4 — ось ротора; 5 — колпак ротора; 6 и 7 — прокладки; 8 — корпус ротора; 9 — корпус центрифуги; 10 — жиклер; // — упорный шарикоподшипник;12 — отражатель; 13 — стакан
Рис. 67. Масляный фильтр со сменным
Рис. 67. Масляный фильтр со сменным
фильтрующим элементом двигателя
ЗМЗ-24:
фильтрующим элементом двигателя
ЗМЗ-24:
Рис. 68. Центрифуга двигателя 3M3-53
Рис. 68. Центрифуга двигателя 3M3-53
/ — гайка-барашек; 2 — кожух; 3 — сетчатый фильтр; 4 — ось ротора; 5 — колпак ротора; 6 и 7 — прокладки; 8 — корпус ротора; 9 — корпус центрифуги; 10 — жиклер; // — упорный шарикоподшипник;
12 — отражатель; 13 — стакан
/ — гайка-барашек; 2 — кожух; 3 — сетчатый фильтр; 4 — ось ротора; 5 — колпак ротора; 6 и 7 — прокладки; 8 — корпус ротора; 9 — корпус центрифуги; 10 — жиклер; // — упорный шарикоподшипник;
12 — отражатель; 13 — стакан
/ — пробка сливного отверстия; 2 — сливная трубка; 3 — корпус фильтра; 4 — датчик указателя давления масла; б —• пружина перепускного клапана; 6 — затвор перепускного клапана; 7 — пружина; 8— наконечник сливной трубки; 9 — уплотняющее кольцо; 10 Крышка; // — маслопровод; 12 — фильтрующий элемент; 13 — датчик лампы аварийного сигнализатора; 14 — привалочная плоскость корпуса фильтра
которая приводит ротор во вращение с частотой 5000—6000 об/мин. Вместе с ротором вращается масло, находящееся под колпаком 5, вследствие чего содержащиеся в ием частицы загрязнений центробежной силой отбрасываются на внутреннюю цилиндрическую поверхность колпака и оседают на ней, и из жиклеров вытекает очищенное масло, которое через отверстия в корпусе фильтра стекает в картер двигателя.
Масляный радиатор и вентиляция картера. Масляный радиатор служит для охлаждения нагретого в двигателе масла. Он имеет трубчато-пластинчатую конструкцию, установлен перед радиатором системы охлаждения и соединен с двигателем гибкими маслопроводами (шлангами). Масло поступает в радиатор из главной масляной магистрали (двигатели ЗМЗ) или от радиаторной секции масляного насоса (двигатели ЗИЛ-130 и ЯМЗ-236) и сливается в масляный картер.
Если радиатор включен в главную масляную магистраль, то, чтобы заметно не снижалось давление масла в магистрали, предусматривают 104
предохранительный клапан 3 (см. рис. 64), который открывает маслу доступ в радиатор только при давлении более 0,1 МПа.
Если же масло в радиатор подается от особой секции насоса, то в маслоподводящей магистрали (или насосе) устанавливают перепускной клапан, предотвращающий повреждение радиатора при пуске холодного двигателя, когда вследствие большой вязкости давление масла значительно. Давление в радиаторе не должно превышать 0,12— 0,15 МПа.
Вентиляция картера служит для удаления из него газов, прорвавшихся туда из надпоршневого пространства, и поддержания в картере давления, близкого к атмосферному. Комплекс устройств, обеспечивающих этот процесс, называется системой вентиляции картера.
Рис. 69. Схема закрытой системы вентиляции картера двигателя ЗИЛ-130:
/ — воздухоочиститель системы вентиляции картера; 2 — маслоуловитель; 3 — трубка; 4 — клапан; 5 — впускной клапан; 6 — перепускной клапан; 7 — корпус клапана; 8 —• штуцер; 9 — впускной трубопровод; 10 — карбюратор; // — корпус воздухоочистителя; 12 — фильтрующий элемент; 13 — крышка; 14 — воздухоочиститель; 15 — воздушный канал; 16 — компрессор
Вентиляция картера необходима потому, что картерные газы, состоящие в карбюраторных двигателях из равных частей горючей смеси и продуктов сгорания, содержат соединения, вызывающие преждевременное старение масла. При этом под воздействием активных кислот, образующих с маслом эмульсию,’ возникает коррозия смазываемых поверхностей. Вследствие постоянного притока газов в картерное пространство давление в нем повышается, в результате чего масло выдавливается через уплотняющие устройства коленчатого вала и неплотности картера.
Используют два способа вентиляции картера: с удалением картерных газов в атмосферу (открытая система вентиляции) и с отсосом газов во впускной тракт двигателя (закрытая система вентиляции).
Открытая система вентиляции картера применяется в двигателях Заволжского моторного завода (ЗМЗ) и осуществляется с помощью вытяжной трубы, которая сообщает картерное пространство с атмосферой. Вследствие косого среза у нижнего конца вытяжной трубы в ней во время движения автомобиля создается разрежение, под действием которого отсасываются картерные газы.
В закрытой системе вентиляции картера (рис. 69) (например, в двигателе ЗИЛ-130) картерные газы отсасываются через маслоуловитель 2, клапан 4 и трубку 3 в центральную часть впускного трубопровода 9, где смешиваются с горючей смесью и поступают в цилиндры двигателя. Маслоуловитель отделяет капельки масла от отсасываемых газов, а клапан 4 регулирует проходное сечение штуцера 8 трубки 3 в зависимости от разрежения во впускном трубопроводе. Применение клапана 4 вызвано тем, что при сообщении картерного пространства с впускным трубопроводом снижается разрежение в зоне за дроссельной заслонкой карбюратора, в результате чего нарушается нормальная работа двигателя, особенно при прикрытой дроссельной заслонке.
Свежий воздух поступает в картерное пространство двигателя через маслоналивную трубу, пройдя предварительно через укрепленный на ней воздухоочиститель 1.
Закрытая система вентиляции картера имеет преимущества перед открытой. Она обеспечивает более интенсивную (принудительную) вентиляцию; снижает токсичность атмосферы в кабине или салоне автомобиля, исключая возможность проникновения туда картерных газов; позволяет дожигать в цилиндрах двигателя часть паров топливд, содержащихся в отсасываемых газах.
Глава XII
СИСТЕМА ПИТАНИЯ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Питанием двигателя называют процесс подготовки топлива к сгоранию В цилиндрах двигателя, а системой питания — комплекс приборов и устройств, предназначенных для хранения топлива на автомобиле, очистки и подачи в двигатель воздуха и топлива и приготовле-
ния горючей смеси, а также удаления из двигателя в атмосферу отработавших газов.
На рис. 70 представлена схема системы питания двигателя автомобиля ЗИЛ-130. Топливо на автомобиле хранится в топливном баке /0, откуда диафрагменным топливным насосом 22 подается в карбюратор 3. По пути из бака в насос топливо проходит через фильтр-отстойник 16, в котором отделяются имеющиеся в топливе вода и относительно крупные частицы механических примесей.
Карбюратор установлен на впускном трубопроводе, в котором во время работы двигателя всегда существует разрежение. Под действием этого разрежения в двигатель поступает воздух, предварительно прошедший через воздухоочиститель 2. В карбюраторе воздух смешивается с парами и мельчайшими капельками топлива, т. е. происходит приготовление горючей смеси, которая затем по впускному трубопроводу проходит в цилиндры двигателя (см. также рис. 69). В цилиндрах горючая смесь смешивается с остаточными газами — образуется рабочая смесь.
Топливом для карбюраторных двигателей служит бензин, получаемый прямой перегонкой нефти или крекинг-процессом.
Качество автомобильных бензинов определяется в основном их стойкостью против детонации и испаряемостью. Детонационную стойкость бензина оценивают по октановому числу. Чем больше это число, тем выше качество бензина. Этот способ основан на сравнении бензина со смесью, состоящей из двух углеводородов: изооктана и гептана. Первый обладает высокой, а второй ничтожно малой стойкостью против детонации. Если при испытании на специальном лабораторном двигателе с переменной степенью сжатия оказалось, например, что стойкость данного бензина против детонации одинакова со стойкостью смеси, содержащей изооктана 76% и гептана 24%, то октановое число бензина равно 76.
Качество автомобильных бензинов регламентировано ГОСТом, в соответствии с которым выпускаются бензины сорта А-72, А-76, АИ-93, АИ-98 и др. Они делятся на летние и зимние. Буква А в наименовании сорта бензина означает автомобильный бензин, а число указывает его октановое число, определяемое по моторному методу (при букве А в обозначении сорта) или по исследовательскому методу (при буквах АИ).
Зимние бензины содержат большее количество легкоиспаряющихся фракций, что облегчает пуск двигателя при низкой температуре,
НАЧАЛЬНЫЕ СВЕДЕНИЯ О КАРБЮРАТОРЕ
Процесс приготовления горючей смеси называется карбюрацией, а прибор, в котором он совершается — карбюратором. Кривая зависимости состава смеси от степени открытия дроссельной заслонки называется характеристикой карбюратора (рис. 71). Характеристика должна быть такой, чтобы состав горючей смеси был оптимальным для каждого режима работы двигателя, 108
Открытие дроссельной заслонкиОткрытие дроссельной заслонкиРис. 71. Характеристики карбюраторов:Рис. 71. Характеристики карбюраторов:/ — элементарного (одножиклерноГо);2 — идеального/ — элементарного (одножиклерноГо);2 — идеальногоОсновными частями элементарного (простейшего) карбюратора являются (рис. 72): главный канал, состоящий из воздушного патрубка / и смесительной камеры // и имеющий в средней части сужение — диффузор 2; камера 7, в которой находится поплавковое устройство, состоящее из поплавка 9, качающегося на оси 10, и запорной иглы 8; жиклер 11 (пробка с калиброванным отверстием); малый диффузор 3, трубка 5 и дроссельная заслонка 1. Поплавковое устройство поддерживает постоянный уровень топлива в поплавковой камере, который на 5—8 мм ниже кромки кольцевой щели в диффузоре 3.
Открытие дроссельной заслонки
Открытие дроссельной заслонки
Рис. 71. Характеристики карбюраторов:
Рис. 71. Характеристики карбюраторов:
/ — элементарного (одножиклерноГо);2 — идеального
/ — элементарного (одножиклерноГо);2 — идеального
Карбюратор работает следующим образом. Вследствие разрежения во впускном трубопроводе двигателя воздух из окружающей среды устремляется в смесительную камеру карбюратора. В нее же через кольцевую щель 4 диффузора 3 фонтанируется бензин, засасываемый по трубке 5 из поплавковой камеры. В горловине диффузора 3 скорость
воздуха в несколько десятков раз выше скорости истечения топлива из щели 4. Поэтому воздушный поток распыливает струйку топлива на мелкие капельки и уносит их с собой в цилиндры двигателя. На пути от смесительной камеры до цилиндра и в цилиндрах двигателя во время впуска и сжатия происходит испарение и перемешивание капелек и паров топлива с воздухом, т. е. совершается смесеобразование.
Дозирование топлива производится жиклером //, а регулирование количества горючей смеси, поступающей в двигатель, — дроссельной заслонкой 1, поворачиваемой на оси 12.
При пуске двигателя разрежение недостаточно для хорошего испарения топлива, а испарившаяся часть топлива при соприкосновении с холодными стенками впускного тракта и цилиндров конденсируется на них. Чтобы в этих условиях создавался необходимый для воспламенения состав рабочей смеси, горючая смесь должна быть очень богатой (а = 0,2 4- 0,5).
Рис. 72. Схема элементарного карбюратора:
/ — воздушный патрубок; // — смесительиай камера; / — дроссельная заслонка; 2 — большой диффузор; 3 — малый диффузор; 4 — кольцевая щель; 5 — трубка; 6 — воздушный канал поплавковой камеры; 7 — поплавковая камера; 8 — запорная игла; 9 — поплавок; 10 — ось поплавка; 11 — жиклер; 12 — ось дроссельной заслонки
Для работы двигателя на холостом ходу или с малой нагрузкой дроссельную заслонку карбюратора прикрывают, уменьшая наполнение цилиндров. В результате увеличивается относительное содержание & рабочей смеси остаточных газов, ухудшающих процесс сгорания топлива. Чтобы при этом двигатель работал устойчиво, горючая смесь должна быть богатой (а = 0,70 0,85).
Со средней нагрузкой (дроссельная заслонка открыта до 80%) двигатель работает большую часть времени. Для такого режима целесообразен экономичный состав смеси, т. е. смесь должна быть обедненной (а = 1,10 -г- 1,15).
В некоторых условиях необходима кратковременная работа двигателя с максимальной нагрузкой (разгон автомобиля, преодоление крутых подъемов и т. п.). В таких случаях, пренебрегая экономичностью, применяют обогащенную смесь (а = 0,85 -$- 0,90), обеспечивающую получение наибольшей мощности (смесь мощностного состава).
Согласно этим режимам работы двигателя характеристика карбюратора должна соответствовать кривой 2 (см. рис. 71). Сопоставляя ее с кривой 1, видим, что элементарный (одножиклерный) карбюратор не пригоден для применения на автомобильном двигателе.
Чтобы карбюратор имел характеристику, близкую к идеальной, обеспечивал легкий пуск и приемистость двигателя, в нем предусматривают системы и устройства, из которых основными являются главная дозирующая система, система холостого хода, пусковое устройство, экономайзер и ускорительный насос.
ОСНОВНЫЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА КАРБЮРАТОРА
Главная дозирующая система. Она служит для приготовления смеси при работе двигателя на всех режимах — от малой нагрузки до нагрузки, близкой к максимальной. Ее принципиальная схема изображена на рис. 73. В отличие от элементарного карбюратора топливо из поплавковой камеры 4 через топливный жиклер 5 поступает не в трубку 2, а в промежуточный колодец 3, который сообщается со смесительной камерой через трубку 2 и с атмосферой через воздушный жиклер 1.
Если воздушный жиклер закрыть, то рассматриваемый карбюратор превратится в элементарный, в котором расход топлива через жиклер 5 зависит только от разрежения в диффузоре, и поэтому с увеличением открытия дроссельной заслонки горючая смесь будет непрерывно обогащаться. Если же колодец полностью открыть, то расход топлива через жиклер 5 станет постоянным, не зависящим от разрежения в диффузоре, что приведет к другому нежелательному явлению — резкому и непрерывному обеднению смеси. Дозированием количества воздуха, поступающего в колодец через жиклер 1, получают характеристику карбюратора, близкую к оптимальной. Помимо этого, в диффузор поступает топливовоздушная эмульсия, что улучшает смесеобразование. Часто находящаяся в колодце 3 часть трубки 2 имеет отверстия (эмульсионная трубка), что увеличивает эмульсирование топлива.
Рис. 73. Схема главной дози- рующей системы:Рис. 73. Схема главной дози- рующей системы:123123Рис. 74. Схема системы холостого хода и пускового устройства:Рис. 74. Схема системы холостого хода и пускового устройства:/ — Воздушный жиклер; 2 — эмуль. сиоиная трубка; 3 — колодец; 4 — поплавковая камера; 5 — топливный жиклер; Л — радость уров- иейтоплива при работе-двигателя/ — Воздушный жиклер; 2 — эмуль. сиоиная трубка; 3 — колодец; 4 — поплавковая камера; 5 — топливный жиклер; Л — радость уров- иейтоплива при работе-двигателя
Рис. 73. Схема главной дози- рующей системы:
Рис. 73. Схема главной дози- рующей системы:
123
123
Рис. 74. Схема системы холостого хода и пускового устройства:
Рис. 74. Схема системы холостого хода и пускового устройства:
/ — Воздушный жиклер; 2 — эмуль. сиоиная трубка; 3 — колодец; 4 — поплавковая камера; 5 — топливный жиклер; Л — радость уров- иейтоплива при работе-двигателя
/ — Воздушный жиклер; 2 — эмуль. сиоиная трубка; 3 — колодец; 4 — поплавковая камера; 5 — топливный жиклер; Л — радость уров- иейтоплива при работе-двигателя
/ — пружина; 2 — пластинчатый клапан; 3 — воздушная заслонка; 4 — топливный канал холостого хода; 5 — топливный жиклер холостого хода; 6 —■ эмульсионный канал холостого хода; 7 — воздушный жиклер холостого хода; 8 — главный жиклер; 9 и 16 — регулировочные винты; 10 — стопорная пружина; 11 и 13 — выходные отверстия системы холостого хода; 12 — дроссельная заслонка; 14 — топливный жиклер главной дозирующей системы
Система холостого хода. Главное дозирующее устройство не может обеспечить работы двигателя на режиме холостого хода, так как вследствие незначительного открытия дроссельной заслонки разрежение в диффузоре оказывается недостаточным (менее 100 Па). Поэтому: в карбюраторе предусматривается специальная система холостого хода, действие которой основано на использовании разрежения в за- дроссельном пространстве,
К системе холостого хода относятся отверстия 11 (рис. 74) и 13, каналы 4 и 6, топливный 5 и воздушный 7 жиклеры холостого хода. Когда двигатель работает на холостом ходу, под дроссельной заслонкой 12 возникает значительное разрежение (примерно 40 кПа), которое через отверстие 11 передается в каналы системы и главному жиклеру 8. Вследствие этого топливо, вытекающее из поплавковой камеры через жиклер 8, поднимается по каналу 4, дозируется топливным жиклером холостого хода 5 и попадает в канал 6. Здесь оно эмульсируется воздухом, просасываемым через воздушный жиклер холостого хода 7, и проходит к отверстию 11. При истечении из отверстия 11 в задрос- сельное пространство эмульсированной струи топлива она распыляется воздушным потоком, проходящим с большой скоростью через узкую
ш
щель между кромкой дроссельной заслонки и стенкой смесительной камеры.
Качество горючей смеси на холостом ходу двигателя регулируют винтом 9, с помощью которого увеличивают или уменьшают проходное сечение отверстия 11, соответственно обогащая или обедняя горючую смесь. Количество смеси регулируют винтом 15, фиксирующим положение дроссельной заслонки при холостом ходе двигателя.
При увеличении угла открытия дроссельной заслонки отверстие 13 оказывается в задроссельном пространстве, в которое одновременно с дополнительным количеством воздуха начинает поступать через отверстие 13 дополнительное количество топливовоздушной эмульсии. Тем самым обеспечивается устойчивая работа двигателя при переходе с режима холостого хода на режимы малых и средних нагрузок.
При дальнейшем открытии дроссельной заслонки разрежение в малом диффузоре возрастает, а у отверстий И и 13 уменьшается, вследствие чего постепенно вступает в действие главная дозирующая система и отключается система холостого хода.
Пусковое устройство. Для надежного и быстрого пуска холодного двигателя в карбюраторе предусматривается воздушная заслонка 3 (см. рис. 74), устанавливаемая в воздушном канале карбюратора и управляемая с места водителя. Воздушная заслонка отличается от дроссельной наличием на ней пластинчатого клапана 2. Во время пуска двигателя воздушную заслонку прикрывают. Вследствие этого, во- первых, уменьшается приток воздуха в карбюратор, а во-вторых, даже при малой пусковой частоте вращения коленчатого вала (50— 100 об/мин) в впускном трубопроводе и смесительной камере создается разрежение, достаточное для интенсивного истечения топлива и его частичного испарения. В результате происходит необходимое при пуске обогащение горючей смеси и повышение ее паросодержания.
При первых же вспышках частота вращения коленчатого вала резко увеличивается, и под действием возросшего разрежения открывается пластинчатый клапан 2, пропуская в смесительную камеру дополнительное количество воздуха и предотвращая этим переобога- щение смеси.
Для того чтобы во время пуска дроссельная заслонка не препятствовала распространению разрежения из впускного трубопровода в смесительную камеру, воздушную и дроссельную заслонки связывают промежуточным приводом, который при закрытии воздушной заслонки автоматически приоткрывает на 10—12° дроссельную заслонку.
Экономайзер. Служит для обогащения горючей смеси при работе двигателя на режимах, близких к полной нагрузке. Он устроен и работает следующим образом. В поплавковой камере карбюратора имеется клапан 13 (рис. 75) экономайзера, закрываемый пружиной 14. При открытии дроссельной заслонки на 80—85% поршень 4, связанный с ней механическим приводом, опускается и открывает клапан 13 экономайзера. Вследствие этого через главную дозирующую систему (или отдельный распылитель) в смесительную камеру поступает допол- 112
Рис. 75. Схема ускорительного насоса и механического привода экономайзера:
/ — рычаг; 2 — серьга; 3 — шток; 4 — поршень ускорительного насоса; б — поплавковая камера; 6 — возвратная пружина; 7 — поводок; 8 — пружина поршня ускорительного насоса; 9 — колодец ускорительного насоса; IQ — жиклер ускорительного насоса; // — нагнетательный клапан; 12 — возвратный клапан; 13 — клапан экономайзера; 14 — пружина
нительное количество топлива, необходимое для получения смеси мощностного состава,
Ускорительный насос. При резком открытии дроссельной заслонки горючая смесь значительно обедняется вследствие большой разницы в силах инерции топлива и воздуха. Чтобы предотвратить неизбежное при этом резкое уменьшение частоты вращения коленчатого вала в карбюраторах предусматривается ускорительный насос (см. рис. 75). В колодце 9 насоса помещен поршень 4. На него через пружину 8 воздействует поводок 7, закрепленный на конце штока 3. Шток с помощью серьги 2 и рычага / так кинематически связан с дроссельной заслонкой, что при ее открытии он опускается вниз.
Когда дроссельная заслонка прикрыта, поршень 4 насоса находится в верхнем положении, а топливо, как в сообщающихся сосудах, пройдя из поплавковой камеры через возвратный клапан 12, заполняет колодец 9.
При небольшой скорости перемещения поршня 4, которая соответствует плавному открытию дроссельной заслонки, топливо, обтекая шарик возвратного клапана, проходит в поплавковую камеру. В случае резкого открытия заслонки поток топлива прижимает шарик клапана к седлу, закрывая клапан. Вследствие этого в колодце 9 возникает давление, под воздействием которого открывается нагнетательный клапан 11, и необходимое количество топлива через жиклер 10 впрыскивается в смесительную камеру.
ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ СОВРЕМЕННЫХ КАРБЮРАТОРОВ
Основными конструктивными особенностями карбюратора являются следующие.
Расположение оси его главного канала. По этому признаку различают карбюраторы горизонтальные и вертикальные с восходящим или падающим потоком горючей смеси. Последние преимущественно распространены, так как в этом случае карбюратор более удобно расположен на двигателе и более доступен для технического обслуживания.
Число смесительных камер. В данное время в основном применяют карбюраторы с двумя смесительными камерами (двухкамерные). Они представляют собой как бы два параллельно и синхронно работаю- . щих карбюратора, объединенных в одном изделии и имеющих общие поплавковую камеру, воздушный патрубок с воздушной заслонкой, экономайзер и ускорительный насос. При использовании двухкамерной конструкции карбюратора снижается сопротивление впускного тракта двигателя и улучшается распределение горючей смеси по цилиндрам, в результате чего мощность двигателя увеличивается на 8—
Число диффузоров в каждой камере. Современные карбюраторы преимущественно двухдиффузорные.
Для примера на рис. 76 приведена схема карбюратора К-88А, устанавливаемого на двигателе ЗИЛ-130. Его корпус состоит из трех основных частей: верхней — корпуса 1 воздушной горловины, отлитой из цинкового сплава как одно целое с крышкой поплавковой камеры; средней — корпуса 28 поплавковой камеры, отлитого из того же сплава как одно целое с диффузорами; нижней — чугунного корпуса 38 смесительных камер, заканчивающегося фланцем для крепления карбюратора на впускном трубопроводе двигателя. Все части соединены между собой винтами. Для герметизации стыков между верхней и средней частями имеется картонная прокладка 23, а между средней и нижней частями — паронитовая прокладка 44 (толщиной 5 мм), являющаяся также теплоизолирующей.
В верхней части корпуса карбюратора установлены воздушная заслонка 16 с воздушным пластинчатым клапаном 13, сетчатый топливный фильтр 3 и запорный топливный клапан, состоящий из седла, ввернутого в корпус, и игольчатого затвора 2. Балансировочный канал 5 сообщает поплавковую камеру с воздушным патрубком. В средней части размещены поплавковое устройство, главная дозирующая система и часть системы холостого хода, экономайзер и ускорительный насос. В нижней части находятся каналы, выходные отверстия системы холостого хода и дроссельные заслонки 43, установленные на общей оси.
Главная дозирующая система каждой камеры состоит из жиклеров — главного 45, полной мощности 8 и воздушного 9, распылителя, выполненного в виде кольцевой щели 11 в малом диффузоре, и соединительных каналов.
12 3 Ц 5 6 1 8 9 10 11 • 12 13 19 15 16
Рис. 76. Схема карбюратора K-88A:
/ — корпус воздушной горловины; 2 — игольчатый затвор клапана; 3 — топливный фильтр; 4 пробка фильтра; 5 — балансировочный канал; 6 — жиклер холостого хода; 7 — вырез в корпусе горловины; 8 — жиклер полной мощности; 9 — воздушный жиклер; 10 — малый диффузор; // — кольцевая щель малого диффузора; 12 — распылитель ускорительного насоса; 13 — воздушный пластинчатый клапан; 14 — полый винт; 15 — воздушная полость; 16 — воздушная заслонка; 17, 21 и 33 — пружины; 18 — толкатель клапана экономайзера; 19 — поводок; 20 й 22 — штокн; 23 н 44 — прокладки; 24 — манжета; 25 — пружина манжеты; 26 — втулка штока; 27, 36 и 37 — каналы; 28 — корпус поплавковой камеры; 29 — отверстие; 30 — шариковый возвратный клапан ускорительного насоса; 31 — промежуточный толкатель клапана экономайзера; 32 — шариковый клапан экономайзера; 34 — серьга; 35 — рычаг; 38 — корпус смесительных камер; 39 н 40 — отверстия системы холостого хода; 41 — нагнетательный клапан ускорительного насоса; 42 — регулировочный винт; 43 — дроссельная заслонка; 45 — главный жиклер; 46 — поплавок; 47 — пружина поплавка
Система холостого хода состоит из комбинированного топливновоздушного жиклера 6, выходных отверстий 39 и 40 с регулировочным винтом 42 и соединительных каналов. Она подключена к главной дозирующей системе. Топливо в нее подается из полости, заключенной между главным жиклером 45 и жиклером полной мощности 8. В связи с этим проходное сечение жиклера 8 больше, чем жиклера 45.
Экономайзер подключен к главной дозирующей системе, образуя с ней единое дозирующее устройство. Клапан 32 экономайзера шариковый, собран в один узел с промежуточным толкателем 31. Момент открытия клапана можно регулировать изменением рабочей длины толкателя 18 с помощью гайки, навернутой на его верхний конец.
Ускорительный насос, поршень которого образован втулкой 26 штока, манжетой 24 и пружиной 25, имеет общий с экономайзером привод. В рабочую полость насоса топливо поступает через обратный (шариковый) клапан 30, а выталкивается по каналу 27, через нагнетательный клапан 41 и распылитель 12 в смесительную камеру карбюратора.
Управление карбюратором осуществляется с места водителя и сводится к повороту воздушной и дроссельной заслонок. Применяют ручное управление воздушной заслонкой и двойное управление — ручное и ножное —- дроссельной. Ручное управление осуществляется с помощью рукояток 4 и 5 (см. рис. 70) и проволочных в гибкой обо-
Лочке тяг, которые присоединены к рычагам, неподвижно укрепленным на осях заслонок. Ножное управление производится с помощью педали 6, системы тяг и рычагов и возвратной пружины, которая закрывает дроссельную заслонку, если водитель не оказывает давления на педаль.
РЕГУЛИРОВОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КАРБЮРАТОРНОГОДВИГАТЕЛЯ
ПО СОСТАВУ ГОРЮЧЕЙ СМЕСИ
Регулировочной характеристикой карбюраторного двигателя по составу смеси называется выраженная графически зависимость эффективной мощности Ne и удельного расхода топлива ge от коэффициента избытка воздуха а. Она позволяет выявить оптимальные для данного двигателя значения коэффициента а и обоснованно выбрать проходные сечения дозирующих устройств карбюратора.
Регулировочную характеристику определяют при испытании двигателя на тормозном стенде с соблюдением требований ГОСТ 14846—69. Состав смеси изменяют (регулируют) увеличением или уменьшением проходного сечения главного жиклера карбюратора. Сначала карбюратор настраивают на переобогащенную смесь и пускают двигатель. Затем, одновременно увеличивая угол открытия дроссельной заслонки и нагрузку двигателя тормозом, добиваются устойчивой работы двигателя с заданной частотой вращения вала при максимальном открытии заслонки. Методом подбора устанавливают наивыгоднейший угол опережения зажигания и после корректировки частоты вращения
Рис. 77. Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу горючей смесиРис. 77. Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу горючей смесипроизводят замеры, необходимые для определения координат первых двух точек регулировочной характеристики (аъ Nel и gely Для получения других точек характеристики последовательно изменяют регулировку карбюратора в сторону обеднения горючей смеси и для каждой регулировки повторяют описанный эксперимент.
Рис. 77. Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу горючей смеси
Рис. 77. Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу горючей смеси
Из типичной регулировочной характеристики (рис. 77) видно, что при регулировке карбюратора на максимальную мощность (амощ) удельный расход повышается на 12—20%. В случае регулировки на минимальный удельный расход (а9к) мощность двигателя снижается на 8—15%. Оптимальной считается такая регулировка, которая обеспечивает получение горючей смеси, характеризуемой коэффициентом а, меньшим а9К и большим ампп,.
ОГРАНИЧИТЕЛЬ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
При чрезмерно большой скорости движения автомобиля повышается расход топливосмазочных материалов, увеличивается износ деталей двигателя и трансмиссии, а также износ шин. Чтобы пред- отвратить эти нежелательные явления, на двигатели грузовых автомобилей устанавливают ограничитель максимальной частоты вращения коленчатого вала, который обычно полностью или частично встраивают в карбюратор. На двигателях 3M3-53 и ЗИЛ-130 применен пневмо- центробежный ограничитель, состоящий из центробежного датчика и диафрагменного исполнительного механизма с пневматическим приводом.
Центробежный датчик (рис. 78, б) установлен на передней крышке блока цилиндров. Его основными элементами являются корпус 25, ротор 22 и клапан 27 с седлом 28 и пружиной 14. Паз 17 ротора соединен с торцом распределительного вала, вследствие чего ротор вращается вместе с ним. Сила упругости пружины 14 и масса клапана 27 выбраны такими, что при частоте вращения коленчатого вала, не превышающей 3200 об/мин, пружина оттягивает от седла клапан и он открывается, а при большей частоте под действием центробежной силы клапан 27 преодолевает противодействие пружины 14 и закрывается, прижимаясь к седлу.
Исполнительный механизм (рис. 78, а) расположен на карбюраторе. Он состоит из корпуса с крышкой 6, между которыми зажата резиновая диафрагма' 7; штока 8, верхним концом прикрепленного к диафрагме, а нижним шарнирно соединенного с рычагом 3, который закреплен на оси дроссельных заслонок; пружины 5, стремящейся переместить шток 8 вниз и тем повернуть дроссельные заслонки в положение «Открыто». Полость Л через каналы, выполненные в корпусах карбюратора и испол-
Рис. 78. Схема пневмоцентробежного ограничителя максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя: А и Б — полости; а — диафрагменный исполнительный механизм; о — центробежный датчик; / — дроссельная заслонка карбюратора; 2 и 4 — жиклеры; 3 — рычаг; б — пружина диафрагменного механизма; 6 — крышка диафрагменного механизма; 7 — диафрагма; 8 — шток; 9 и 10 — отверстия; // — рычаг привода дроссельных заслонок; 12 и 13 — трубки; 14 — пружина центробежного датчика; 15 — шайба; 16 — прокладка; 17 — паз ротора; 18 — уплотнительное устройство; 19 — крышка; 20 — регулировочный винт, 21 — пробка; 22 — ротор; 23 — фитиль; 24 — металлокерамическая втулка; 25 — корпус датчика; 26 — канал; 27 — клапан; 28 — седло клапана; 29 — муфта
нительного механизма, сообщается с воздушным патрубком карбюратора, а полость Б через жиклеры 2 и 4 — с пространством около дроссельных заслонок.
При допустимой частоте вращения коленчатого вала открытый клапан центробежного датчика сообщает полость Б через отверстие 9 с воздушным патрубком карбюратора. Вследствие этого над и под диафрагмой устанавливается примерно одинаковое давление, и пружина 5 удерживает дроссельные заслонки в открытом положении. В случае превышения допустимой .частоты вращения вала двигателя доступ воздуха в полость Б прекращается и в ней устанавливается разрежение, в результате чего диафрагма 7, а вместе с ней и шток 8 перемещаются вверх, прикрывая дроссельные заслонки. Специальная муфта 29 обеспечивает независимость действия исполнительного механизма от положения педали управления дроссельными заслонками.
ПРИБОРЫ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Топливный бак. Форма топливного бака, особенности конструкции его наливной горловины и способ крепления-зависят от места установки бака на автомобиле. В остальном Же топливные баки различных автомобилей сходны по устройству. Они состоят из двух половин, отштампованных из тонкой листовой освинцованной стали и соединенных сваркой. Для повышения жесткости и уменьшения плескания топлива в баке сделаны перегородки, разделяющие бак на несколько сообщающихся отсеков. Сверху или сбоку к баку припаивают наливную горловину, герметически закрываемую пробкой.
Пробка топливного бака (рис. 79) имеет два клапана, которые устроены и действуют подобно паровоздушным клапанам пробки радиатора. Выпускной (паровой) клапан 6 предотвращает уменьшение количества топлива вследствие его испарения, а впускной (воздушный) клапан 5 — возникновение разрежения в баке при расходе топлива, которое может вызвать прекращение подачи топлива в карбюратор.
Топливный бак снабжен датчиком дистанционного указателя уровня топлива и приемной трубкой с сетчатым фильтром на нижнем
Рис. 79. Пробка наливной' горловины топливного бака: / и 7 — отверстия, сообщающие бак с атмосферой; 2 — корпус пробки; 3 -»- облицовка пробки; 4 — пружина выпускного клапана; 5 — впускной клапан; 6 — выпускной клапан; 8 — прокладка; 9 — пружина впускного клапана; 10 — цепочка крепления пробки к горловине бака
Рис. 80. Фильтр-отстойник:
/ — трубка от топливного бака; 2 — прокладка корпуса; 3 — корпус; 4 — топливоотводящая трубка; б — основание фильтрующего элемента; 6 — фильтрующий элемент; 7 — стойка; 8 — отстойник; 9 — пробка сливного отверстия; 10 — стержень; // — пружина; 12 — торцовая шайба фильтрующего элемента; 13 — кольцо фильтрующего элемента; 14 — отверстия в кольце для прохода очищенного топлива; 15 — выступы иа кольце; 16 — внит крепления корпуса
конце и штуцером на верхнем. К штуцеру присоединен топливопровод, по которому топливо из бака поступает к другим приборам системы питания двигателя.
Топливные фильтры. На пути от бака к карбюратору топливо проходит еще через два фильтра: фильтр-отстойник и фильтр тонкой очистки. Такая тщательная очистка топлива необходима потому, что даже самые небольшие механические примеси и вода нарушают нормальную работу дозирующих устройств карбюратора.
Фильтр-отстойник (рис. 80) состоит из следующих основных частей: корпуса 3, отстойника 8 и фильтрующего элемента 6. Последний представляет собой пакет латунных или алюминиевых плоских колец 13, предварительно собранных на основании 5 с помощью двух стоек 7 и установленных на стержне 10. Каждое кольцо имеет отверстия 14 для прохода очищенного топлива и выступы 15 (высотой 0,05 мм),
Рис. 81. Фильтр тонкой очистки топлива:Рис. 81. Фильтр тонкой очистки топлива:1 — корпус; 2 — прокладка; 3 — фильтрующий элемент; 4 — пружина; 5 — стакаи-от- стойник; 6 — скоба; 7 — виит; 8 и 9 — входной и выходной каналы1 — корпус; 2 — прокладка; 3 — фильтрующий элемент; 4 — пружина; 5 — стакаи-от- стойник; 6 — скоба; 7 — виит; 8 и 9 — входной и выходной каналы
Рис. 81. Фильтр тонкой очистки топлива:
Рис. 81. Фильтр тонкой очистки топлива:
1 — корпус; 2 — прокладка; 3 — фильтрующий элемент; 4 — пружина; 5 — стакаи-от- стойник; 6 — скоба; 7 — виит; 8 и 9 — входной и выходной каналы
1 — корпус; 2 — прокладка; 3 — фильтрующий элемент; 4 — пружина; 5 — стакаи-от- стойник; 6 — скоба; 7 — виит; 8 и 9 — входной и выходной каналы
расположенные в шахматном порядке, в результате чего между кольцами в пакете образуются щели, через которые проходит топливо. Плотность прилегания одного кольца к другому и фильтрующего элемента к корпусу обеспечивается шайбой 12 и пружиной 11.
Топливо из бака по трубке 1 поступает внутрь отстойника 8, через щели между кольцами проходит к отверстиям 14 и, поднявшись через эти отверстия в среднюю часть корпуса 3, удаляется по трубке 4 в топливный насос. Вода и крупные частицы загрязнений оседают на дно отстойника, а мелкие (размером более 0,05 мм) задерживаются на внешней и внутренней цилиндрических поверхностях фильтрующего элемента. Для периодического удаления отстоя предусмотрено отверстие в стержне 10, закрываемое резьбовой пробкой 9.
Фильтр тонкой очистки (рис.
81) располагают между топливным насосом и карбюратором. Основными его частями являются корпус 1, стакан-отстойник 5 и фильтрующий элемент 3. Фильтрующий элемент делают керамическим с фильтрующими порами. В качестве фильтрующего элемента применяют также алюминиевый оребренный стакан с большим числом сквозных отверстий, обернутый в несколько слоев мелкой латунной сеткой. Стакан-отстойник поджимают к корпусу фильтра скобой 6 и винтом 7, а фильтрующий элемент — пружиной 4. Герметичность стыков обеспечивается прокладкой 2.
Топливный насос. Служит для подачи топлива из бака к карбюратору. На отечественных автомобилях применяются исключительно насосы диафрагменного типа, устанавливаемые непосредственно на двигатель и приводимые в действие от распределительного вала.
На рис. 82 показан топливный насос Б-10 двигателя ЗИЛ-130. Насос состоит из корпуса 6, головки 7 и ее крышки 10, отлитых под давлением из цинкового сплава. Между корпусом и головкой, соединенными винтами, зажата диафрагма 12, которая состоит из нескольких лепестков лакоткани. К диафрагме двумя опорными шайбами и гайкой прикреплена тяга 3 с утолщением на нижнем конце, вследствие чего на нем удерживаются стальная (нижняя) и текстолитовая (верхняя) шайбы 4, На шайбы 4 опирается вильчатый конец рычага 1,
L2Q
поворачивающегося на оси 15, закрепленной в корпусе насоса. В ре-* зультате такого соединения рычага 1 с тягой 3 диафрагма перемещается вниз под действием рычага, а вверх — под действием пружины 5.
В головке насоса находятся по три впускных 8 и выпускных 11 клапана, расположенных соответственно в впускной А и выпускной Б полостях. Каждый клапан состоит из обоймы, запрессованной в головку; пружины, изготовленной из бронзовой проволоки; пластинчатого резинового затвора и плоского седла. Над впускным клапаном имеется сетчатый фильтр 9.
Насос приводится в действие штангой 16 от эксцентрика 17, расположенного на распределительном валу. Во время работы двигателя эксцентрик набегает на штангу или сбегает с нее. При набегании эксцентрика на штангу тяга 3 перемещается вниз, выгибает диафрагму, и в пространстве над ней создается разрежение, вследствие чего топливо, пройдя через открывшиеся впускные клапаны, заполняет это пространство. При сбеге эксцентрика со штанги сила упругости пружины 5 возвращает диафрагму в исходное положение, и над ней создается давление, в результате чего впускные клапаны закрываются, а выпускные открываются, и топливо из пространства над диафрагмой вытесняется в полость Б, а оттуда в поплавковую камеру карбюратора.
Сила упругости пружины 5 подобрана такой, что, когда уровень топлива в поплавковой камере достаточен, диафрагма насоса «зависает» в нижнем положении, а рычаг 1 совершает холостые движения.
Воздухоочиститель. Наиболее распространен комбинированный инерционно-масляный воздухоочиститель, в котором воздух проходит двойную очистку: в инерционной части от крупных частиц пыли, а затем в фильтрующей части от более мелких. Основными элементами
Рис. 83. Впускной и выпускной трубопроводы двигателя ЗМЗ-24:
/ и // — положения заслонки, соответствующие минимальному н максимальному подогреву горючей смесн; / — впускной трубопровод; 2 н 9 — фланцы;
3 — отверстия для крепления трубопроводов к головке блока; 4 — прокладка; 5 — выпускной трубопровод; 6 — сектор регулировки интенсивности-подогрева смесн; 7 — стопорная шпилька с гайкой; 8 — заслонка
такого воздухоочистителя являются (см. рис. 69) корпус 11, в нижней части которого имеется ванна, заполненная моторным маслом, фильтрующий элемент 12 и крышка 13. Фильтрующий элемент изготовлен из формованной капроновой щетины (или металлической сетки).
Воздух, засасываемый в двигатель, проходит в кольцевую щель между корпусом и крышкой, опускается вниз, над масляной ванной резко изменяет направление движения на противоположное и затем через фильтрующий элемент и центральную часть воздухоочистителя поступает в воздушный патрубок карбюратора.
Во время изменения направления движения воздуха над масляной ванной частицы пыли, обладающие большей массой, продолжают двигаться в прежнем направлении и улавливаются маслом. При прохождении воздуха через фильтрующий элемент оставшаяся в воздухе пыль оседает на смоченных маслом нитях капроновой щетины.
Применяют также воздушные фильтры с сухим фильтрующим элементом, изготовленным из специальной пористой бумаги, оказывающей небольшое сопротивление при прохождении воздуха и обладающей высокой фильтрующей способностью (автомобили ВАЗ, КамАЗ).
Впускной и выпускной трубопроводы. Впускной трубопровод служит для подвода горючей смеси от карбюратора к соответствующим каналам в блоке цилиндров, выпускной — для отвода отработавших газов из двигателя. Первый отливают обычно из алюминиевого сплава, а второй — из серого чугуна.
У однорядных двигателей оба трубопровода объединены в единый узел, который фланцами патрубков при помощи шпилек и гаек присоединен к головке блока цилиндров. Типичным примером такой конструкции является узел впускного и выпускного трубопроводов двигателя ЗМЗ-24 (рис. 83). На фланце 2 впускного трубопровода / установлен карбюратор, а к фланцу 9 выпускного трубопровода 5
присоединена приемная труба глушителя шума выпуска. Трубопроводы соединены один с другим в средней части. В этом месте у выпускного трубопровода имеется окно, обращенное к привалочной плоскости впускного трубопровода, вследствие чего отработавшие газы соприкасаются со средней частью впускного трубопровода и подогревают горючую смесь, способствуя наибольшему содержанию паров в ней. Для сезонного регулирования интенсивности подогрева смеси предусмотрена заслонка 8.
У V-образных двигателей имеются два выпускных и один впускной трубопроводы (см. рис. 70). Впускной трубопровод расположен между головками блока. Он служит также крышкой полости толкателей и местом для размещения различных элементов двигателя, не имеющих отношения к системе питания (термостата, центрифуги и т. п.). В средней части трубопровода имеется фланец для установки карбюратора. Каналы в трубопроводе расположены так, что каждая камера карбюратора питает горючей смесью определенную группу цилиндров с учетом порядка работы двигателя, чем обеспечивается одинаковое состояние потока горючей смеси в обеих камерах карбюратора.
Во впускном трубопроводе имеются также каналы, а в привалочных плоскостях соответствующие протоки, по которым охлаждающая жидкость из головок блока цилиндров подводится к месту установки термостата и крепления отводящего патрубка. При этом охлаждающая жидкость в средней части трубопровода омывает каналы, по которым движется горючая смесь, и подогревает ее.
Глушитель шума выпуска. Он служит для предварительного снижения давления и скорости отработавших газов перед их выпуском в атмосферу. Глушитель состоит (см. рис, 70) из цилиндрического корпуса, который перегородками 15 разделен на ряд отсеков, переднего 19 и заднего 14 днищ с патрубками и трех перфорированных (со щелями) труб 17, Все эти элементы изготовлены из листовой стали и сварены в неразборное изделие.
Отработавшие газы поступают в глушитель по приемным трубам 20, а выпускаются в атмосферу через выпускную трубу 13, Трубы соединены с патрубками глушителя хомутиками.
Глава XIII
СИСТЕМА ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПИТАНИИ ДИЗЕЛЯ
Время, в течение которого должно происходить смесеобразование в дизеле, примерно в 10 раз меньше времени смесеобразования в карбюраторном двигателе; давление в цилиндре к моменту впрыска топлива (в конце такта сжатия) достигает 3—4 МПа, Эти неблагоприятные для смесеобразования факторы значительно затрудняют хорошее распы- ливание топлива и распределение его в воздухе. Для достижения удовлетворительного результата топливо подают в цилиндры дизеля с опережением при помощи специальной аппаратуры через отверстия
небольшого диаметра, под давлением, в несколько раз превышающим давление конца сжатия, и конструктивными мерами обеспечивают Интенсивное вихреобразован не в цилиндрах во время впуска и сжатия воздуха.
Существенное значение для успешного протекания процессов смесеобразования и сгорания в дизелях имеет конструкция камеры сгорания, которую выполняют в основном двух типов: разделенной и неразделенной. Наибольшее распространение получили дизели с неразделенной камерой сгорания (с непосредственным впрыском), 1 отличающиеся высокой топливной экономичностью и легким пуском. 1 Эта камера представляет собой единую полость, основная часть кото- 1 рой находится в днище поршня (см. рис. 34, в).।
Особенности внутреннего смесеобразования предъявляют специфические требования и к дизельному топливу, основными из которых являются оптимальная вязкость и хорошая воспламеняемость, т. е. i малый период запаздывания воспламенения. При большой вязкости ' топлива значительно затрудняется его фильтрация, прокачивание ; и распыливание, а при малой вязкости ухудшается смазка деталей топливоподающей аппаратуры, увеличиваются внутренние утечки топлива в них через зазоры. Если период запаздывания воспламенения топлива большой, то к моменту видимого горения большая часть дозы топлива оказывается уже введенной в цилиндр и, сгорая ; моментально, приводит к недопустимо резкому увеличению давления газов.
Воспламеняемость дизельного топлива оценивают по цетановому числу. Чем оно больше, тем меньше период запаздывания воспламенения. Аналогично октановому числу оценка качества дизельного топлива по цетановому числу основана на сравнении дизельного топлива I со смесью, состоящей из двух углеводородов: цетана, обладаю- j щего минимальным периодом запаздывания воспламенения, и трудно ; воспламеняющегося альфа-метилнафталина. Если, например, период i запаздывания воспламенения данного дизельного топлива такой же, как у смеси из 40% (по объему) цетана и 60% альфа-метилнафталина, j то цетановое число топлива равно 40.
Выпускаемые нефтеперерабатывающей промышленностью дизель- ные топлива имеют цетановое число 40—45 и различаются в основному ^ температурой застывания, т. е. температурой, при которой в жидком J топливе при охлаждении начинают выделяться твердые составные части. Выпускают дизельные топлива следующих сортов, обеспечи- ' вающие эффективную эксплуатацию автомобилей с дизелями в раз- ( личных климатических условиях: арктическое (марки ДА) — для использования при температуре воздуха ниже — 30° С; зимнее (марки ДЗ) — при температуре от 0 до —30° С и летнее (марки ДД) — при 5 температуре выше 0° С.'
Системы питания дизеля и карбюраторного двигателя отличаются устройствами, которые служат для питания двигателя топливом J (рис. 84). Топливоподкачивающий насос 10 нагнетает топливо из топливного бака 13 в фильтр грубой очистки 12, затем по топливо- J проводу 11 — в топливоподкачивающий насос 10, от него в фильтр ;
1241
Рис. 84. Схема системы питания топливом дизеля ЯМЗ-236:
IVI — номера цилиндров; /, 11 и 15— подводящие топливопроводы;
2 — фильтр тонкой очистки; 3 — сливное калиброванное отверстие;
4 и 14 — сливные топливопроводы; 5 — форсунки; 6 — сливной клапан; 7 — топливопровод высокого давления; 8 — топливный насос высокого давления; 9 — ручной топливоподкачнвающнй насос; 10 — топливоподкачивающий насос; 12 — фильтр грубой очистки; 13 — топливный бак
тонкой очистки 2, Пройдя фильтр тонкой очистки, топливо поступает в насос высокого давления 8, который в соответствии с порядком работы двигателя подает топливо по топливопроводам 7 высокого давления в форсунки 5. Избыточное количества топлива, поданного топливоподкачивающим насосом, отводится от насоса высокого давления в бак по сливным топливопроводам 4 и 14. По топливопроводу 14 поступает в бак также топливо, просачивающееся между иглой и распылителем форсунки.,
В систему питания дизеля входят также автоматическая муфта опережения впрыска и регулятор частоты вращения коленчатого вала.
ОСНОВНЫЕ ПРИБОРЫ И МЕХАНИЗМЫ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЯ
Топливоподкачивающий насос. Он служит для подачи топлива из бака к насосу высокого давления. Используют насосы двух типов: шестеренчатые или поршневые. На двигателе ЯМЗ-236 применен поршневой насос. Он установлен на корпусе насоса высокого давления и приводится в действие от эксцентрика, имеющегося на кулачковом валу насоса.
В чугунном корпусе 20 (рис. 85), имеющем необходимые полости и каналы, помещен стальной поршень 21. Внутрь поршня вставлена пружина 22, одним торцом упирающаяся в днище поршня, а другим — в резьбовую пробку 23, закрывающую поршневую полость корпуса.
Поршень приводится роликовым толкателем 4 через шток 2, перемещающийся в направляющей втулке /. Для постоянного контакта ролика 6 толкателя с эксцентриком 24 кулачкового вала служит пружина 3. Управление потоками топлива осуществляется впускным и выпускным клапанами, состоящими из капроновых затворов 7 и 19, пружин 8 и 18, седел, запрессованных в корпус 20.
Когда эксцентрик 24 набегает на ролик 6 (рис. 85, б), толкатель 4 перемещается внутрь корпуса и через шток 2 передвигает поршень, сжимая его возвратную пружину 22. При этом объем полости А уменьшается, и топливо из нее вытесняется через выпускной клапан в полость Б и частично (объем, занимаемый штоком 2) в фильтр тонкой очистки. В случае сбегания эксцентрика с ролика (рис. 85, в) поршень под действием силы упругости пружины 22 совершает возвратное движение. При этом под действием разрежения, создающегося в по-
Рис. 85. Топливоподкачивающий насос дизеля ЯМЗ-236:
а — конструкция насоса; бив — схемы работы соответственно при всасывании и нагнетании; А — полость над поршнем; Б — полость под поршнем; / — втулка штока; 2 — шток толкателя; 3, 8, 18 и 22 — пружины; 4 — толкатель поршня; 5 — ось ролика; 6 — ролик толкателя; 7 — затвор выпускного клапана; 9 и 16 — прокладки; 10 и 23 —• резьбовые пробки; 11 — штуцер цилиндра насоса ручной подкачки; 12 — цилиндр насоса ручной подкачки; 13 — поршень; 14 — шток поршня; 15 — рукоятка насоса ручной подкачки^ 17 — втулка; 19 — затвор впускного клапана; 20 — корпус насоса; 21 — поршень; 24 — эксцентрик кулачкового вала насоса высокого давления;
25 ~ перепускной канал
лости Л, выпускной клапан закрывается, впускной открывается; полость Л заполняется топливом, поступающим из бака, а из полости Б топливо вытесняется в фильтр тонкой очистки.
На топливоподкачивающем насосе размещен насос ручной подкачки, используемый для заполнения системы топливом перед пуском и удаления из нее воздуха. Насос имеет штуцер 11, в который ввернут цилиндр 12 с поршнем 13. Перемещение поршня осуществляют через шток 14 с рукояткой 15.
Фильтр грубой очистки топлива. Этот фильтр (рис. 86, а) служит для улавливания относительно крупных механических частиц. Его фильтрующий элемент, представляющий собой перфорированный латунный цилиндрический каркас, на который намотано несколько слоев ворсистого хлопчатобумажного шнура, установлен враспор между днищем корпуса 10 и крышкой 2.
Топливо, поступающее в фильтр через отверстие 4, попадает в кольцевое пространство между корпусом и фильтрующим элементом.
Рис. 86. Топливные фильтры:
а — фильтр грубой очистки; б — фильтр тонкой очистки; 1 и 22 — отверстия для отвода топлива; 2 и 17 — крышки; 3 и 18 — пробки; 4 и 23 — отверстия для подвода топлива; 5, 8, 13 и 21 — прокладки; 6 и 7 —• пробки сливных отверстии; 9 и 14 —• фильтрующие элементы; 10 и 15 — корпуса; 11 —• пружина; 12 — шайба; 16 — стержень; 19 — штуцер е калиброванным отверстием; 20 — винт
Пройдя через слой пряжи й очистившись, топливо через перфориро- ванный каркас поступает во внутреннюю полость фильтрующего элемента, затем проходит через канал в крышке, отверстие 1 и соответствующий топливопровод к топливоподкачивающему насосу. Механические примеси, содержащиеся в топливе, задерживаются ворсинками и осаждаются на внешней поверхности фильтрующего элемента и на днище корпуса, фильтрующий элемент периодически заменяют, а отстой сливают через отверстие в днище корпуса, закрываемое резьбовой пробкой 7.
Применяемый на автомобиле МАЗ-500 фильтр грубой очистки топлива принципиально не отличается от описанной конструкции. Он встроен непосредственно в топливный бак и является частью топливозаборного устройства.
Фильтр тонкой очистки топлива. Фильтр (рис. 86, б) служит для отделения от топлива мелких частиц грязи, не задержанных фильтром грубой очистки, а также воды. Его сменный фильтрующий элемент представляет собой твердый пористый брикет из древесной муки, пропитанной связующей смолой (пульвербакелитом). В среднюю часть брикета при формовании устанавливают металлический перфорированный каркас, обернутый слоем ситца.
В фильтр топливо поступает под давлением через вертикальное отверстие 23. Заполнив кольцевое пространство между корпусом и фильтрующим элементом, топливо просачивается через пористую массу элемента во внутреннюю его полость. Отсюда очищенное топливо проходит в крышку и через боковой канал и отверстие 22 отводится в топливный насос высокого давления. Для периодического удаления отстоя и воды в стержне 16 предусмотрено отверстие, закрываемое резьбовой пробкой 6.
В крышке фильтра имеется штуцер 19 с калиброванным отверстием, через которое часть топлива сливается обратно в бак. Это необходимо для непрерывного удаления воздуха, попавшего в топливопроводы низкого давления.
Топливный насос высокого давления. Насос предназначен для подачи в цилиндры дизеля в строго определенное время точно дозированных количеств топлива под давлением, достаточным для высококачественного внутреннего смесеобразования.
Типичным примером конструкции топливного насоса высокого давления является насос двигателя ЯМЗ-236, состоящий из шести одинаковых секций. На рис. 87 изображен поперечный разрез по одной из секций насоса. Корпус 4 насоса, отлитый из алюминиевого сплава, горизонтальной перегородкой разделен на нижнюю и верхнюю части. В нижней части — картере, заполненном до определенного уровня моторным маслом, расположен кулачковый вал 3, вращающийся в двух радиально-упорных роликоподшипниках. В перегородке имеются направляющие отверстия (расточки), в которых размещены роликовые толкатели 38. В верхней части корпуса находятся плунжерные пары, механизм регулирования подаваемой в форсунку дозы топлива, нагнетательный клапан, а также канал 27 для подвода топлива в надплунжерное пространство и канал 15 для отвода топлива, 128
Плунжерная пара, состоящая из плунжера 33 и гильзу 28, является основным рабочим элементом каждой насосной секции, непосредственно осуществляющим подачу топлива к форсунке. Эти детали изготовляют прецизионно, спаривают методом выборочной по размеру (селективной) сборки так, чтобы диаметральный зазор между'ними был в пределах 0,0015—0,0020 мм. Вследствие этого одновременнодостигаются необходим мые подвижность и плотность сопряжения плунжер—гильза и высокое давление впрыска (до 15 МПа).
Гильза 28, положение которой в корпусе 4 фиксируется стопорными винтами 14, имеет в верхней части два отверстия, смещенных по высоте одно относительно другого. Верхнее отверстие является впускным; через него топливо из канала 27 проходит внутрь гильзы и заполняет надплунжерное пространство. Нижнее отверстие является выпускным; оно сообщает внутреннюю полость гильзы с каналом 15, прекращая подачу топлива к форсунке. Осевой натяг в сопряжении гильза—корпус осуществляется с помощью штуцера 18 через текстолитовую уплотнительную прокладку 25 и седло 26 нагнетательного клапана.
Плунжер 33 имеет несколько характерных конструктивных элементов. В его верхней части профрезерованы две * винтовые канавки
и просверлены два канала: один с перпендикулярно оси. Последний соединяет между собой верхние концы винтовых канавок. Плунжер не ' только служит вытеснителем топлива из гильзы, но и совместно с ней образует золотник, регулирующий количество вытесняемого топлива. Регулирование подачи достигается поворотом плунжера вокруг его оси. Для этого в средней части плунжера, несопряженной с гиль-
Рис. 87. Поперечный разрез насоса высокого давления:
1 и 10 — винты; 2 — нижняя крышка; 3 — кулачковый вал: 4 — корпус насоса; 5 — отверстие для дренажной трубки; 6 — муфта автоматического опережения впрыска топлива: 7 — указатель уровня масла в картере насоса; 8 — крышка; 9 и 25 — прокладки; 11 — верхняя опорная тарелка пружины; 12 — зубчатый венец; 13 — стяйиой виит зубчатого венца: 14, 31 и 40 — стопорные вннты; 15 — канал для отвода топлива; 16 — пробка; 17 н 18 — штуцера; 19 — стяжной болт; 20 — упор затвора нагнетательного клапана; 21 — колпачковая гайка; 22 — ниппель; 23 — пружина клапана; 24 — затвор клапана; 26 — седло клапана; 27 — канал для подвода топлива; 28 — гильза плунжера; 29 -г- головка корпуса насоса; 30 — рейка; 32 — поворотная втулка; 33 — плунжер; 34 — пружина плунжера; 35 — ннжняя опорная тарелка пружины; 36 — регулировочный вннт толкателя; 37 — контргайка; 38 — толкатель; 39 — ролнк толкателя; 41 — промежуточная опора кулачкового
вала -
торца по оси плунжера, другойторца по оси плунжера, другой1291295 Гаспарянц Г. А.
торца по оси плунжера, другой
торца по оси плунжера, другой
129
129
Зой, имеются два прямоугольных выступа, которые входят в пазы поворотной втулки 32, являющейся частью механизма регулирования подачи.
На нижнем конце плунжера сделана кольцевая проточка для закрепления на плунжере нижней опорной тарелки 35 пружины 34. Другой торец пр^кины через верхнюю тарелку 11 опирается на кор- ; пус насоса. Под действием силы упругости пружины 34 нижний торец i плунжера плотно прижимается к головке регулировочного винта 36, ввернутого в толкатель 38 и застопоренного контргайкой 37.|
Механизм регулирования подачи состоит из поворотной втулки 32,;
зубчатого венца 12, с помощью клеммового соединения закрепленного I на поворотной втулке, и зубчатой рейки 30, находящейся в одновре- ' ' менном зацеплении с зубчатыми венцами всех насосных секций. При перемещении рейки 30 вдоль ее оси синхронно поворачиваются все втулки 32, а вместе с ними плунжеры в гильзах. Клеммовое соединение позволяет во время сборки насоса поворотом втулки 32 относительно . зубчатого .венца 12 производить начальную установку момента прекращения подачи топлива — отсечки в каждой секции насоса, добиваясь равенства доз топлива, подаваемых секциями.
к Нагнетательный клапан состоит из затвора 24, корпуса (седла) 26 н пружины 23. Затвор и корпус клапана, так же как и плунжерные пары, изготовлены из высококачественной стали и представляют собой прецизионную пару. Ход затвора ограничивается упором 20. Пружина ' и упор помещены в штуцере 18, который служит для присоединения к насосной секции топливопровода высокого давления, идущего к форсунке, а также для затяжки в осевом направлении в корпусе насоса деталей секции.
Продольные топливные каналы 27 и 15 являются общими для всех секций насоса. В канал 27 топливо поступает из фильтра тонкой очистки, а из канала 15 оно сливается в бак через предусмотренный в насосе сливной клапан 6 (см. рис. 84). Клапан отрегулирован на поддержание в топливных каналах постоянного избыточного давления 0,15—0,17 МПа, что необходимо для хорошего заполнения топливом • надплунжерного пространства за короткое время. Каналы 27 и 15 (рис. 87) соединены между собой поперечными каналами, в результате чего в насосе постоянно циркулирует топливо, удаляя воздух и охлаж- > дая насос.
Топливный насос высокого давления работает следующим образом (рис. 88). При Движении плунжера 9 вниз, когда его боковая поверхность открывает впускное отверстие 8 в гильзе, надплунжерное пространство А заполняется топливом, поступающим из подводящего , канала 7 (рис. 88, а). При движении плунжера вверх, начиная с момента перекрытия впускного отверстия, возрастает давление топлива, находящегося над плунжером (рис, 88, б). Когда оно достигает 1,0—1,8 МПа, открывается нагнетательный' клапан, и топливо при одновременном дальнейшем увеличении давления вытесняется в форсунку. При давлении примерно 15 МПа выходные отверстия форсунки открываются, и начинается процесс .введения топлива в цилиндр двигателя, который продолжается до начала открытия выпускного отверстия // винтовой
Рис. 88. Схема работы насосной секций:
а — впуск топлива; б — начало подачи; в — конец подачи; Л — иадллуижериое пространство; / — пружина нагнетательного клапана;
— разгрузочный поясок Затвора нагнетательного клапана; 3 — штуцер; 4 — затвор нагнетательного клапана; 5 — седло нагнетательного клапана; 6 — гильза;
— подводящий кйиал; 8 — впускное отверстие гильзы;
— плунжер; .10 —. рабочая винтовая кромка плунжера; // — выпускное отверстие гильзы; 12 — отводящий ка
нал
кромкой 10 плунжера (рис. 88, в). С открытием этого отверстия топливо из пространства Л через отверстия в плунжере вытесняется в отводящий канал 12, в результате чего давление над плунжером падает, нагнетательный клапан и выходные отверстия форсунки закрываются, т. е. происходит отсечка подачи топлива В цилиндр.
Затвор 24 нагнетательного клапана (см. рис. 87), кроме направляющей нижней части и конической уплотнительной головки, имеет цилиндрический разгрузочный поясок 2 (см. рис. 88, а). Когда затвор клапана начинает входить в седло 5, образуется своеобразная плунжерная пара, разобщающая топливопровод высокого давления и надплунжерное пространство А. При дальнейшем опускании затвора увеличивается объем пространства между клапаном и форсункой и резко падает давление в этом пространстве, вследствие чего игла форсунки v мгновенно садится в седло, т. е. закрываются выходные отверстия форсунки. Таким образом нагнетательный клапан обеспечивает четкую отсечку конца подачи топлива в цилиндр, устраняет возможность подтекания топлива из форсунки, которое приводит к растягиванию процесса, сгорания с нежелательными для эффективности работы двигателя последствиями.
После полного закрытия нагнетательного клапана, которое происходит при посадке в седло конической головки затвора, часть системы — от клапана до закрытых выходных отверстий форсунки оказывается замкнутой и всегда заполненной одним и тем же количеством топлива. Это способствует стабильности начала впрыска и дозы топлива, вводимого в цилиндр двигателя при постоянном положении рейки насоса.
Изменение дозы впрыскиваемого топлива, а следовательно, регулирование мощности дизеля 'осуществляется при перемещении рейки, в результате чего плунжеры поворачиваются вокруг своих осей, увеличивая или уменьшая ход А нагнетания (рис. 89). Относительное размещение по высоте и диаметры впускного и выпускного отверстий в гильзе, расположение и ширину винтовых канавок на плунжере.
в*
а также высоту подъема толкателя выбирают такими, что, когда при повороте плунжер занимает положение,, при котором его каналы и отверстия в гильзе оказываются в одной вертикальной плоскости, подача прекращается и. двигатель останавливается (рис. 89, в). Подача прекращается вследствие того, что при этом положении плунжера на всем протяжении его хода вверх надплунжерное пространство сообщается сначала с отводящим, а затем с подводящим каналами корпуса насоса, куда и вытесняется топливо из пространства над плунжером.
Начало подачи топлива каждой секцией насоса регулируют с помощью регулировочного винта толкателя на специальном контрольном стенде. Изменение угла опережения впрыска в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя осуществляется автоматически с помощью муфты опережения впрыска.
Форсунка. Она служит для введения (впрыскивания) топлива в камеру сгорания под определенным давлением, для тонкого распы- ливания топлива и распределения его по камере. Совместно с насосом высокого давления она должна обеспечивать четкость начала и конца , подачи топлива. Основным конструктивным элементом форсунки является распылитель, имеющий одно или несколько выходных отверстий (сопл), формирующих факел впрыскиваемого топлива.
Существуют форсунки двух типов: открытые и закрытые. Форсунки второго типа, получившие наибольшее применение, отличаются от форсунок первого типа наличием самоуправляемой запорной иглы, разобщающей трубопровод высокого давления и камеру сгорания, в результате чего исключаются подтекание топлива и дым при работе дизеля.
■ Форсунка двигателя ЯМЗ-236 (рис. 90) устроена и работает следующим образом. К корпусу 8 форсунки накидной гайкой 5 присоединен распылитель 4, внутри которого находится запорная игла 1. В нижней части внутренней полости распылителя имеется коническое посадочное место, служащее седлом для иглы, и четыре сопловых отверстия диаметром 0,32 мм, через которые топливо впрыскивается в камеру
Рис. 89. Положении плунжера, соответствующие различной подаче топлива:
а — максимальной; б — половинной;, в — отсутствие подачи; 1 — рабочая винтовая кромка плунжера; 2 — выпускное отверстие гильзы; 3 — плунжер; 4 — впускное отверстие гильзы; 5 — нерабочая винтовая кромка плунжера
сгорания. Верхняя часть внутренней полости служит направляющей для иглы. Распылитель И иглу изготовляют из легированной стали, обрабатывают и комплектуют как прецизионную пару. Иглу прижимает к седлу пружина 11, воздействующая на него через опорную тарелку 10, штангу 9 и шарик 7. В корпус сбоку ввернут штуцер 20 для подвода топлива к форсунке, в котором имеется сетчатый фильтр 18., .
Топливо, подводимое к форсунке от .насоса высокого давления, пб вертикальному каналу 21 поступает в кольцевую проточку 22 на торце распылителя и оттуда по трем каналам 23 в кольцевую полость 3. Вследствие наличия полости 3 на запорную иглу, помимо силы упругости пружины, действует также давление топлива, нагнетаемого в форсунку. Когда это давление достигает 15 МПа, игла преодолевает усилие пружины и поднимается с седла — про-
Рис. 90. Форсунка дизеля ЯМЗ-236:Рис. 90. Форсунка дизеля ЯМЗ-236:а — конструкция; 6 — схема работы; / — запорная игла; 2 — медиая шайба; 3 — кольцевая полость в распылителе под иглой; 4 — распылитель; 5 — йакидиая гайка; 6 — установочный штифт; 7 — шарик; 8 — корпус форсунки; 9 — штаига; 10 — опорная тарелка пружины; 11 — пружина; 12 —регулировочный винт; 13 — стакан пружины; 14 — контргайка; 15 — колпак; 16 — прокладка; 17 — втулка; 18 — сетчатый фильтр; !9 — уплотнитель штуцера; 20 — штуцер; 21 — канал в корпусе форсунки; 22 — кольцевая проточка на торце распылителя; 23 — канал в раепы- лителе; 24 — медный стакан; 25 — головка блокаа — конструкция; 6 — схема работы; / — запорная игла; 2 — медиая шайба; 3 — кольцевая полость в распылителе под иглой; 4 — распылитель; 5 — йакидиая гайка; 6 — установочный штифт; 7 — шарик; 8 — корпус форсунки; 9 — штаига; 10 — опорная тарелка пружины; 11 — пружина; 12 —регулировочный винт; 13 — стакан пружины; 14 — контргайка; 15 — колпак; 16 — прокладка; 17 — втулка; 18 — сетчатый фильтр; !9 — уплотнитель штуцера; 20 — штуцер; 21 — канал в корпусе форсунки; 22 — кольцевая проточка на торце распылителя; 23 — канал в раепы- лителе; 24 — медный стакан; 25 — головка блокаисходит впрыск топлива в камеру сгорания. Давление начала впрыска регулируют винтом 12, изменяя , предварительную затяжку пружины. Некоторое количество топлива, неизбежно просачивающееся вверх между иглой и распылителем, через отверстие в стакане 13 пружины и в защитном колпаке 15 поступает в дренажную трубку и отводится в бак.
Рис. 90. Форсунка дизеля ЯМЗ-236:
Рис. 90. Форсунка дизеля ЯМЗ-236:
а — конструкция; 6 — схема работы; / — запорная игла; 2 — медиая шайба; 3 — кольцевая полость в распылителе под иглой; 4 — распылитель; 5 — йакидиая гайка; 6 — установочный штифт; 7 — шарик; 8 — корпус форсунки; 9 — штаига; 10 — опорная тарелка пружины; 11 — пружина; 12 —регулировочный винт; 13 — стакан пружины; 14 — контргайка; 15 — колпак; 16 — прокладка; 17 — втулка; 18 — сетчатый фильтр; !9 — уплотнитель штуцера; 20 — штуцер; 21 — канал в корпусе форсунки; 22 — кольцевая проточка на торце распылителя; 23 — канал в раепы- лителе; 24 — медный стакан; 25 — головка блока
а — конструкция; 6 — схема работы; / — запорная игла; 2 — медиая шайба; 3 — кольцевая полость в распылителе под иглой; 4 — распылитель; 5 — йакидиая гайка; 6 — установочный штифт; 7 — шарик; 8 — корпус форсунки; 9 — штаига; 10 — опорная тарелка пружины; 11 — пружина; 12 —регулировочный винт; 13 — стакан пружины; 14 — контргайка; 15 — колпак; 16 — прокладка; 17 — втулка; 18 — сетчатый фильтр; !9 — уплотнитель штуцера; 20 — штуцер; 21 — канал в корпусе форсунки; 22 — кольцевая проточка на торце распылителя; 23 — канал в раепы- лителе; 24 — медный стакан; 25 — головка блока
Автоматическая муфта опережения впрыска. Она представляет собой соединительную муфту с центробежным механизмом опережения. Муфта установлена на переднем конце кулачкового вала топливного насоса высокого давления и соединяет его с валом привода топливного насоса, который вращается с той же частотой, что и распределительный вал,
Центробежный механизм опережения впрыска (рис. 91) состоит из двух полумуфт: ведомой 15 и ведущей 10. Ведомая полумуфта, установлена и закреплена на валу 16 насоса, а ведущая надета на ступицу ведомой полумуфты и может проворачиваться на ней. Посредством двух шипов она через промежуточные детали 2, 5 и 6 соединена с валом •133
привода. Между полумуфтами расположено два одинаковых груза 7/. Каждый из них установлен шарнирно на шипе 13 ведомой полумуфты и криволинейной поверхностью, имеющейся на противоположной части, охватывает один из упорных пальцев 19 ведущей полумуфты. Между каждым шипом и упорным пальцем враспор установлена пружина 14. Силы упругости этих пружин, стремясь увеличить расстояние между шипами и упорными пальцами, разворачивают одну полумуфту относительно другой. При этом грузы смещаются к центру механизма (положение I на рис. 91, б).
Передача крутящего момента кулачковому валу насоса и изменение момента впрыска происходят следующим образом. При вращении ведущей полумуфты ее упорные пальцы 19 давят на криволинейную поверхность грузов, а грузы передают, усилие шипам ведомой полумуфты, и образуется пара" сил, вращающая кулачковый вал. С увеличением частоты вращения коленчатого вала растут центробежные силы, действующие на грузы, и, преодолевая противодействие пружин, поворачивают грузы вокруг шипов — разводят их (см. рис. 91, б, положение 77). При этом грузы, скользя криволинейными поверхнос-
Рис. 91. Автоматическая муфта опережения впрыска:
о — устройство муфты; б — схема работы муфты; в — детали муфты; 1 — вал привода топливного насоса; 2 — ведущий фланец полумуфты вала привода насоса; 3 — вннт фиксации ведущего фланца; 4 — стяжной болт; 5 — полумуфта вала привода иасоса; 6 — шайба полумуфты вала привода; 7 — корпус муфты; 8, 18 н 20 — уплотнения; 9 — втулка ведущей полумуфты; 10 — ведущая полумуфта; Н — груз; 12 — регулировочные тоокладки; 13 — шип полумуфты; 14 — пружина груза; 15 — - ведомая полумуфта; 16 — кулачковый вал насоса; 17 — резиновое кольцо; 19 — упорный палец ведущей полумуфты
Увеличение чалтоть!
Рис. 92. Всережимный регулятор частоты вращения коленчатого вала дизеля ЯМЗ-236:
а — устройство регулятора; 6 — схема работы регулятора; I — скоба кулисы в положении «Работа»; II — скоба кулисы в положении «Стоп»; / и 3 — зубчатые колеса; 2 — кулачковый вал топливного насоса; '4 — вал регулятора; 5 — стакби; 6 — ось груза; 7 — державка; 8 — вал рычага; 9 — рычаг пружины; 10 — рейка топливного насоса; 11 — тяга; 12 — стартовая пружина; 13 — винт ограничения максимальной частоты вращения; 14 — рычаг управления регулятором; 15 — винт ограннчеиия минимальной частоты вращеини; 16 — крышка смотрового люка; И — ось; 18 — двуплечий рычаг; 19 — пружниа регулятора; 20, 22 и 29 — регулировочные вниты; 21 — упорный винт; 23 — буферная пружина; 24 — серьга; 25 — корректора 26 — силовой рычаг; 27 — рычаг рейки; 28 — скоба; 30 — палет 31 — кулиса; 32 — пята; 33 — ^пробка; 34 — подвижная муфтах 35 — груз; 36 — ролик;
37 — резиновый сухарь
тями по опорным пальцам ведущей полумуфты, подтягивают к ним шипы ведомой полумуфты — происходит угловое смещение (в сторону вращения) кулачкового вала насоса относительно вала привода, т. е. угол опережения впрыска увеличивается.
Детали муфты находятся в корпусе 7, который навернут на ведомую полумуфту и заполнен маслом. Герметизация корпуса достигается резиновым кольцом 17, уплотнениями 8, 18 и 20.
Регулятор частоты вращения коленчатого вала. Автомобильные дизели оборудованы всережимным регулятором частоты вращения коленчатого вала, который ограничивает максимальную частоту- вращения вала, обеспечивает устойчивую работу дизеля на всех скоростных режимах, задаваемых водителем, а также на режиме холостого хода. Всережимный регулятор облегчает управление автомобилем и повышает эффективность работы дизеля, так как позволяет автоматически поддерживать в условиях изменяющейся нагрузки принятую водителем скорость движения автомобиля. ~
Всережимный регулятор дизеля ЯМЗ-236 (рис. 92) прикреплен к заднему торцу топливного насоса высокого давления и приводится
в действие от его кулачкового вала. Для уменьшения размеров регу- ’ лятора его привод осуществляется посредством зубчатых колес/ и3, в результате чего вал14 регулятора вращается вдвое быстрее кулачкового вала 2 топливного' насоса.
Вал 4 регулятора, с которым как одно целое изготовлено колесо 3 привода, вращается на двух радиально-упорных шариковых подшипниках, установленных в стакане 5. На вал напрессована державка 7, на которой шарнирно на оси 6 укреплены два груза 35, охватывающие державку своей вильчатой частью. На этой части груза имеется ролик 36, которым груз упирается в торец муфты 34, имеющей возможность перемещаться вдоль оси вала. С противоположной стороны в муфту установлен радиально-упорный подшипник, во внутреннее кольцо которого запрессована пята 32. На ней шарнирно на одной оси укреплены серьга 24 и рычаг 27, связанный через тягу //с рейкой 10 насоса. Пружина 12 рейки, одним концом прикрепленная к корпусу, а другим — к рычагу 27, служит для удержания рейки в положении, соответствующем наибольшей подаче, при пуске двигателя. Поэтому ее иногда называют стартовой пружиной. В нижнем конце рычага' 27 имеется палец 30, входящий в паз кулисы 31.
В нижней части серьги 24 прикреплен силовой рычаг 26, подвешенный на оси 17 к корпусу регулятора. На той же оси установлен двуплечий рычаг 18, который регулировочным винтом 20 связан с рычагом 26, а пружиной 19 регулятора — с рычагом 14 управления регулятором. , Посредством двуплечего рычага и регулировочного винта упругая сила пружины регулятора передается на силовой рычаг 26. Величина этой силы зависит от деформации пружины 19, изменяющейся в зависимости от положения рычага 14, связанного с педалью управления - подачей топлива. Крайние положения рычага 14 ограничены упорными : винтами 13 и 15.
На рис. 92, б изображена схема работы регулятора, на которой показано положение деталей при неработающем двигателе. В этом случае рычаг 14 управления регулятором находится в правом крайнем положении, а рейка под действием стартовой пружины 12 вдвинута в корпус насоса, т. е. занимает положение, соответствующее подаче топлива при пуске двигателя.
После пуска двигателя грузы под действием центробежной силы расходятся, передвигая через ролики вправо муфту 34 и пяту 32, Вместе с пятой перемещаются рычаг 27, выдвигающий/рейку и тем уменьшающий подачу топлива, и рычаг 26, движение которого сопровождается увеличением деформации' пружины 19 и вследствие этого возраста- ' нием ее силы упругости. Как только приложенные к пяте усилия от грузов и пружины 19 уравновесятся, перемещение деталей прекращается — наступает равновесное состояние регулятора. При этом рейка занимает положение, соответствующее наименьшей подаче топлива.
Во время движения автомобиля скоростной режим работы двига- : теля задает водитель. При нажатии водителем на педаль подачи топлива перемещается рычаг 14, изменяя, начальную деформацию пружины 19 регулятора, -'
Максимальной-частоты вращения коленчатого вала достигают при левом крайнем положении рычага 14.
Для остановки двигателя служит скоба 28. При ее перемещении из положения / в положение // кулиса 31 и нижний конец- рычага 2Л поворачиваются влево, что приводит к выдвижению до отказа рейки насоса и прекращению подачи топлива.
Гл а в а XIV
СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ И ПУСКОВВ1Е УСТРОЙСТВА
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В карбюраторных1 двигателях воспламенение рабочей смеси производится электрической искрой, образующейся между электродами свечи зажигания, ввернутой в камеру сгорания. Чтобы возникла искра, необходимо пробивное напряжение более 10 000 В, а для надежного зажигания смеси — напряжение 15 000—25 000 Вх Для получения высокого напряжения и его своевременного распределения по цилиндрам двигателя на нем устанавливают систему зажигания. Существуют системы зажигания двух видов: обычная и транзисторная. При пуске двигателя необходимо обеспечить начальное вращение его коленчатого вала для совершения в цилиндрах подготовительных процессов и получения первых рабочих ходов. При пуске коленчатый вал двигателя приводят во вращение электродвигателем — стартером.
В холодное время пуск двигателя значительно затрудняется из-за увеличения вязкости масла и ухудшения смесеобразования. Для облегчения пуска производят предпусковой подогрев охлаждающей жидкости, для чего двигатель автомобиля оснащают специальным устройством — пусковым подогревателем. х
Источниками электрической энергии на автомобиле, питающей, в частности, систему зажигания и пусковые устройства, являются аккумуляторная батарея. и генератор постоянного или переменного тока. Аккумуляторная батарея питает потребителей тока при неработающем двигателе или при его работе с малой частотой вращения коленчатого вала, а генератор — все остальное время работы. Для соединения источников тока с потребителями принята однопровод-ная система. Вторым проводом служит масса автомобиля, т. е. все соединенные между собой металлические части автомобиля. С массой соединяют отрицательные клеммы приборов электрооборудования.
УСТРОЙСТВО И РАБОТА ОБЫЧНОЙ СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Схема обычной системы зажигания представлена на рис. 93. Эта система состоит из источников тока (генератора 16 и аккумуляторной батареи 79), катушки зажигания 9, прерывателя 4 и распределителя И, свечей зажигания 1, выключателя зажигания 13. В системе имеются две электрические цепи: низкого и высокого напряжения.
Рис. 93. Схема обычной системы зажигания:
1 ■ свеча зажигания; 2 •— конденсатор; 3 — кулачок прерывателя; 4.— прерыватель; 5 подвижный контакт; 6 — неподвижный контакт; 1 — вторичная обмотка катушки зажигания; 8 — первичная обмотка катушки зажигания; 9 — катушка зажигания; 10 — добавочный резистор (вариатор); // — распределитель; 12 — токоразиосиая пластинка ротора; 13 — выключатель зажигания; 14 — амперметр; 15 — выключатель стартера; 16 генератор; 17 — реле-регулятор; 18 — выключатель аккумуляторной батареи; 19 — аккумуляторная батарея; сплошные стрелки — направление тока низкого напряжения, а штриховые — высокого напряжения
Цепь низкого напряжения состоит из источника тока, выключателя зажигания 13, первичной обмотки 8 катушки зажигания, контак- * тов 5 и 6 прерывателя, которые замыкают цепь на массу. Подвижный контакт 5 прерывателя расположен на качающемся рычажке, который $ * опирается на вращающийся кулачок 3 прерывателя. Частота вращения 2 кулачка равна частоте вращения распределительного вала. Выступы ' на нем расположены равномерно, а их число равно числу цилинд- л, ров двигателя. В результате этого цепь низкого напряжения раз- мыкается в соответствии с чередованием рабочих ходов в двигателе. ’•
К цепи высокого напряжения относятся вторичная обмотка 7 катушки зажигания, распределитель 11 и свечи зажигания 1.^
Высокое напряжение получают следующим образом. При включен- ном выключателе зажигания 13 и замкнутых контактах 5 и 6 преры- < вателя ток от аккумуляторной батареи или генератора поступает на ч^ первичную обмотку 8 катушки зажигания, вследствие чего вокруг нее образуется магнитное поле. В случае размыкания контактов пре- Ч рывателя ток в первичной обмотке, а вместе с ним и магнитное поде ' 1 исчезают, при этом его силовые линии пересекают витки вторичной | 138-j
обмотки 7 катушки зажигания (число которых велико) и в ней" индуктируется ЭДС высокого напряжения. '
Каждое размыкание* цепи низкого напряжения сопровождается возникновением импульса высокого напряжения в цепи вторичной обмотки катушки зажигания. Эти импульсы поступают на токоразносную пластинку 12 ротора распределителя. Ротор вращается синхронно с кулачком прерывателя, и каждый раз в момент возникновения тока высокого напряжения токоразносная пластинка оказывается против одного из электродов крышки распределителя //.Электроды распределителя соединены со свечами зажигания в последовательности, соответствующей порядку работы двигателя. Поэтому импульс высокого напряжения поступает к определенной свече зажигания, и между ее электродами проскакивает искра.
Одновременно с возникновением во вторичной обмотке катушки ЭДС взаимоиндукции в первичной обмотке индуктируется ток самоиндукции, направление которого одинаково с направлением исчезающего основного тока. Это приводит к возрастанию напряжения в цепи первичной обмотки до 300 В, что сопровождается отрицательными явлениями: замедлением исчезновения магнитного поля, уменьшением ЭДС вторичной обмотки катушки зажигания, интенсивным искрением между контактами прерывателя, разрушающим их.
Для устранения вредного действия тока самоиндукции применяют конденсатор 2, который включают параллельно контактам прерывателя. В момент размыкания контактов конденсатор заряжается током самоиндукции, не допуская их искрения, азатем при замыкании контактов разряжается через первичную обмотку катушки зажигания, создавая в ней ток обратного направления и этим ускоряя исчезновение магнитного поля.
Катушка зажигания. Катушка предназначена для преобразования тока низкого напряжения в ток высокого напряжения. Ее центральной частью является сердечник 16 (рис. 94), набранный из отдельных полос электротехнической стали.*На сердечник надета бумажная изолирующая трубка и затем намотана вторичная обмотка 13, состоящая из 18— 26 тыс. витков эмалированной проволоки диаметром 0,07—0,09 мм. Вторичная обмотка обернута слоем изоляционной бумаги и на нее намотана первичная обмотка 12, состоящая из 270—330 витков эмалированной проволоки диаметром 0,72—0,86 мм.
Сердечник с обмотками помещен В стальной штампованный корпус Рвраспор между фарфоровым изолятором 15 и карболитовой крышкой 5. Герметичное пространство внутри корпуса заполнено трансформаторным маслом, что улучшает изоляцию обмоток и отвод от них тепла. В корпусе находится также кольцевой магнитопровод 17, изготовленный из трансформаторной стали, который, так же как и сердечник 16, служит для увеличения магнитного потока.
Кон цы первичной обмотки выведены к клеммам 8 и В К, расположенным на крышке катушки. Один конец вторичной обмотки присоединен к первичной обмотке, а другой к выводному контакту 6 крышки. На корпусе катушки установлен добавочный резистор (вариатор) 1, включенный последовательно в ее первичную цепь.
Рис. 94. Катушка зажигания Б-13:
/ —. добавочный резистор; 2 — шина; 3 н 8 — клеммы низкого напряжения; 4 -— ввертная клемма высокого напряжения; 5 — крышка; 6 — выводной контакт вторичной обмотки; 1 — пружина; 9 — корпус; 10 — скоба крепления катушки; 11 — контактная пластина; 12 — первичная обмотка; 13 — вторичная обмотка; 14 — изоляционные прокладки; 16 — изолятор; 16 — сердечник; 17 — кольцевой магнитопровод
Необходимость вариатора вызвана тем, что при увеличении частоты вращения коленчатого вала время нахождения контактов прерывателя в замкнутом состоянии Сокращается. Вследствие этого первичный ток не успевает достигнуть максимальной величины, что снижает вторичное напряжение
Вариатор изготовлен из материала, сопротивление которого возрастает с повышением температуры. Благодаря этому сопротивление цепи низкого напряжения становится переменным: с увеличением частоты вращения коленчатого вала, когда средняя величина силы тока , в этой цепи падает, понижаются температура и сопротивление вариатора; с уменьшением частоты вращения сопротивление вариатора повышается. В результате достигается стабилизация вторичного напряжения и предотвращается перегрев катушки зажигания при низких частотах вращения вала двигателя.
Стартер потребляет ток большой силы, вследствие чего во время пуска двигателя стартером сила тока в других электрических цепях автомобиля уменьшается. Чтобы при этом обеспечивалось надежное искрообразование, одновременно с включением стартера замыкают накоротко вариатор с помощью включателя стартера.
Распределитель. Это прибор, в котором размещены два элемента — прерыватель и распределитель, поэтому его называют также прерывателем-распределителем.
Корпус 9 распределителя (рис. 95) изготовляют преимущественно из чугуна и закрывают сверху карбблитовой крышкой 5, В центре 140*
Рис. 95. Распределитель Р4-В:Рис. 95. Распределитель Р4-В:/ — валик; 2 — неподвижный диск; 3 — подвижный диск; 4 — ротор с токоразносящей пластинкой; 5 — крышка; 6 и 18 —• клеммы; 7 — контактный уголек; 8 — электрод; 9 — корпус; 10 — инерционный регулятор; И — неподвижная пластина октаи-корректора; /5эксцентрик; 13 — серповидная пластинка; 14 — штырь; 15 — рычажок; 16 — винт; /7стойка с неподвижным контактом; 19 — кулачок прерывателя; 20 — вакуумный регулятор; 21 — пружина; 22 — диафрагма; 23 — корпус вакуумного регулятора; 24 — крышка корпуса вакуумного регулятора; 25 и 29 — тяги; 26 — конденсатор; 27 — подвижная пластина октаи-корректора; 28 — регулировочные гайки/ — валик; 2 — неподвижный диск; 3 — подвижный диск; 4 — ротор с токоразносящей пластинкой; 5 — крышка; 6 и 18 —• клеммы; 7 — контактный уголек; 8 — электрод; 9 — корпус; 10 — инерционный регулятор; И — неподвижная пластина октаи-корректора; /5эксцентрик; 13 — серповидная пластинка; 14 — штырь; 15 — рычажок; 16 — винт; /7стойка с неподвижным контактом; 19 — кулачок прерывателя; 20 — вакуумный регулятор; 21 — пружина; 22 — диафрагма; 23 — корпус вакуумного регулятора; 24 — крышка корпуса вакуумного регулятора; 25 и 29 — тяги; 26 — конденсатор; 27 — подвижная пластина октаи-корректора; 28 — регулировочные гайки
Рис. 95. Распределитель Р4-В:
Рис. 95. Распределитель Р4-В:
/ — валик; 2 — неподвижный диск; 3 — подвижный диск; 4 — ротор с токоразносящей пластинкой; 5 — крышка; 6 и 18 —• клеммы; 7 — контактный уголек; 8 — электрод; 9 — корпус; 10 — инерционный регулятор; И — неподвижная пластина октаи-корректора; /5эксцентрик; 13 — серповидная пластинка; 14 — штырь; 15 — рычажок; 16 — винт; /7стойка с неподвижным контактом; 19 — кулачок прерывателя; 20 — вакуумный регулятор; 21 — пружина; 22 — диафрагма; 23 — корпус вакуумного регулятора; 24 — крышка корпуса вакуумного регулятора; 25 и 29 — тяги; 26 — конденсатор; 27 — подвижная пластина октаи-корректора; 28 — регулировочные гайки
/ — валик; 2 — неподвижный диск; 3 — подвижный диск; 4 — ротор с токоразносящей пластинкой; 5 — крышка; 6 и 18 —• клеммы; 7 — контактный уголек; 8 — электрод; 9 — корпус; 10 — инерционный регулятор; И — неподвижная пластина октаи-корректора; /5эксцентрик; 13 — серповидная пластинка; 14 — штырь; 15 — рычажок; 16 — винт; /7стойка с неподвижным контактом; 19 — кулачок прерывателя; 20 — вакуумный регулятор; 21 — пружина; 22 — диафрагма; 23 — корпус вакуумного регулятора; 24 — крышка корпуса вакуумного регулятора; 25 и 29 — тяги; 26 — конденсатор; 27 — подвижная пластина октаи-корректора; 28 — регулировочные гайки
крышки имеется вводная клемма 6, к которой подводится ток высокого напряжения от катушки зажигания. По периферии крышки расположены выводные клеммы с электродами 8, обращенными внутрь крышки.^ Выводные клеммы проводами высокого напряжения соединены со свечами зажигания.
Ротор 4, изготовленный из карболита, установлен в фиксированном положении на одной втулке' с кулачком 19 и вращается вместе с ним. Втулка размещена на валике 1, который приводится во вращение от распределительного вала двигателя. Крышка 5 и ротор 4 с прикрепленной к нему латунной токоразносной пластинкой образуют распределитель.
Ниже распределителя расположен прерыватель, который устроен .следующим образом. К средней части корпуса 9 привернут неподвижный диск 2, на котором при помощи шарикоподшипника смонтирован подвижный диск 3, ймеющий возможность поворачиваться вокруг оси валикй 1. На штырь 14 подвижного диска надета серповидная пластинка 13. На стойке 17 этой пластинки находится неподвижный контакт прерывателя. На этом же штыре установлен изолированный от массы
рычажок 15 с подвижным контактом прерывателя. На рычажок 15 воздействует пластинчатая пружина, в результате чего контакты обычно находятся в замкнутом состоянии. При вращении кулачка 19 его выступы набегают на текстолитовую подушку рычажка, в результате Контакты размыкаются. Максимальный зазор между контактами должен быть в пределах 0,35—0,45 мм. Для регулировки зазора предусмотрен эксцентрик 12, при вращении которого серповидная пластинка 13 поворачивается вокруг штыря 14 и зазор между контактами изменяется. Серповидную пластинку фиксируют в нужном положении винтом 16.
Подвижный контакт прерывателя соединен с конденсатором 26 я с изолированной от корпуса клеммой 18, к которой подключен провод низкого напряжения от катушки зажигания.
Емкость конденсатора 0,17—0,25 мкФ. Он представляет собой свернутую в рулон ленту из конденсаторной бумаги, на одну сторону которой нанесен тонкий слой олова, а поверх него — тонкий слой цинка, образующие обкладки конденсатора. Рулон помещен в герметичный металлический корпус цилиндрической формы, заполненный трансформаторным маслом.
В распределителе имеются три регулятора угла опережения зажигания: инерционный, вакуумный и октан-корректор. Инерционный и вакуумный регуляторы служат для одновременного автоматического изменения угла опережения в зависимости: первый ■— от частоты вращения коленчатого вала двигателя, второй'— от нагрузки двигателя. - С помощью октан-корректора уточняют установку зажигания в зависимости от октанового числа используемого топлива.
Инерционный регулятор (рис. 96) устроен и работает следующим образом. На валике 1 распределителя закреплена пластина 12, имеющая два диаметрально расположенных штыря 5, на которые как на оси надеты грузы 3. На грузах имеется по одному штифту 4, которые входят в пазы 6 фасонной пластины 11. Эта пластина и кулачок 10 прерывателя жестко соединены с втулкой 7, которая свободно насажена на валин 1 и удерживается от осевого перемещения винтом 8, ввернутым в торец валика.
’ Под действием центробежной силы грузы преодолевают силу упру- , гости пружин 2 и поворачиваются вокруг штырей 5 — разводятся.
При этом штифты 4, перемещаясь в пазах 6 фасонной пластины И, поворачивают ее относительно валика,в направлении его вращения. Вместе с пластиной 11 поворачивается втулка 7 с кулачком 10 прерывателя, в результате чего изменяется момент набегания кулачка на текстолитовую подушку рычажка нрерывателя. Чем выше частота вращения валика, тем больше расхождение грузов и угол поворота фасонной шайбы, т. е. больше угол опережения зажигания.
Вакуумный регулятор 20 (см. рис. 95) состоит из корпуса 23 и крышки 24, между которыми по краю зажата диафрагма 22, связанная тягой 25 с подвижным диском 3 прерывателя. Полость Л регулятора трубкой сообщается с впускным трубопроводом двигателя. Когда дроссельную заслонку прикрывают, под действием возросшего избыточного давления окружающего воздуха, преодолевающего противодействие пру- 142 ,
жины 21, диафрагма отклоняется внутрь корпуса 23. Вследствие этого подвижный диск прерывателя поворачивается в сторону, противоположную вращению кулачка . 19, ■— происходит увеличение угла опережения зажигания.
Когда нагрузка возрастает, дроссельную заслонку открывают. Разрежение падает, и пружина 21 возвращает диафрагму, а вместе с ней и подвижный диск прерывателя в исходное положение —- происходит уменьшение угла опережения зажигания.
Октан-корректор состоит из двух пластин 11 и 27, тяги 29 с резьбой и двух регулировочных гаек 28. Нижнюю пластину 11 прикрепляют к корпусу привода или блоку цилиндров (она всегда неподвижна), а верхнюю пластину 27 —- к корпусу распределителя. Благодаря этому при вращении регулировочных гаек происходит угловое перемещение корпуса распределителя со всеми закрепленными в нем деталями относительно валика, т. е. изменение начальной установки зажигания.
Установка зажигания — это совокупность действий, обеспечивающих правильное соединение распределителя с его приводом и свечами зажигания. Они сводятся к выполнению операций, последова-
Рис. 96. Инерционный регулятор:
а — детали регулятора; 6 — положение деталей регулятора при малой частоте вращения валика распределителя; е — положение деталей регулятора при большой частоте вращения валика распределителя; 1 — валик распределителя; 2 — пружина грузов; 3 — грузы; 4 — штифты грузов; 5 — штырь;
6 — продольные пазы; 7 — втулка; 8 — винт крепления кулачка; 9 — заглушка; 10 — кулачок; И — фасонная пластина; 12 — пластина; 13 — рычажок подвижного контакта; 14 — текстолитовая колодка
Рис. 97. Свеча зажигания: / — кбрпус защитного наконечника; 2 — клемма; 3 — контактная пружина; 4 — подавитель- ное сопротивление; 5 — контакт; 6 — стопорная пружина; 7— стержень центрального электрода; 8 — изолятор; 9 — уплотняющий порошок; 10 — корпус свечи; 11— медная шайба; 12— медно-асбестовая шайба; 13 — боковой электрод; 14 — центральный электродРис. 97. Свеча зажигания: / — кбрпус защитного наконечника; 2 — клемма; 3 — контактная пружина; 4 — подавитель- ное сопротивление; 5 — контакт; 6 — стопорная пружина; 7— стержень центрального электрода; 8 — изолятор; 9 — уплотняющий порошок; 10 — корпус свечи; 11— медная шайба; 12— медно-асбестовая шайба; 13 — боковой электрод; 14 — центральный электрод
Рис. 97. Свеча зажигания: / — кбрпус защитного наконечника; 2 — клемма; 3 — контактная пружина; 4 — подавитель- ное сопротивление; 5 — контакт; 6 — стопорная пружина; 7— стержень центрального электрода; 8 — изолятор; 9 — уплотняющий порошок; 10 — корпус свечи; 11— медная шайба; 12— медно-асбестовая шайба; 13 — боковой электрод; 14 — центральный электрод
Рис. 97. Свеча зажигания: / — кбрпус защитного наконечника; 2 — клемма; 3 — контактная пружина; 4 — подавитель- ное сопротивление; 5 — контакт; 6 — стопорная пружина; 7— стержень центрального электрода; 8 — изолятор; 9 — уплотняющий порошок; 10 — корпус свечи; 11— медная шайба; 12— медно-асбестовая шайба; 13 — боковой электрод; 14 — центральный электрод
_ тельность и содержание которых указывается в инструкции по эксплуатации конкретного автомобиля. ■ -
Свечи зажигания. Свеча зажигания служит для подачи высокого напряжения в камеру сгорания цилиндра и образования там электрической искры. Основными ее частями являются (рис. 97) стальной корпус 10, боковой электрод 13, приваренный к корпусу, керамический изолятор 8, за- вальцованный в корпус, стержень 7, центральный электрод 14, заделанный в изоляторе. На верхней части корпуса имеется шестигранник под ключ, а на нижней — резьба для установки свечи в головку блока цилиндров.
Изолятор изготовляют из уралита, кри- сталлокорунда или боркорунда, центральный электрод — из нержавеющей стали, а боковой'—из никель-мар ганцевой. Для герметичности между изолятором и корпусом снизу ставят медную шайбу 11, хорошо проводящую тепло от изолятора к корпусу, а сверху, в месте завальцовки корпуса, насыпают уплотняющий порошок 9. Стержень в изоляторе герметизируют
термоцементом или стеклогерметиком.
Температура юбки изолятора при прочих равных условиях зависит от расстояния от центрального электрода до медной шайбы 11, так как по ней тепло отводится на корпус свечи. Чем больше длина юбки, тем выше температура нижней части изоляторал Для двигателей с Напряженным тепловым режимом применяют «холодные» свечи, т. е. с короткой юбкой изолятора, что исключает калильное зажигание. Для двигателей с менее напряженным режимом используют «горячие» свечи, на которых меньше образуется нагара.
На двигатели ЗМЗ-24, 3M3-53 и ЗИЛ-130 устанавливают соответственно свечи марок А11-БС; All-У; А15-Б (или А15-БС). В обозначении свечи первая буква указывает диаметр резьбы ввертываемой части корпуса (например, М—18 мм; А—14 мм и Т—10 мм); вторая буква — материал изолятора (Б — боркорунд, К—кристаллокорунд; У — уралит); третья буква — материал герметизации стержня в изоляторе (например, С—стеклогерметик); число — длину юбки изолятора (в миллиметрах).
Включатель зажигания. Включатель зажигания и стартера комбинирован с замковым устройством и служит для подключения к источникам питания приборов системы зажигания и стартера (при пуске двигателя), а также для надежного размыкания их цепей во время стоянки автомобиля, исключающего возможность пуска двигателя посторонним лицом, 144
КОНТАКТНО-ТРАНЗИСТОРНАЯ СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ
-I
Контактно-транзисторная система зажигания применяется в настоящее время на восьмицилиндровых двигателях. Она отличается от обычной системы в основном наличием транзисторного коммутатора 1 (рис. 98).
Транзисторный коммутатор состоит из смонтированных внутри алюминиевого корпуса германиевого транзистора 23, импульсного трансформатора 22, германиевого диода 20, кремниевого стабилитрона 19, двух резисторов 2 и 3, двух конденсаторов 15 и 21.
При замыкании контактов 11 и 12 прерывателя в цепи управления транзистора проходит ток, направление которого на рис. 98 показано штриховыми стрелками. Сила тока в цепи управления колеблется в пределах 0,2—0,8 А в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Вследствие прохождения тока управления через переход база — эмиттер (Б—Э) транзистора, резко снижается сопротивление перехода эмиттер — коллектор (Э—К) транзистора, и он открывается, замыкая / цепь рабочего тока в первичной обмотке 4 катушки зажигания 5./ Направление этого тока на рис. 98 показано сплошными стрелками.
При размыкании контактов прерывателя прекращается ток управления. Это вызывает резкое повышение сопротивления транзистора, он закрывается, и цепь рабочего тока в первичной обмотке катушки зажигания отключается.
. Таким образом, в отличие от обычной системы зажигания в контактно-транзисторной системе через контакты прерывателя проходит только ток управления, сила которого почти в 10 раз меньше силы рабочего тока. Тем самым повышается долговечность контактов, имеется возможность дальнейшего увеличения силы тока в первичной обмотке катушки зажигания. Это необходимо для надежного искрообразования,
9 569 56772323■ *■ *88вквк181816 1416 141717222122219101112139101112132019' »М ЙО2019' »М ЙОРис. 98. Схема контактно- транзисторной системы зажигания двигателя ЗИЛ-130 (сплошными стрелками обозначено направление рабочего тока в цепи низкого напряжения, а штриховыми — в цепи управления транзистора):
9 56
9 56
7
7
23
23
■ *
■ *
8
8
вк
вк
18
18
16 14
16 14
17
17
22
21
22
21
9
10
11
12
13
9
10
11
12
13
20
19' »М ЙО
20
19' »М ЙО
ТК102; 2 и 3 — резисторы; 4 — первичная обмотка; 5 — катушка зажигания; 6 — вторичная обмотка; 7 — свечи зажигания; 8 — крышка распределителя; 9 — ротор; 10 — распределитель; // — подвижный контакт прерывателя; 12 — неподвижный контакт; 13 — кулачок; 14 —ТК102; 2 и 3 — резисторы; 4 — первичная обмотка; 5 — катушка зажигания; 6 — вторичная обмотка; 7 — свечи зажигания; 8 — крышка распределителя; 9 — ротор; 10 — распределитель; // — подвижный контакт прерывателя; 12 — неподвижный контакт; 13 — кулачок; 14 —К. Б и Э — электроды транзистора (коллектор, база, эмиттер); / — транзисторный коммутатор
ТК102; 2 и 3 — резисторы; 4 — первичная обмотка; 5 — катушка зажигания; 6 — вторичная обмотка; 7 — свечи зажигания; 8 — крышка распределителя; 9 — ротор; 10 — распределитель; // — подвижный контакт прерывателя; 12 — неподвижный контакт; 13 — кулачок; 14 —
ТК102; 2 и 3 — резисторы; 4 — первичная обмотка; 5 — катушка зажигания; 6 — вторичная обмотка; 7 — свечи зажигания; 8 — крышка распределителя; 9 — ротор; 10 — распределитель; // — подвижный контакт прерывателя; 12 — неподвижный контакт; 13 — кулачок; 14 —
добавочные резисторы; 15 и 21 — конденсаторы; 16 — выключатель добавочных резисторов; 17 — аккумуляторная батарея; 18 — выключатель; 19 — стабилитрон; 20 — диод; 22 — импульсный трансформатор; 23 — германиевый транзистор
особенно в высокооборотных и многоцилиндровых двигателях, в которых .время нахождения контактов в замкнутом состоянии чрезвычайно ’ мало. z'J
Импульсный трансформатор 22 служит для'сокращения времени изменения магнитного потока в катушке зажигания 5. В момент раз- : тлыкания контактов прерывателя во вторичной обмотке импульсного 5 трансформатора индуктируется ЭДС взаимоиндукции. Направление ‘ тока взаимоиндукции противоположно направлению рабочего тока, 2 что и ускоряет запирание транзистора. В результате быстрее проис- ‘ ходит прерывание рабочего тока в первичной обмотке катушки зажи- 2 гания и исчезновение магнитного потока.‘
Остальные элементы транзисторного коммутатора служат для ; защиты транзистора от пробоя. '
РЕГУЛИРОВОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ ПО ЗАЖИГАНИЮ |
Регулировочной характер истиной'двигателя по зажиганию назы- 2 ваетсд выраженная графически зависимость эффективной мощности и ’ удельного расхода топлив^ от угла 9 опережения зажигания. Регули- - ровочную характеристику определяют при испытании двигателя на J тормозном стенде с соблюдением требований ГОСТ 14846—69. Ее снимают при неизменном положении дроссельной заслонки, постоянной частоте вращения коленчатого вала и установившемся тепловом режиме работы.,
На рис. 99 изображена-регулировочная характеристика реального двигателя, снятая при полностью открытой дроссельной заслонке ^
и двух частотах вращенияи двух частотах вращениятах вращения вала двигателятах вращения вала двигателя146146коленчатого вала: пг = 1400 об/мин и / п4 = 1000 об/мин. Из рис. 99 видно, f что с увеличением угла 9 до значения / 90п мощность двигателя растет, a j удельный расход топлива уменьша- ’ ется. При дальнейшем увеличении ’ угла 9 показатели работы двигателя - ухудшаются; каждой частоте враще-- ння коленчатого вала соответствует j оптимальное значение угла 9.'
и двух частотах вращения
и двух частотах вращения
тах вращения вала двигателя
тах вращения вала двигателя
146
146
Снятие таких характеристик для нескольких значений п дает возможность определить влияние скоростнб- i го режима работы двигателя на вели- чину наивыгоднейшего угла опере- 1 жения зажигания и построить же- ] лаемую выходную характеристику инерционного регулятора опережения 1 зажигания.1
Снятие регулировочных характеристик при п = const для нескольких положений дроссельной заслон- . ки позволяет определить иаивыгод- .
нейшие углы опережения зажигания при различных Нагрузках. Эти характеристики используют для построения желательной выходной характеристики вакуумного регулятора опережения зажигания.
ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВА
Стартер. Это устройство предназначено для вращения коленчатого вала двигателя при его пуске. Оно состоит из трех частей: электродвигателя постоянного тока, приводного устройства и приборов управления. Наибольшее распространение получили стартеры, имеющие четырехполюсный электродвигатель с последовательным возбуждением, электромагнитное включение приводного устройства и дистанционное управление.
Электродвигатель имеет корпус 34 (рис. 100) с четырьмя полюсными башмаками 31 и обмотками возбуждения 33, якорь 32 с коллектором 35 и вал 37, который вращается в трех бронзографитовых втулках 21, 29 и 36, переднюю крышку 39 с четырьмя щеткодержателями со щетками 38, заднюю крышку 26 со средним опорным диском.
Крутящий момент, развиваемый стартером, должен быть значительным и составлять приблизительно 10% максимального крутящего момента двигателя автомобиля. Для этого обмотки возбуждения и якоря электродвигателя выполняют из толстой медной ленты и соединяют последовательно. Благодаря малому сопротивлению обмоток сила тока, потребляемого стартером, достигает нескольких сот ампер, а последовательное соединение обмоток обеспечивает получение наибольшего магнитного потока возбуждения.
Приводное устройство служит для соединения вала стартера с коленчатым валом двигателя. Его элементами являются зубчатая передача, механизм включения и тяговое реле.
Зубчатая передача состоит из щестерни '23, установленной на валу стартера, и зубчатого венца, напрессованного на маховик. При такой конструкции передачи предопределяется место установки стартера (он прикреплен к картеру маховика) и получается большое передаточное число, .что необходимо для создания крутящего момента, достаточного для вращения коленчатого вала.
Механизм включения служит для введения шестерни 23 в зацепление с зубчатым венцом маховика во время пуска двигателя. Он состоит из втулки 28, муфты включения 25, рычага включения 13, пружин 24 и муфты свободного хода 15, которая предотвращает принудительное вращение якоря стартера двигателем после его пуска. •
Муфта свободного хода работает следующим образом. Направление клиновидных пазов внешней обоймы 16 таково, что, когда эта обойма, связанная с валом элeктpoдвиfaтeля, вращается быстрее, чем внутренняя обойма 18, изготовленная как одно целое с шестерней 23, то ролики 17 под действием сил трения затягиваются в узкую часть пазов, соединяя (заклинивая) между собой обе обоймы. Если же быстрее вращается внутренняя обойма, что возможно после пуска двигателя, то ролики выкатываются в широкую часть пазов, и обоймы оказываются разъеди-
ненными, т. е. шестерня стартера находится в зацеплении с зубчатым венцом маховика, но не связана с валом стартера.
Тяговое реле ТР служит для дистанционного управления механизмом включения и соединения обмоток стартера с батареей при Пуске двигателя. Его основными частями являются втягивающая и удерживающая обмотки 8, намотанные на латунной втулке 5, корпус, служащий также магнитопроводом, якорь 9 со штоком 6 и контактным кольцом 4, винт 11 и серьга 12, связывающие якорь с рычагом включения 13.
Приводное устройство работает следующим образом. При повороте ключа выключателя 43 зажиганий в правое крайнее положение обмотка 46 вспомогательного реле РВ — реле включения соединяется с батареей. Это приводит к замыканию контактов 45, в результате- чего обе обмотки тягового реле стартера включаются в цепь батареи.
Под действием магнитного поля, создаваемого обмотками тягового реле, якорь 9 втягивается внутрь втулки 5, преодолевая сопротивление возвратной пружины 10. Вследствие этого связанный с якорем рычаг включения 13 через муфту 25 и буферную пружину 24 перемещает шестерню 23 стартера к маховику и вводит его в зацепление с зубчатым венцом. Втулка 28 и вал 37 связаны винтовой нарезкой 27, в результате чего при осевом перемещении втулки поворачивается шестерня 23. Это облегчает введение шестерни в зацепление с зубчатым венцом маховика.
' В конце хода якоря 9 он с помощью контактного кольца 4 замыкает контакты 1, включая электродвигатель стартера и замыкая накоротко (отключая) втягивающую обмотку, так как для удержания якоря во втянутом состоянии, когда воздушный промежуток между сердечником и якорем мал, достаточно действия одной обмотки — удерживающей.
После выключения стартера возвратная пружина 10 приводит все подвижные детали приводного механизма стартера в исходное положение. При этом электродвигатель отключается от аккумуляторной батареи, а шестерня 23 выходит из зацепления с венцом маховика.
Пусковой подогреватель. Этот подогреватель (рис. 101) служит для предпускового подогрева двигателя при низкой температуре окружающего воздуха. Основной его частью является котел 15, жидкостная полость которого постоянно соединена трубками 12 и 17 с системой охлаждения двигателя. Конструкция котла неразборная. Он состоит из четырех вставленных один в другой цилиндров, изготовленных из листовой стали и сваренных между собой. Они образуют камеру сгорания, жаровую трубу, газоход и две соединенные между собой жидкостные полости.
В камеру сгорания котла топливо поступает из бачка 1 самотеком и дозируется регулятором 8 подачи топлива, а воздух подается вентилятором 5, вращаемым электродвигателем. Топливо воспламеняется свечой накаливания 11, которую выключают, когда наступает устойчивое горение.
Пульт 20 управления подогревателем расположен под капотом двигателя, на передней панели кабины.
Выходящие из котла горячие газы'подогревают масло, находящееся в масляном картере двигателя.
1 2 3
Рис. 101. Пусковой подогреватель:,
/ — топливный бачок; 2 — пробка бачка; 3 — наливная воронка; 4 — кран; 5 — вентилятор с электродвигателем; 6 — ручка управления краном; 7 — сливной кран трубопровода подогревателя; 8 — регулятор подачи топлива с электромагнитным клапаном; 9 — регулировочная игла; 10 — шланг подвода воздуха; И — свеча накаливания; 12— отводящая (от двигателя к котлу) трубка; 13 — лоток; 14 — сливной,край котла; 15 — котел подогревателя; 16 и 23 — топливопроводы; 17 — подводящая (от котла к двигателю) трубка; 18 — штуцер; 19 — контрольная спираль; 20 — пульт управления; 21 — выключатель свечи; 22 — ручка переключателя '
В некоторых конструкциях пусковых подогревателей (например, в подогревателе ПЖД автомобиля КрАЗ) подача топлива и циркуляция охлаждающей жидкости осуществляются специальными насосами.
У л а в а XV
НЕКОТОРЫЕ ТЕНДЕНЦИИ В РАЗВИТИИ КбНСТРУКЦИЙАВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Развитие автомобильных двигателей идет в направлении повышения их литровой мощности и топливной экономичности, уменьшения размеров и массы, увеличения срока службы, а также предотвращения опасного загрязнения окружающей среды отработавшими газами. Ведутся опытно-конструкторские работы по совершенствованию бес-" карбюраторных поршневых двигателей с искровым зажиганией и впрыском легкого топлива в цилиндры; роторных и газотурбинных двигателей, в которых отсутствует возвратно-поступательное движение основных рабочих органов.
ТОКСИЧНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ И ПУТИ ИХ ОБЕЗВРЕЖИВАНИЯ
Отработавшие газы автомобильных двигателей содержат большое количество токсичных (ядовитых) веществ, представляющих различную опасность для здоровья людей. Ими в основном являются окись углерода, окислы азота и канцерогенные вещества.
Окись углерода СО оказывает вредное воздействие на красные кровяные шарики—эритроциты. По принятым в СССР санитарным нормам содержание в воздухе окиси углерода не должно превышать 1 мг/м3.
Окислы азота NmO„, попадая в дыхательные пути, соединяются с водой, образуя соединения азотной и азотистой кислот. По воздействию на организм человека окислы азота приблизительно в 10 раз опаснее окиси углерода. Их содержание в воздухе не должно превышать 0,1 мг/м3.
Канцерогенные вещества при непосредственном ‘контакте с живой тканью способствуют возникновению злокачественной опухоли. В отработавших газах переносчиком этих веществ является сажа. Содержание в отработавших газах даже самых малых количеств канцерогенных веществ представляет угрозу для здоровья человека, так как они, попадая вместе с сажей в организм человека, с течением времени не выводятся из него, а постепенно накапливаются до опасных концентраций. '
■ В случае применения этилированного бензина в отработавших газах карбюраторного двигателя присутствуют "Соединения свинца. Они подобно канцерогенным веществам накапливаются в организме человека и поражают все его органы и ткани. Вследствие этого в крупных городах СССР запрещено применение этилированного бензина.
Для оценки степени загрязнения окружающей среды конкретным двигателем при определенном режиме его работы введен показатель — удельная токсичность отработавших газов:
<7 = ^(vco/va(GW. (53).
i
где vco и V; — санитарные норма предельно допустимых содержаний в воздухе СО и токсичного вещества I; Gt — количество определенного токсичного вещества i, выделяемого двигателем за 1 ч работы на данном режиме; Ne — эффективная мощность, развиваемая двигателем на том же режиме работы.
Отношение vco/vi, входящее в выражение (53) и показывающее, во сколько раз вещество i опаснее, чем СО (наиболее изученное в этом отношении соединение), учитывает различную токсичность составляющих отработавших газов.
Долю (о, определенного вещества (в процентах) в общей токсичности отработавших газов определяют как отношение qjq (где qt — удельная токсичность рассматриваемого вещества).
Основными вредными компонентами отработавших газов карбюра- .торного двигателя являются окись углерода и окислы азота. На рис. 102, а изображен график распределения токсичности между этими
Рис. 102. Распределение токсичности отработавших газов по компонентам:
а — карбюраторный двигатель; б — дизель
веществами в зависимости от коэффициента избытка воздуха а. Он позволяет сделать вывод, что меры, обеспечивающие снижение токсичности отработавших газов карбюраторного двигателя, должны быть различными при разной регулировке карбюратора. Если карбюратор регулируют на обогащенную смесь, внимание должно быть обращено на обезвреживание окиси углерода. При регулировке на обедненную смесь необходимо обеспечивать снижение концентрации окислов азота.
Основными вредными компонентами отработавших газов дизелей являются сажа и окислы азота. На рис. 102, б дан график распределения токсичности между этими веществами в зависимости от нагрузки. Из него видно, что при обезвреживании отработавших газов дизелей следует одновременно добиваться уменьшения содержания сажи и окислов азота.
Некоторого уменьшения содержания токсичных веществ в отработавших газах автомобильных двигателей можно добиться улучшением ' процесса сгорания, переходом на бедные смеси, применением зажи- » гания искрой повышенной энергии, добавлением в топливо специальных присадок, способствующих более полному сгоранию топлива, и т. д.
Разрабатываются различные аппараты для обезвреживания отработавших газов перед их выпуском в атмосферу. По способу обезвреживания их разделяют Ша фильтры, задерживающие токсичные вещества, и нейтрализаторы, превращающие эти вещества в продукты, не влияющие на здоровье людей.
ВПРЫСК ЛЕГКОГО ТОПЛИВА
Наличие карбюратора и необходимость предварительного подогрева горючей смеси приводят к уменьшению коэффициента наполнения. Кроме этого, в карбюраторном двигателе топливо распределя-
ется по отдельным цилиндрам неравномерно, вследствие чего истинный состав горючей смеси, поступающей в цилиндры, не соответствует составу смеси, приготовляемой карбюратором, и отличается от оптимального. Поэтому делают попытки заменить карбюрирование топлива его впрыском непосредственно в цилиндры или во впускные каналы головки блрка во время процесса впуска. При таком способе смесеобразования одновременно несколько увеличиваются мощность и топливная экономичность двигателя, а также уменьшается токсичность отработавших газов. '
Система впрыска легкого топлива в цилиндры двигателя с искровым зажиганием состоит из специального топливного насоса, форсунок и комплекса электронных приборов автоматического управления, который служит для точной дозировки впрыскиваемых порций топлива в зависимости от количества и состояния поступающего в цилиндры воздуха, теплового и скоростного режимов работы двигателя.
Вследствие сложности и значительной стоимости топливной аппа- ратуры для впрыска топлива рассмотренный способ смесеобразования пока еще широко не применяется.
РОТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ
Первый работоспособный роторный (роторно-поршневой) двига- -тель был создан в 1958 г. инженером Феликсом Ванкелем. Поперечный разрез и схема работы этого двигателя приведены на рис. ЮЗ. Его основными частями являются неподвижный охлаждаемый жидкостью корпус 2, закрытый двумя торцовыми крышками, роторный поршень 5 и эксцентриковый вал, вращающийся в подшипниках, размещенных в торцовых крышках корпуса.
Роторный поршень свободно насажен на эксцентрик вала; зубчатый венец 6 поршня находится в постоянном зацеплении с шестерней 1, закрепленной на торцовой крышке и расположенной соосно с валом двигателя. Передаточное отношение этой зубчатой пары 3 : 2. В результате такой конструкции роторный поршень во время работы двигателя вращается в 3 раза медленнее.вала и совершает сложное движение — он одновременно вращается вокруг своей оси (оси эксцентрика) и вместе с эксцентриком вокруг оси вала. При этом каждая из трех его вершин описывает кривую, называемую эпипгрохои- дой, по которой обрабатывается внутренняя поверхность корпуса.
Вершины роторного поршня непрерывно соприкасаются со стенками корпуса, вследствие чего между поршнем и корпусом образуются три рабочие полости Л. Объем каждой из полостей за один оборот роторного поршня изменяется от минимального до максимального и от максимального до минимального аналогично изменению Объема в надпоршневом пространстве обычного поршневого двигателя. Это позволяет совершать в полостях А рабочий цикл четырехтактного двигателя, в результате чего за каждый оборот роторного поршня происходят три вспышки (рабочих хода).
Газораспределение осуществляется по золотниковому принципу. Для выпуска отработавших газов и впуска свежего заряда в корпусе
Рис. 103. Поперечный разрез и схема работы роторно-поршневого двигателя:
А — рабочая полость; / — шестерня; 2 — корпус; 3 — выпускное окно; 4 — Впускное окно; 5 — роторный поршень; 6 — зубчатый венец роторного поршня
двигателя предусмотрены окна 3 и 4, открываемые и закрываемые роторным поршнем при его вращении.
Благодаря отсутствию шатунно-кривошипного и клапанного газораспределительного механизмов роторные двигатели по конструкции, размерам и массе имеют преимущества по сравнению с обычными поршневыми двигателями.
ГАЗОВАЯ ТУРБИНА
В отличие от поршневых двигателей в ^газовой турбине механическую работу получают в результате использования не потенциальной, а кинетической энергии продуктов сгорания, направляя их в виде организованного газового потока на лопатки турбины.
Схема автомобильного газотурбинного двигателя приведена на рис. 104. Компрессор 1 центробежного типа сжимает воздух до давления 0,40—0,45 МПа и нагнетает его в камеры сгорания 4. Туда же через форсунки 2 непрерывно подается топливо, которое при пуске двигателя воспламеняется свечой 3. Вследствие непрерывной подачи в камеру сгорания сжатого воздуха и топлива в ней поддерживается постоянный факел пламени.
Продукты сгорания и нагретый ими избыточный воздух, образующие рабочее тело — газ, пройдя через неподвижные направляющие лопатки — сопловой аппарат 5, устремляется на лопатки колеса Ю турбины, приводящей во вращение компрессор. Потеряв здесь часть энергии, газы, пройдя через второй сопловой аппарат 6, попадают на лопатки колеса 9 тяговой турбины, вал которой связан с главной передачей 8 автомобиля. Так как колесо 9 вращается с частотой, достигающей нескольких десятков тысяч оборотов в минуту, в дополнение к главной передаче в трансмиссии автомобиля предусматривают зубчатый редуктор 7.
. Рис. 104. Схема двухзального газотурбинного двигателя:
/ — компрессор; 2 — форсунка; 3 — свеча зажигания; 4 — камера сгорания; 6 и 6 — сопловые аппараты; - 7 — зубчатый редуктор; 8 — главная передача автомобиля; 9 — колесо тягрвой турбины; 10 — колесо турбины компрессора
Таким образом, левая часть газотурбинного двигателя является как бы генератором газа, а правая собственно двигателем. При такой схеме, получившей название двухвальной, производительность генератора газа не зависит от скорости движения автомобиля. Этим обусловливается благоприятный для автомобиля характер изменения крутящего момента на валу рабочей турбины в зависимости от скорости движения автомобиля: с уменьшением скорости крутящий момент растет и достигает максимума при неподвижном автомобиле (начало трогания автомобиля с места).
Автомобильные газотурбинные двигатели по сравнению с поршневыми имеют значительные преимущества. Они меньше по размерам и массе, конструкция их проще и надежнее, работают на дешевых сортах топлива, легко и быстро пускаются при любой погоде, не требуют громоздкой системы жидкостного охлаждения, осложняющей эксплуатацию автомобилей при температурах ниже нуля, уравновешены и обладают благоприятной скоростной характеристикой.
часть ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ, КОНСТРУКЦИЯ ВТОРАЯ и РАСЧЕТ механизмов шасси
Раздел третий
ТЯГОВАЯ ДИНАМИКА АВТОМОБИЛЯИ ЕГО ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
Глава XVIv
ВНЕШНИЕ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА АВТОМОБИЛЬ
В наиболее общем случае — при ускоренном движении автомобиля на подъеме на автомобиль действуют три группы сил (рис. 105).
Первую группу составляют силы Рт, движущие автомобиль. Они возникают в результате взаимодействия ведущих колес автомобиля (Обычно задних) с дорогой и именуются силами тяги.
Вторую группу, составляют силы, оказывающие сопротивление движению автомобиля. К ним относятся силы сопротивления качению передних PKi и задних Рк2 колес, действующие в плоскости-дороги; сила сопротивления подъему РП — направленная параллельно плоскости дороги составляющая силы тяжести Ga автомобил'я; сила сопротивления воздуха Рв) приложенная в центре парусности автомобиля- сила инерции Рн, приложенная в центре тяжести автомобиля и называемая силой сопротивления разгону.
Третью группу сил составляют нормальные реакции дороги на передние. Zx и задние Z^ колеса, вызванные перпендикулярной плоскости дороги составляющей G„ силы тяжести Ga автомобиля. Здесь и ниже Ga обозначена сила тяжести снаряженного автомобиля с полной нагрузкой.
СИЛА ТЯГИ И ТЯГОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБИЛЯ
Энергия от двигателя к ведущим колесам передается через трансмиссию: сцепление, коробку передач, карданную передачу, главную передачу, дифференциал и полуоси (рис. 106)..При этом часть энергии неизбежно затрачивается на преодоление трения и на разбрызгивание масла в агрегатах трансмиссии. Чтобы оценить эти потери, введен КПД трансмиссии г;тр, равный отношению суммарной мощности N^ на ведущих колесах к эффективной мощности двигателя Ne:
Лтр = К K0K/N е.
Для легковых автомобилей т]тр равен 0,88—0,92; для грузовых 0,80—0,90; для автомобилей повышенной проходимости 0,78—0,85. Меньшие значения цтр соответствуют движению автомобиля при вклю- 156
Рис. 105. Силы, действующие на автомобиль
ченной промежуточной передаче коробки передач, а большие — при включенной прямой передаче.z
Благодаря наличию в трансмиссии коробки передач и главной передачи суммарный крутящий момент Л1К на ведущих колесах автомобиля больше момента Ме двигателя:
^к = г|ТрЛ4еикпигп,
где “кп и цгп — передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи.
Крутящий момент Л4К вызывает в месте контакта колеса с дорогой касательную реакцию дороги, движущую автомобиль, т, е. силу тяги.
Сила тяги'‘
*т Ми/'— Лтр ^е“кп“гп/^>(54)
где г — радиус колеса.
Рис. 106. Схема трансмиссии автомобиля:
I — сцепление; 2 — коробка передач; з — карданная передача; 4 — главная передача; 5" — дифференциал; 6 — полуось
Рис. 107. Тяговай характеристика автомобиля с четырехступенчатой коробкой передач:Рис. 107. Тяговай характеристика автомобиля с четырехступенчатой коробкой передач:Pt I. Рт if рт ill и рт IV - силы тяги соответственно на первой, второй, третьей и четвертой переда- ' чахPt I. Рт if рт ill и рт IV - силы тяги соответственно на первой, второй, третьей и четвертой переда- ' чахВеличина -г вследствие наличия пнев- магической шины не остается постоя н- ной, а изменяется под влиянием действующих на колесо сил. Однако для простоты расчетов считают величину г постоянной, равной расстоянию от оси неподвижного колеса, нагруженного нормированной силой,, до поверхности дороги. Это расстояние называется статическим радиусом колеса. Он указывается в технических "характеристиках шин.
Рис. 107. Тяговай характеристика автомобиля с четырехступенчатой коробкой передач:
Рис. 107. Тяговай характеристика автомобиля с четырехступенчатой коробкой передач:
Pt I. Рт if рт ill и рт IV - силы тяги соответственно на первой, второй, третьей и четвертой переда- ' чах
Pt I. Рт if рт ill и рт IV - силы тяги соответственно на первой, второй, третьей и четвертой переда- ' чах
Осуществляемая трансмиссией кинематическая связь между коленчатым валом двигателя и ведущими колесами автомобиля, характеризующаяся- передаточными числами икп и игп, обусловливает зависимость скорости иа движения автомобиля от частоты вращения п вала двигателя: •
иа = [2лгп/(икцигп)] (60/1000) ^ ^0,377гп/(икпигп). (55)
При исследовании тягово-скоростных качеств автомобиля предполагают, что двигатель работает при полностью открытой дроссельной заслонке или максимальной подаче топлива (для дизеля). Это означает, что с изменением сопротивления движению частота вращения п вала двигателя и крутящий момент Ме меняются по внешней скоростной характеристике (см. рис. 19), и, как следствие, в зависимости от скорости иа движения, автомобиля изменяется сила тяги Рт.
Зависимость Рт = /(uj изображается графически (рис. 107). Совокупность этих кривых, построенных для всех ступеней коробки передач, называется тяговой характеристикой автомобиля.
Тяговую характеристику можно построить, составив предварительно для каждой передачи таблицу (форма):
п
Ме
РТ
Для текущих значений скорости автомобиля (в км/ч) определяют значения частоты п по формуле (55). Значения Ме находят по внешней скоростной характеристике двигателя для полученных величин п. Силу тяги Рг вычисляют по формуле (54).
СИЛЫ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ
Сила сопротивления качению. Сопротивление качению автомобильного колеса зависит от режима, в котором оно работает (ведомый, ведущий), н является следствием главным образом трех явлений: деформации шины, деформации поверхности, по которой катится колесо, и трения в его подшипниках. Ввиду сложности учета всех этих факторов сопротивление качению автомобиля в целом определяют экспериментально по суммарным затратам энергии. По аналогии с силой . сопротивления скольжению считают, что сила сопротивления качению автомобиля PK = fGn и что коэффициент сопротивления качению f численно равен отношению силы, вызывающей равномерное качение автомобиля (по величине равной PJ, к нормальной составляющей - силы тяжести автомобиля, т. е. / — PJGn. Последнее положение используют для экспериментального определения коэффициента /. С помощью тягача буксируют с малой скоростью по горизонтальной дороге свободно катящийся автомобиль. Делением показания динамометра, помещенного в буксирном устройстве, на силу тяжести испыту- 1 емого автомобиля получают'искомое значение коэффициента /.
При скоростях до 50 км/ч коэффициент / считают постоянным. При больших скоростях возрастание внутренних потерь в шине приводит к заметному увеличению коэффициента /. Для определения его с учетом влияния скорости используют эмпирическую формулу .
/ = /о(1 + 4,5Д0-М),(56)
где f0 — коэффициент сопротивления качению при движении с малой скоростью, Коэффициент /0 для дорог с асфальтобетонным или цементобетонным покрытием равен 1,014—0,018; с гравийным покрытием 0,020—0,025; грунтовой в сухом и укатанном состоянии 0,025—0,035; для песка 0,10—0,30; для укатанного снега 0,07—0,10.
Мощность, необходимая для преодоления сопротивления качению при движении автомобиля со скоростью иа,
Nk = Ркиа/( 1000.3,6/=/Gnua/3600.. (57) .
Силы сопротивления подъему и дороги. Сила сопротивления подъему, являющаяся направленной параллельно дороге составляющей £илы тяжести автомобиля (см. рис. 105), /Pn=Gasina.
^ила сопротивления качению при движении автомобиля на подъеме
j'PK = fGn = fGacosa.
Она действует одновременно с силой РП и составляет с ней общую силу сопротивления дорогц Рд = Рк + Рп. Так как углы продольных уклонов автомобильных дорог малы, принимают, что
sina?^tga=A// = t; cosa=l; тогда >*
Рд = С(/со&а + 8ша)^Са(/ + 0 = фСа.(58)
)‘'159
Выражение ф = (f+/) называется коэффициентом сопротцвле-; ния дороги, а отношение Hjl = I — продольным уклоном дороги. Мощ- ■ ность, необходимая для преодоления сопротивления дороги при движё- , нии со скоростью иа
Мд = Рдиа/( 1000-3,6) = фСаи6/3600.(59)'
Сила сопротивления воздуха. Эта сила является следствием дав-i ления встречных частиц воздуха на движущийся автомобиль, раз реже-- ния, возникающего позади автомобиля, завихрения воздуха вокруг автомобиля и его трения о поверхность автомобиля.s
Опытным путем установлено, что сила сопротивления воздуха PB = KBF(ua/3,6^,'0^(60),
Где Кв — коэффициент сопротивления воздуха, зависящий от обтека- : емости автомобиля; F — лобовая площадь автомобиля.
Коэффициент сопротивления воздуха определяют экспериментально. Его приблизительные значения для различных автомобилей 'следующие: легковых с закрытым кузовом 0,20—0,35 Н -с2/м4; грузо- ' вых 0,60—0,70 Н -с2/м4.
Лобовой площадью называют площадь проекции автомобиля на плоскость, перпендикулярную к направлению движения. Для легковых автомобилей лобовая площадь
Е^0,78ВаЯ;
для грузовых автомобилей
F^BH,
где Ва и Н — соответственно наибольшие ширина и высота автомобиля, м; В — колея передних колес, м.
Мощность, необходимая для преодоления сопротивления воздуха, Мв^РвУаДЮОО-3,6)^^1-1/(47.1000).(61)
Сила сопротивления разгону. Эта сила является следствием того, что при движении автомобиля с ускорением / возникают сила инерция Рв поступательно-движущейся массы автомобиля и инерционный момент вращающихся масс, противодействующие разгону.
Сила" инерции
Pa~maj, где та — масса автомобиля.
Влияние инерционного момента вращающихся масс (маховика, колес и др.) учитывается коэффициентом учета вращающихся масс 5, показывающим, во сколько раз сила, необходимая для ускорения автомобиля, больше силы инерции его поступательно-движущейся массы, В соответствии с этим сила сопротивления разгону
PH = P'H6=ma6j.<(62
Величина коэффициента 6 зависит от передаточного числа, то!
передачи коробки передач, на которой производят разгон. Его вычисляют по эмпирической формуле
6 = 1,05 + 0,05икп_.
Мощность, необходимая для движения автомобиля с ускорением,
NH = Ри9а/( 1000-3,6) =ma6jva/3600.(63)
НОРМАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ ДОРОГИ
Давление колеса на дорогу, равное по абсолютной величине нормальной реакции дороги на колесо, обеспечивает надежность контакта (сцепления) между шиной и дорожным покрытием, что является непременным условием получения необходимой силы тяги и эффективного торможения. По аналогии с силой трения сила сцепления Рсц двух колес одной оси пропорциональна нормальной реакции Z на оба колеса:
Лп = ф4'(64)
.) где ср — Коэффициент пропорциональности.
Коэффициент пропорциональности <р называют коэффициентом сцепления. Он зависит в первую очередь оотипа и состояния дорожного покрытия и для различных дорог составляет (первое значение, относится к сухйму, а второе к мокрому состоянию дороги): с цементобетонным покрытием 0,8 и 0,5; с асфальтобетонным покрытием 0,7 и 0,4; грунтовой 0,6 и 0,3; укатанной снежной 0,3 и 0,2.
Предположим, точка приложения силы сопротивления воздуха лежит йа одной высоте с центром тяжести автомобиля, и из-за относительной малости сил сопротивления качению пренебрегаем ими. Тогда одно из условий равновесия автомобиля можно выразить следующим уравнением моментов всех сил относительно оси, проходящей через точки А опоры передних колес (см. рис. 105):
aGaCosa + ^B-F-PH + GgSina)^ —Z2L = 0,(65)
где а и hg — см. рис. 105.
Выражение в скобках численно равно силе тяги. Заменяя его через силу Р^ и учитывая формулу (64), решим уравнение (65) относительно реакции Z2. Тогда
Z2 = aGa cos a/(L — фк6\(66)
Другое условие равновесия автомобиля вытекает из уравнения проекции всех сил на ось, перпендикулярную поверхности дороги:
Ggcosa — Zx — Z2 = 0, откуда
Zx = Ga cos a — Z2.
Подставив в последнее выражение вместо реакции Z2 ее значение из выражения (66) и сделав необходимые преобразования, получим
Zx = Ga cos a (6 — ^tgM^L — фЬ^,
где b — см. рис. 105.
1611616 Гаспарянц Г. А.
161
161
где (д и 62 — вес автомобиля, приходящийся соответственно на переднюю и заднюю оси.
Динамическое изменение нормальных реакций оценивают коэффициентами продольного перераспределения реакций пц и т2
Z^ = G1 = Ga(ЬД); Z2 = G2 = Ga (а/L).
Полученные значения реакций соответствуют ускоренному движению автомобиля на подъеме с максимальным использованием силы сцепления Pw. Для неподвижного автомобиля при а = 0
т^ = Z^Zi = L cos а (b + ф^)/[Ь (L — фйД];
m2 = Z2/Z2 = L cos а/(Л — <phg\(67)
Глава XVII
ТЯГОВЫЕ КАЧЕСТВА АВТОМОБИЛЯИ ЕГО ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
§ 68. ТЯГОВЫЙ БАЛАНС АВТОМОБИЛЯ
В общем случае движения автомобиля (см. рис. 105) тяговая сила уравновешивается силами сопротивления движению, т. е.
Подставив в это выражение значения сил и учтя, что Рк + Р„ = = Дд, получим
(Ме«кпигп/г) Лтр = фба + KBF (Va/3,6)2 + madp(68)
автомо-автомо-Выражение (68) называют уравнением тягового баланса
автомо-
автомо-
биля. Оно показывает, как в рассматриваемый момент времени распределяется сила тяги на преодоление различных видов сопротивлений, и позволяет определить характер движения автомобиля.
Для решения практических задач тяговый баланс автомобиля изображают графически. Сначала по формуле (58) с учетом зависимости (57) определяют для заданной дороги силы РД, соответствующие
Рис. 108. График тягового баланса автомобиляРис. 108. График тягового баланса автомобиляряду текущих значений скорости автомобиля иа, и на поле графика тяговой характеристики (см. рис. 107) строят кривую зависимости Рд от va (рис. 108).
Рис. 108. График тягового баланса автомобиля
Рис. 108. График тягового баланса автомобиля
Затем для тех же значений скоро- ' сти по формуле (60) находят силы Рв и, откладывая их вверх от линии Рд, строят кривую Рд+В.
Из уравнения (68) очевидно, что при Рд + Рв — Рт движение равномерное, так как в этом случае / — 0. Следовательно, кривая суммарной силы сопротивления движению определяет силу тяги, необходимую для
движения автомобиля в заданных условиях с определенной постоянной скоростью. Отрезки ординат, заключенные между линией Рд+В и лежащими выше кривыми Рт (кривые с индексами I—IV), изображают в принятом масштабе величину избыточной силы тяги, которая, сообщая автомобилю ускорение /, уравновешивается силой Ри сопротивления разгону.
Определение ускорения автомобиля. Наибольшее ускорение и максимальная скорость могут быть достигнуты при движении автомобиля по горизонтальной дороге с асфальта- или цементобетонным покрытием. Поэтому для определения этих параметров динамичности кривую Рд строят для условий i = 0 и /, = 0,014 ч- 0,018.
Из равенства (62) ускорение автомобиля
/ = Ри/(та6),
где вместо Ри подставляют численное значение избыточной силы тяги, найденное из графика тягового баланса автомобиля.
Определение максимальной скорости. Очевидно, что та скорость, при которой избыточная сила тяги полностью реализуется, является предельной, т. е. максимальной. Следовательно, максимальную скорость автомобиля определяет точка В' пересечения кривой Рд+В с линией тяговой силы (кривая PTivY Численное значение абсциссы этой точки является искомой скоростью итах.
Определение предельного сопротивления / дороги. Наибольшее сопротивление дороги, которое автомобиль может преодолевать, ограничивается максимальной тяговой силой при движении на первой передаче. На первой передаче скорость автомобиля невелика, и можно поэтому считать силу Рк не зависящей от скорости, силу Рв — равной нулю, и в соответствии с этим линию суммарного сопротивления изображать прямой, параллельной оси абсцисс. Следовательно, для определения предельных условий движения автомобиля нужно касательно к кривой PTi (рис. 108) тяговой характеристики провести прямую Рдшах- Численные значения ординаты и абсциссы точки А касания этих линий равны предельной силе сопротивления движению и соответствующей ей скорости.
Если задан тип дорожного покрытия, т. е. величина коэффициента /, то можно, используя равенство (58), определить наибольший подъем imax, который может преодолевать автомобиль, двигаясь по данной дороге: „ /п \ — f
<-max — v дтах/иа/—/•
Максимальное значение силы тяги может ограничиваться сцеплением ведущих колес с поверхностью дороги. Для проверки этого положения нужно по оси ординат отложить силу сцепления <pZ2 «-q>G2 и провести линию Рсц, которая ограничивает тяговую характеристику автомобиля по буксованию ведущих колес. Точка Б пересечения этой линии с кривой PTi определяет предельные по сцеплению тяговоскоростные показатели автомобиля при его движении на первой передаче по дороге, характеризующейся коэффициентом сцепления <р.
Зона, лежащая выше линии Рсц, является нереализуемой частью тяговой характеристики, так как в этой зоне Рт >• Ptv
§ 69. МОЩНОСТНОЙ БАЛАНС АВТОМОБИЛЯ
По аналогии с тяговым балансом мощностной баланс автомобиля показывает, как в рассматриваемый момент времени затрачивается мощность, подведенная к ведущим колесам автомобиля, на преодоление различных видов сопротивлений движению. Его уравнение имеет вид
N^N. + N. + N. + N*.
Подставляя в это уравнение значения мощностей и учитывая, что Nk + Nn = МД, получим
т]трМе = (фСапа/3600) + tKBFvl/(47 • 1000)] + [тав/Уа/(3600)]. (69)
Наибольший практический интерес представляет мощностной баланс автомобиля при его движении на высшей (обычно прямой) передаче. График мощностного баланса (рис. 109) строят так. По оси ординат откладывают значение мощности, по оси абсцисс ■— значения скорости. Масштаб шкалы частот вращения коленчатого вала на высшей передаче (под осью абсцисс) определяют на основании формулы (55).
Затем строят внешнюю скоростную характеристику двигателя (штрих-пунктирная линия). Уменьшив ординату каждой точки этой линии на величину Мтр = (L— i)Tp)Me, вычерчивают кривую мощности Мкол, подводимой к ведущим колесам.
По формуле (59) с учетом зависимостей (58) и (56) определяют значения мощности Мд, соответствующие текущим значениям скорости, и строят кривую зависимости Мд = / (иа). Для тех же значений скорости по формуле (61) вычисляют значения мощности NB и, откладывая их вверх от линии Мд, проводят кривую N^B. По ней можно определить мощность, необходимую для движения автомобиля в заданных условиях с постоянной скоростью. Отрезки ординат, лежащие между
"1"1«а«аРис. 109. График мощностного баланса автомобиляРис. 109. График мощностного баланса автомобилячМеNkorчМеNkorлинией Мд+В и кривой NK0S1Na+eлинией Мд+В и кривой NK0S1Na+eУа у« УтахПм nvУа у« УтахПм nvоопредставляют собой в принятом масштабе .избыточную мощность, которую можно использовать для разгона автомобиля. Если в разгоне нет необходимости, то при скорости, например, Од может быть обеспечено равномерное движение при работе двигателя по частичной характеристике (штриховая линия). Это достигается выбором соответствующего положения дроссельной заслонки или рейки с помощью педали управления ими.
"1
"1
«а
«а
Рис. 109. График мощностного баланса автомобиля
Рис. 109. График мощностного баланса автомобиля
чМе
Nkor
чМе
Nkor
линией Мд+В и кривой NK0S1
Na+e
линией Мд+В и кривой NK0S1
Na+e
Уа у« Утах
Пм nv
Уа у« Утах
Пм nv
о
о
УдУдОпределение ускорения автомобиля. Для определения ускорения автомобиля используют выражение (63), решая его относительно j:
Уд
Уд
j = 3600М „/(ma6va).
Подставляя в эту формулу вместо иа и Ми численные значения скорости и избыточной мощности, определенные по графику мощностного "баланса, находят соответствующие им ускорения.
Определение максимальной скорости. Максимальная скорость автомобиля равна значению абсциссы точки Б (см. рис. 109) пересечения линии Мд+В с кривой мощности Мкол, так как по достижении скорости Ув = Утах избыточная мощность оказывается полностью реализованной.
На графике мощностного баланса положение кривой суммарной мощности сопротивления движению неизменно, а положение внешней скоростной характеристики мощности зависит от передаточного числа мгп главной передачи. Согласно формуле (55) и рис. 109
Urn 0,377г (njumax),(70)
где пу •— частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной скорости движения автомобиля.
Обычно мгп выбирают таким, чтобы максимальная скорость автомобиля достигалась при п, = (1,05 -ь 1,20)п^, где nw ■— частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной мощности. Большие значения п0 относятся к легковым автомобилям, меньшие '— к грузовым. При наличии ограничителя частоты вращения коленчатого вала принимают пт = (0,84-0,9)п^. Вследствие этого обеспечиваются необходимая для разгона избыточная мощность при средних скоростях движения и достаточно высокая максимальная скорость движения.
§ 70. ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБИЛЯ
Практическое использование тягового и мощностного балансов для анализа динамических свойств автомобиля значительно осложняется трудоемкостью построения кривых Рд+В и 2УД+В. Кроме этого, по тяговому и мощностному балансам нельзя сравнить динамические свойства двух автомобилей, имеющих различные вес, лобовую площадь и обтекаемость. Третий способ исследования динамичности автомобиля — по динамической характеристике— лишен этих недостатков.
Запишем уравнение (68) тягового баланса в следующем виде:
Рт-Рв = фСа + (Са/^)6/
и разделим обе его части на Ga:
^-P^'HW(71)
Левая часть уравнения (71) представляет собой удельную избыточную (сверх силы Рв^ силу тяги. Ее называют динамическим фактором автомобиля и обозначают буквой D, Таким образом,
D^^-P^/G,(72)
D-t+№b(73)
165
Рис. 110. Динамическая характеристика автомобиляРис. 110. Динамическая характеристика автомобиляИз выражений (72) и (73) видно, что динамический фактор данного автомобиля зависит от его конструктивных особенностей и определяет состояние движения автомобиля по заданной дороге, т. е. динамический фактор позволяет сравнивать между собой различные автомобили по динамичности.
Рис. 110. Динамическая характеристика автомобиля
Рис. 110. Динамическая характеристика автомобиля
График изменения динамического фактора в зависимости от скорости движения автомобиля на различных передачах называется динамической характеристикой автомобиля (рис. НО). Его строят аналогично тяговой характерис
тике, но с использованием формулы (72), в которую подставляют значения из выражений (54) и (60).
Из выражения (73) очевидно, что при D = ф ускорение автомобиля равно нулю, т. е. движение равномерное. Поэтому, если на графике динамической характеристики построить кривую ф = f (va), откладывая значения ф по оси ординат, то она определит значения D, необходимые для движения автомобиля в заданных условиях с по
стоянной скоростью.
Определение ускорения автомобиля. Ускорение, которое может развить автомобиль при движении на заданной передаче, находят изОпределение ускорения автомобиля. Ускорение, которое может развить автомобиль при движении на заданной передаче, находят изуравнения (73):уравнения (73):/ = Р-ф)(Л/ = Р-ф)(ЛКривую ф построить проще, чем линии Рд+В и Мд+В; если же допустить, что коэффициент сопротивления качению f не зависит от скорости, то график функции ф = f (уа) можно изображать прямой линией, параллельной оси абсцисс. Это облегчает использование динамической характеристики для анализа динамических свойств автомобиля.
Определение ускорения автомобиля. Ускорение, которое может развить автомобиль при движении на заданной передаче, находят из
Определение ускорения автомобиля. Ускорение, которое может развить автомобиль при движении на заданной передаче, находят из
уравнения (73):
уравнения (73):
/ = Р-ф)(Л
/ = Р-ф)(Л
Первый множитель определяют по динамической характеристике. Он выражается отрезками ординат, заключенными между прямой фх, характеризующей сопротивление горизонтальной дороги с усовершенствованным покрытием, и кривой динамического фактора на соответствующей передаче.
Определение максимальной скорости. Наибольшая скорость, которую может развить автомобиль в заданных условиях, достигается, когда разность D -— ф становится равной нулю. В соответствуй с этим максимальную скорость автомобиля определяют как абсциссу точки Г пересечения линии ф1 с кривой динамической характеристики на высшей передаче.
Определение предельного сопротивления дороги. Для определения предельных условий движения автомобиля нужно провести прямую
фтах, касательную к кривой Di динамической характеристики. Значения ординаты и абсциссы точки А касания этих линий равны соответственно предельному значению коэффициента ф и соответствующей ему скорости.
На первой передаче скорость автомобиля невелика. Поэтому, принимая Р, = 0 и учитывая, что максимальное значение силы тяги, ограничиваемой сцеплением ведущих колес с дорогой, равно примерно фб2, найдем из выражения (72) предельную по сцеплению величину динамического фактора:
Отах — Всц/^а Ф^г/Ог
Для проверки возможности буксования ведущих колес нужно по оси ординат отложить величину удельной силы сцепления ведущих колес и провести прямую фтах, параллельную оси абсцисс. Точка Б пересечения этой линии с кривой Dy определит предельные по буксованию тягово-скоростные свойства автомобиля.
§ 71. ПОКАЗАТЕЛИ РАЗГОНА АВТОМОБИЛЯ
Для автомобиля наиболее характерным является неравномерное движение. Поэтому возможность быстрого разгона, определяющая среднюю скорость автомобиля, является важной характеристикой динамичности. Показателями разгона являются ускорение, время и путь разгона.
Ускорение. Из графиков тягового и мощностного баланса и динамической характеристики видно, что избыточная сила тяги, избыточная мощность и разность D — ф, определяющие величину ускорения автомобиля, не постоянны, а зависят от передачи, на которой производят разгон, а также от достигнутой скорости. Поэтому, чтобы получить полное представление об интенсивности разгона, находят ускорения для каждой передачи и последовательного ряда значений скорости движения автомобиля и строят график зависимости j = f (уа). Такой график (рис. 111, а) показывает, что наибольших ускорений можно достигнуть, если разгон начинается на первой передаче и если происходит последовательно и своевременно переход с низшей передачи на высшую.
Перед началом разгона ведущие колеса разобщены от двигателя, коленчатый вал двигателя вращается с минимально устойчивой частотой, а скорость автомобиля равна нулю. Плавное нарастание ускорения при трогании автомобиля с места достигается при одновременном постепенном включении сцепления и увеличении открытия дроссельной заслонки (подачи топлива). На этой фазе разгона ускорение растет (штриховая кривая); к моменту полного включения сцепления и открытия заслонки (точка А) оно достигает значения /А, а скорость автомобиля — значения уА.
При использовании графика ускорения для практических расчетов считают, что разгон начинают со скорости уА, а передачи переключают мгновенно при скоростях, соответствующих скоростям в точках Б, В и Г пересечения кривых ускорения. Если же кривые не пере-
Рис. 111. Графики показателей разгона автомобиля: а — ускорений; б — пути и времени разгона
секаются, то полагают, что передачи переключают при максимальных скоростях, достигаемых на каждой из промежуточных передач.
Время разгона автомобиля. В интервале скоростей от Уд до Утах время разгона определяют графоаналитическим способом с использованием графика ускорения.
Для этого кривую ускорения (жирная линия на рис. 111, а) вертикальными линиями делят на равные участки, соответствующие приращению скорости Дуа = 5 км/ч. Вследствие малости этих интервалов считают, что в пределах каждого из них автомобиль движется с постоянным ускорением /ср = 0,5 (/н + /к), где /н и /к — ускорения соответственно в начале и в конце рассматриваемого участка.
Для каждого участка подсчитывают время разгона /р, в течение которого достигается приращение скорости Ду8> по формуле
t ДуаЛУар=3,6/ср- 1,8(/н + /к)’
а затем последовательным графическим суммированием полученных результатов строят график зависимости времени разгона от скорости (рис. 111, б).
Путь разгона. Его определяют аналогичным методом. По кривой зависимости t = f (уа) для каждого интервала Дуа скорости находят путь разгона
sp = ycpV3>6'
где уср — средняя скорость; уср = 0,5 (ун + ук); /р -— время разгона на рассматриваемом участке кривой времени разгона.
Затем, относя результат каждого подсчета к концу рассматриваемого интервала, последовательным графическим суммированием этих результатов строят график зависимости sp = / (у8), данный на рис. 111, б, 168
\ Время и путь разгона дают более наглядное представление о приемистости автомобиля, чем ускорение. Например, для сравнительной оценки приемистости двух автомобилей разных марок достаточно по их кривым пути и времени разгона определить время /100 прохождения автомобилями первых 100 м пути при разгоне с места.
§ 72. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ
Тяговый расчет автомобиля производят на начальной стадии его проектирования. Задачей расчета является предварительное определение внешней скоростной характеристики двигателя и основных параметров трансмиссии для достижения заданных показателей динамичности.
Обычно в задании предусмотрены: тип и класс автомобиля, сила тяжести Ga, максимальная скорость утах на горизонтальной асфальто- или цементобетонной дороге, максимальное сопротивление дороги фтах, преодолеваемое на первой передаче.
На основании предварительного эскизного проекта автомобиля и анализа важнейших параметров ряда аналогов в дополнение к заданным параметрам выбирают значения лобовой площади F, координат центра тяжести (а, b и /1Д), коэффициента обтекаемости Кк, КПД трансмиссии т]гр, коэффициентов Ki = nv/nN и К2 = njumax-, по ГОСТам и известной нагрузке на одно колесо•— размер шин, а следовательно, и величину радиуса г колеса.
Построение желаемой внешней скоростной характеристики двигателя производят в следующем порядке. Сначала в соответствии с формулой (69) находят мощность двигателя, необходимую для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальному участку дороги хорошего качества:
NT = №P) {(fGaymax/3600) + [KBFyU/(47 ■ 1000)]}.
Затем определяют частоты вращения коленчатого вала:
/?т = Кг^тах) ^^ " ^у/Ki.
По формуле (28) или (29) находят максимальную мощность; например, для карбюраторного двигателя
Nе тах = Nт [(na//2jv) -|- (п^/П^)2 — (flD/Mjv)3].
Потом по методу, изложенному в § 22, строят внешнюю скоростную характеристику двигателя.
Основными параметрами трансмиссии являются передаточное число главной передачи, число ступеней и передаточное число каждой ступени коробки передач.
Передаточное число главной передачи определяют по формуле (70) с использованием принятого значения коэффициента Ка-
Число ступеней коробки передач берут равным четырем для легковых автомобилей, четырем-пяти для грузовых автомобилей (число
Рис. 112. Динамические характеристики автомобилей с трех- и четырехступенчатой коробками передачРис. 112. Динамические характеристики автомобилей с трех- и четырехступенчатой коробками передачступеней выбирают более пяти редко, так как с увеличением числа ступеней возрастают масса и размеры коробки передач, усложняется управление ею).
Рис. 112. Динамические характеристики автомобилей с трех- и четырехступенчатой коробками передач
Рис. 112. Динамические характеристики автомобилей с трех- и четырехступенчатой коробками передач
Чем больше число ступеней коробки передач, тем выше динамические свойства автомобиля при движении на промежуточных передачах. На рис. 112 изображена динамическая характеристика автомобиля с двумя различными коробками передач: трехступенчатой (линии 1—3) и четырехступенчатой (линии /—/V), имеющими одинаковые передаточные числа на первой и последней передачах. Приведенный график показы
вает, что с увеличением числа ступеней возрастает разность D ■— ф на величину б при движении на
промежуточных передачах, а следовательно, улучшается динамичность автомобиля.
Сначала определяют передаточное число коробки передач на первой передаче. Его выбирают с учетом получения на ведущих колесах силы тяги, достаточной для преодоления заданного максимального сопротивления дороги. Считая, что скорость движения постоянная, и пренебрегая сопротивлением воздуха, передаточное число на первой передаче находят из формулы (68):
«I — Гбафтах/(-Л4е та№гпЛтр)‘
Затем проверяют, не будет ли происходить при вычисленном значении и\ буксование колес автомобиля. Чтобы исключить буксование, требуется соблюдение условия
(Л1е maxurnui/r) гц =5 ф^2 = (pm2G2
где т21— коэффициент продольного перераспределения реакций, вычисляемый по формуле (67).
Установлено, что для наилучшего использования мощности двигателя при разгоне автомобиля необходимо, чтобы передаточные числа коробки передач мц иц, мщ, .... и^.^, ип составляли ряд, подчиняющийся закону геометрической прогрессии. В соответствии с этим передаточное число m-й передачи
um = uxqm-1,(74)
где q — знаменатель прогрессии, величину которого находят из выражения (74), написанного для n-й передачи. Так как обычно последняя передача прямая, т. е. и„ = 1, то
q = у l/«i.
§ 73. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Рациональное использование энергетических ресурсов страны имеет огромное народнохозяйственное значение. Автомобильный транспорт потребляет большое количество дефицитного топлива, стоимость которого составляет 10—15% всех затрат на автомобильные перевозки. Поэтому топливная экономичность является важнейшим свойством автомобиля.
Наиболее распространенным параметром, оценивающим совершенство конструкции автомобиля в отношении топливной экономичности, является путевой расход топлива в литрах на 100 км:
Qn= 100GT/yap,’(75)
где GT'— часовой расход топлива, кг/ч; иа -— скорость движения автомобиля, км/ч; р ■— плотность топлива, кг/л.
Учитывая, что часовой GT и удельный эффективный ge расходы топлива связаны зависимостью (27), получим
Qn=gA/(i0pap).
Мощность двигателя выразим через сумму мощностей, необходимых для движения автомобиля с постоянной скоростью; тогда
Qn = [^/(ЗбООг^р)] [ABF (уа/3,6)2 + фСа].
Эта формула показывает, что для улучшения топливной экономичности автомобиля надо повышать экономичность двигателя и исполь
зовать его на оптимальных режимах работы, уменьшать потери на трение в трансмиссии, улучшать обтекаемость автомобиля, снижать вес снаряженного автомобиля и потери на преодоление сопротивления качению.
Рис. 113. Построение экономической характеристики автомобиляРис. 113. Построение экономической характеристики автомобиляЗависимость расхода топлива от скорости движения автомобиля, представленная графически, называется экономической характеристикой автомобиля. Эту характеристику определяют при испытании автомобиля с полной нагрузкой на горизонтальном участке дороги с усовершенствованным покрытием. На стадии проектирования ее строят по результатам стендовых испытаний двигателя.
Рис. 113. Построение экономической характеристики автомобиля
Рис. 113. Построение экономической характеристики автомобиля
Построение экономической характеристики автомобиля показано на рис. 113. Исходными данными являются скоростная характеристика мощности двигателя и кривые зависимости GT = f (и), полученные для ряда одинаковых положений дроссельной заслонки (рейки) и имеющие идентичные шкалы частоты вращения вала двигателя. Графики располагают один под другим. На ось абсцисс строящегося графика зависимости Qn = f fe) наносят шкалу скорости уа, согласованную с лежащими выше шкалами п, при помощи зависимости ya^0,377m/urn.
Затем на верхнем графике строят кривую суммарной мощности сопротивления движению, приведенной к валу двигателя Л7д+в/г]тр. Точки пересечения этой кривой с линиями мощности двигателя определяют значения скоростей движения автомобиля при различных углах Р открытия дроссельной заслонки. Для этого через указанные точки проводят вертикальные прямые до пересечения с осью абсцисс (скорости) нижнего графика.
Значения ординат точек Г ;— 6' пересечения вертикальных линий построения с кривыми среднего графика равны часовому расходу топлива при движении автомобиля с данной скоростью. Подстановкой полученных значений GT и соответствующих им значений уа в формулу (75) получают значения расхода топлива Qn и строят график Qn = = / М-
Из экономической характеристики следует, что при некоторой скорости движения расход топлива Qn достигает наименьшего значения. Для повышения экономичности автомобиля нужно, чтобы его эксплуатационная скорость была близка к экономической скорости у8К.
Раздел четвертый
ТРАНСМИССИЯ АВТОМОБИЛЯ
Глава XVIII
СЦЕПЛЕНИЕ
§ 74. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ СЦЕПЛЕНИЙ
Сцепление является головным узлом трансмиссии (см. рис. 106). Оно размещено между двигателем и коробкой передач и предназначено для кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии и их соединения вновь с необходимой плавностью. Сцепление служит также для предохранения деталей трансмиссии от динамических перегрузок.
Кратковременное отъединение двигателя от трансмиссии необходимо при переключении передач, при торможении автомобиля, а также при пуске двигателя в холодную погоду, чтобы снизить сопротивление проворачиванию коленчатого вала.
Плавное соединение двигателя и трансмиссии необходимо при трогании автомобиля с места, т. е. при разгоне от начальной скорости fa = 0 до скорости уд, соответствующей минимальной устойчивой частоте вращения коленчатого вала (см. рис. 111, а); после переключения передач; при маневрировании автомобиля.
В соответствии с назначением конструкция сцепления отличается тем, что связь между ведущими и ведомыми его частями осуществляется регулируемой силой механического трения (фрикционное сцепление), гидродинамическими силами (гидромуфта) или электромагнитным полем (электромагнитное сцепление). Эти способы связи между ведомыми и ведущими частями сцепления обеспечивают возможность вращения их с различной угловой скоростью (с буксованием), что необходимо для плавного соединения двигателя и трансмиссии, а также ограничивают передаваемый крутящий момент.
Преобладающе распространены фрикционные сцепления, так как они отличаются простотой конструкции, надежностью в работе, малыми размерами и массой.
^§ 75. ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
Фрикционное сцепление (рис. 114) состоит из нескольких групп деталей:
ведущие детали: упорный диск, в качестве которого обычно используют маховик / двигателя, нажимной диск 4 и кожух 13 сцепления;
Рис. 114. Сцепление автомобиля ГАЗ-53А и его привод:
Д — проушины; 1 — маховик; 2 — картер сцепления; 3 — ведомый диск; 4 — нажимной диск; 5 рычаг выключения; 6 — масленка; 7 — регулировочная гайка; 8 — опорная вилка; 9муфта выключения; 10 — ведомый вал сцепления; 11 — вилка выключения; 12 — палец- ограничнтель; 13 — кожух; 14 — нажимная пружина; 15 — регулировочная гайка привода выключения сцепления; 16 — регулировочная тяга; 17 — рычаг привода; 18 — пресс- масленка; 19 — стопорный штифт рычага привода; 20 — кронштейн педалей сцепления и тормоза; 21 — компенсационная шайба; 22 — возвратная пружина; 23 — валик педалей;
24 — стопорный штнфт; 25 — педаль сцепления; 26 — педаль тормоза
ведомые детали: ведомый диск 3 с фрикционными накладками и устройством для гашения крутильных колебаний, ведомый вал 10 сцепления, в качестве которого обычно используется первичный вал коробки передач;
нажимные пружины 14 и детали механизма выключения сцепления: рычаги 5, муфта 9 с упорным подшипником и вилка // выключения сцепления.
Привод сцепления связывает педаль 25 сцепления с вилкой 11 выключения сцепления. При отпущенной педали 25 сцепление включено — нажимной диск 4 под действием пружин 14 прижимает ведомый диск 3 к маховику, вследствие чего крутящий момент двигателя передается к ведомому диску и далее к первичному валу коробки передач.
При нажатии на педаль 25 под действием усилия, приложенного к педали, муфта 9 перемещается вперед, нажимает на внутренние концы рычагов 5 и, преодолевая усилие пружин 14, отводит нажимной диск 4, освобождая ведомый диск 3, — сцепление выключено.
Таким образом, в обычном состоянии сцепление постоянно включено, а передаваемый им крутящий момент ограничивается моментом трения в сцеплении:
Mc = TzRcp = y.QzRcp, (76)
где Т -— окружная сила трения, действующая между одной парой трущихся поверхностей; г-—число пар поверхностей трения; Rcp— плечо силы Т; р, — коэффициент трения; Q — суммарная сила, создаваемая нажимными пружинами. С достаточной точностью можно считать, что Rtp = 0,5 (RH + RB"), где R„ и RB — соответственно наружный и внутренний радиусы кольцевой фрикционной накладки ведомого диска (см. рис. 116); р, = 0,3 ч- 0,35.
Фрикционные сцепления классифицируют в основном по следующим признакам: по числу ведомых дисков, по характеру трения (с сухим трением или работающие в масле), расположению и виду нажимных пружин. На современных автомобилях преимущественно устанавливают одно- или двухдисковые сцепления сухого трения с периферийным расположением цилиндрических пружин или с центрально расположенной диафрагменной пружиной.
Однодисковые сцепления просты по конструкции, отличаются достаточной чистотой выключения, малым моментом инерции ведомых деталей и хорошо отводят тепло. Однако при передаче значительного крутящего момента приходится увеличивать диаметры поверхностей трения или число нажимных пружин, что затрудняет управление сцеп- лением,вызывая необходимость приложения к педали большого усилия для включения сцепления. Поэтому однодисковые сцепления применяют в тех случаях, когда передаваемый момент не превышает 700— 800 Н-м. При больших значениях момента используют двухдисковые сцепления.
Двухдисковые сцепления отличаются от однодисковых наличием двух ведомых дисков и расположенного между ними ведущего диска. В результате возрастает число пар поверхностей трения (z = 4), что, как видно из формулы (76), позволяет увеличить момент трения
Рис. 115. Диафрагменная пружина сцепления и схемы сцепления в различных состояниях:
I — сцепление включено; II — сцепление выключено; 1 — пружина; 2 — опорное кольцо; 3 — заклепка; 4 — кожух сцепления; 5 — фиксатор
или уменьшить диаметральные размеры сцепления либо нажимное усилие.
Особенности сцепления с диафрагменной пружиной обусловлены конструкцией пружины /, которую штампуют из листовой пружинной стали. Она имеет форму усеченного конуса (рис. 115). Пружина установлена между двумя опорными проволочными кольцами 2 и вместе с ними прикреплена к кожуху 4 сцепления ступенчатыми заклепками 3 (рис. 115, /). При сборке сцепления и закреплении кожуха на маховике диафрагменная пружина, перегибаясь вокруг опорного кольца, расположенного со стороны кожуха сцепления, распрямляется и наружным краем оказывает на нажимной диск необходимое давление. у
Сцепление выключают (рис. 115, //) перемещением центральной части пружины в сторону маховика. При этом пружина перегибается вокруг опорного кольца, расположенного со стороны нажимного диска, и наружный край пружины, удаляясь от маховика, увлекает за, собой нажимной диск, освобождая ведомый.
КОНСТРУКЦИЯ И ОСНОВЫ РАСЧЕТА ТИПОВЫХ ЭЛЕМЕНТОВФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ
Ведомый диск. Ведомые диски различных сцеплений в основном устроены одинаково. Наиболее совершенную конструкцию имеет диск сцепления автомобиля «Волга» ГАЗ-24 (рис. 116). К стальному диску 9 приклепаны пластинчатые пружины 3, а к ним заклепками 2 — фрикционные накладки (кольца) 1, Этот комплект деталей установлен на 176
ступице 11 с осевым натягом, создаваемым пружиной 6, и связан со ступицей пружинами 10 гасителя крутильных колебаний.
Пластинчатые пружины, заключенные между двумя фрикционными накладками, имеют волнистую форму, чем повышается плавность включения сцепления.
Фрикционные накладки 1 служат для увеличения трения. Их прессуют из смеси коротких асбестовых волокон, металлического или минерального наполнителя и связующего вещества, в качестве которого обычно применяют синтетические смолы. Каждое кольцо соединено с пластинчатыми пружинами заклепками.
Ступица 11 является базовой деталью, объединяющей все элементы ведомого диска в одно изделие. Она предназначена для соединения ведомого диска с первичным валом коробки передач. Ее изготовляют
Рис. 116. Ведомый диск сцепления автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
/ — фрикционная накладка; 2 — заклепка; 3 — пластинчатаяпружина; 4 — палец; 5 — шайба гасителя крутильных коле-баний; 6 — пружина гасителя; 7 — упор пружины; 8 — теп-лоизолирующая шайба; 9 и 12 — диски; 10 — пружина гаси-теля; 11 — ступица; 13 — балансировочный грузик
из среднеуглеродистой стали; заготовку получают объемной штамповкой. С первичным валом коробки передач ступица соединена эвольвент- ными шлицами.
Применение гасителя крутильных колебаний вызвано тем, что трансмиссия автомобиля является системой, в которой из-за неравномерности вращения коленчатого вала двигателя возникают крутильные колебания. Эти колебания создают дополнительные динамические нагрузки на трансмиссию, достигающие особо опасных значений при резонансе.
Гаситель крутильных колебаний устроен и работает следующим образом. В прямоугольных отверстиях, сделанных в дисках 9 и 12 и во фланце ступицы //, установлены тангенциально расположенные пружины 10. Они называются демпферными пружинами и являются упругим элементом гасителя. Диск 9, зажатый между фланцем ступицы и неподвижной относительно ступицы шайбой 5, образует с этими элементами фрикционную часть гасителя, в которой необходимое постоянное нажимное усилие создается пружиной 6.
При таком устройстве гасителя крутильных колебаний крутящий момент двигателя передается от ведомого диска к его ступице через демпферные пружины. Вследствиё этого, во-первых, изменяется жесткость системы при кручении; во-вторых, в случае возникновения крутильных колебаний диск 9 смещается относительно диска 12 фланца ступицы, причем во фрикционной части гасителя происходит превращение энергии крутильных колебаний в теплоту, рассеиваемую в окружающее пространство.
Расчет ведомого диска — это то, с чего начинается проектирование сцепления. Задача расчета — определить радиусы фрикционных колец, влияющие на размеры других элементов сцепления; необходимое нажимное усилие, от которого зависят число и характеристика нажимных пружин, сила, прикладываемая к педали сцепления, и передаточное число привода управления.
Чтобы сцепление во включенном состоянии не пробуксовывало, максимальный момент трения в нем Л1С должен в р раз превышать максимальный крутящий момент двигателя (где р — коэффициент запаса сцепления). С учетом этого из формулы (76)
Q = 2p^max/[tiz(^H + ^B)]. (77)
Интенсивность износа фрикционных накладок зависит от величины нагрузки на поверхности накладок. Чем она ниже, тем выше износостойкость фрикционных накладок. Поэтому нажимное усилие пружин ограничивается допустимым давлением [<?], т. е.
(MtlMW). (78)
Задаваясь отношением RjRn = (0,55 4- 0,70) и решая совместно уравнения (77) и (78), находят радиусы, а затем суммарную сиду упругости нажимных пружин. При этом принимают для легковых автомобилей р = 1,2 4- 1,75; для грузовых р = 1,5 4- 3,0; [</] = 0,15 4- 4- 0,20 МПа.
Другим параметром, определяющим износостойкость фрикционных накладок и тепловыделение в сцеплении, является удельная работа трения (буксования) Луд. Поэтому после’ нахождения размеров фрикционных накладок проверяют, удовлетворяется ли условие
Цд = L6[F = Лб/[?л № - Я2)] ^ (1,0 - 1,5) 10е Дж/м2,
где L6 — работа буксования сцепления при одном трогании автомобиля с места на первой передаче при ф = 0,1; г— число фрикционных накладок.
Работа буксования
6 2/м(Мс-Мд) + /а(Ме-Метах) >
где Mt — момент трения в сцеплении; /м — момент’ инерции маховика и приведенных к нему деталей двигателя, кг-м2; /а — момент инерции массы та автомобиля, приведенный к ведомому диску сцепления; /а = m/2/(«rnMi)2; юм — угловая скорость маховика, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя; Мд — момент сопротивления дороги, приведенный к ведомому диску сцепления; Мд = Par)(x\TpuroUi).
Шлицевое соединение ведомого диска с первичным валом коробки передач рассчитывают на напряжение смятия:
<Тсм = Mp^zmBhlr^ [осм], (79)
где Мр — расчетный момент; в данном случае принимают Мр = = ^emaxi £шл — число шлицев (зубьев); hn I — высота и длина поверхности контакта зубьев; гср — средний радиус поверхности контакта зубьев; ф — коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по зубьям; ф = 0,7 -ь 0,8; [осм1 — допускаемое напряжение; в данном случае берут [осм1 = 30-5-40 МПа.
Для шлицев эвольвентного профиля h = т, гср = 0,5тгшл; для шлицев прямоугольного профиля h^ 0,5 (О — d), rcp = 0,25 (D + d), где m — модуль зуба; D и d — соответственно наружный и внутренний диаметры соединения.
Кожух сцепления. Его изготовляют холодной штамповкой из листовой стали 08 или стали 10 толщиной 2,5—4 мм. Его формы и размеры зависят от конструкции сцепления; их выявляют при эскизной компоновке всего узла. Кожух прикреплен к маховику шестью-восьмью винтами, его центрируют ими или специальными установочными штифтами.
Нажимной диск. Он, как и MaixoBHK, изготовлен обычно из серого чугуна. Диаметральные размеры диска обусловлены размерами поверхности трения ведомого диска.
Поверхность нажимного диска, обращенную к ведомому диску, обрабатывают до Получения поверхности высокого качества. На противоположной стороне диска в сцеплениях с периферийно расположенными пружинами имеются бобышки для центрирования пружин и выступы — проушины А (см. рис. 114) для крепления рычагов выключения сцепления; в сцеплениях с диафрагменной пружиной — упорный
Рис. 117. Расчетные размеры нажимного диска и рычага выключения:
1 — проушина; 2 — ось; 3 — опорная вилка; 4 — регулировочная гайка; 5 — колпачковая масленка; 6 — передняя крышка коробки передач; 7 — вилка выключения; 8 — муфта выключения сцепления; 9 — упорный шарикоподшипник
кольцевой выступ для пружины и несколько равномерно расположен- ных отверстий для приклепывания к диску фиксаторов 5 (см. рис. 115) пружины.Л
Для передачи части крутящего момента от маховика к нажимному диску его соединяют с маховиком при помощи выступов — проушин 1,'*
плотно входящих в прямоугольные отверстия кожуха (рис. 117); тан- | генциально расположенных упругих пластин, один конец которых я приклепывают к кожуху сцепления, а другой прикрепляют винтом I к нажимному диску (автомобиль ЗИЛ-130); шипов, равномерно распо-/ I ложенных по окружности нажимного диска и входящих в пазы махо- | вика (автомобиль МАЗ-500).i
Нажимной диск является также «тепловой губкой», воспринимаю- | щей, а затем рассеивающей тепло, выделяющееся при буксовании сцеп- | ления. Поэтому его делают массивным, в результате чего достигаются В 1801
одновременно необходимые жесткость и прочность диска. Массу тд диска определяют при расчете сцепления на нагревание при трогании автомобиля с места. Условие, обеспечивающее нормальный ■ тепловой режим сцепления:
/ид 5= ЧьЦКДк),
где Tl — коэффициент, учитывающий, какая часть работы буксования L6 воспринимается рассчитываемой деталью (для нажимного диска однодискового сцепления yt = 0,5; в двухдисковом сцеплении для среднего диска уд = 0,5, для нажимного уд = 0,25); Ы — увеличение температуры диска при одном трогании автомобиля с места, которое не должно быть больше 15 К; с — удельная теплоемкость; для чугуна с = 482 Дж/(кг-К).
Выступы и шипы, соединяющие нажимной диск с маховиком, рассчитывают на смятие. Условие работоспособности поверхности, подвергаемой смятию,
<TCM = yMMc/(7?zF) - 10 4- 15 МПа,
где ум — коэффициент, определяющий долю момента, передаваемого рассматриваемым диском (ум = уд); R — расстояние от центра тяжести площади контакта сминаемых поверхностей до оси сцепления (см. рис. 117); z — число выступов или шипов; F — площадь контакта, выделенная вертикальной штриховкой.
Рычаги выключения сцепления. Они соединены с нажимным диском и кожухом шарнирно при помощи осей 2 (см. рис. 117) с игольчатыми подшипникамц. Опорные вилки 3 рычагов подвешены к кожуху посредством сферических регулировочных гаек 4, обеспечивающих самоустановку рычагов и возможность регулировки их положения. Регулировкой рычагов добиваются, чтобы вершины выступов их внутренних концов лежали в одной плоскости, параллельной рабочей поверхности нажимного диска.
Рычаги выключения, их оси и опорные вилки обычно изготовляют из мало- или среднеуглеродистых сталей и подвергают цианированию для придания рабочим поверхностям высокой твердости (HRC 56—62). Заготовки рычага и опорной вилки получают объемной штамповкой.
Сила N, действующая на внутренний конец рычага выключения, вызывает в рычаге напряжение от изгиба. Условие прочности рычага
<Т„ = Nl/wa = (Qmax/Zp) Ше) (l/WK) ^ 300 4- 400 МПа,
где I — расстояние от точки приложения силы N до опасного сечения; Wu — момент сопротивления изгибу опасного сечения; Qmax — суммарная сила упругости нажимных пружин при выключенном сцеплении; f и е — плечи рычага; zp — число рычагов; zp = 3 4- 4.
Муфта и вилка выключения сцепления. Муфта 8 (см. рис. 117) выключений сцепления изготовлена из серого чугуна и свободно посажена на удлиненную часть передней крышки 6 коробки передан. На боковой поверхности муфты имеются два прилива для упора вилки 7 выключения, а спереди на проточке установлен упорный шарикопод-
шипник 9, служащий для уменьшения трения между рычагами и муфтой.
Подшипник и место сопряжения муфты с передней крышкой коробки передач смазывают консистентной смазкой, которую подводят к муфте по гибкому шлангу из колпачковой масленки 5, установленной на картере сцепления. В некоторых конструкциях сцеплений применяют подшипники закрытого типа, в которые смазку закладывают только при сборке на заводе.
Вилку выключения сцепления для легковых и грузовых автомобилей малой грузоподъемности изготовляют холодной штамповкой из листовой стали и прикрепляют к картеру маховика при помощи шаровой опоры (см. рис. 114).
Для грузовых автомобилей большой (а иногда и средней) грузоподъемности (автомобили МАЗ-500, ЗИЛ-130) применяют вилки выключения сцепления, изготовленные методом объемной штамповки. В этом случае вилку насаживают на вал или отковывают как одно целое с валом, который устанавливают на бронзовых втулках, запрессованных в соосно расположенные отверстия в приливех картера сцепления. На выходной конец вала надевают рычаг, Являющийся деталью привода сцепления. Подшипники вала смазывают консистентной смазкой.
Цилиндрические нажимные пружины. Они расположены между кожухом сцепления и нажимным диском, равномерно распределенными по периферии диска группами. Для правильной установки пружины на кожухе предусматривают цилиндрические отбортовки, а на нажимном диске — бобышки, входящие внутрь пружины. Под пружины со стороны нажимного диска подкладывают теплоизолирующие шайбы'
Число пружин z„ выбирают таким, чтобы нажимное усилие, приходящееся на одну пружину Р = Q/z„, для автомобилей средней и малой грузоподъемности составляло 600—700 Н и большой грузоподъемности — до 1000 Н.
Расчет пружины выполняют для определения ее размеров, обеспечивающих необходимую характеристику1 пружины (рис. 118). Нажимное усилие Р, создаваемое одной пружиной, является следствием ее деформации на величину / при установке на место. При выключении сцепления деформация пружины увеличивается на величину хода s нажимного диска, в результате чего сила упругости возрастает до значения Ртах, которое и является расчетной нагрузкой на пружину.
Обычно принимают Ртах = 1,2Р (в МН) и из условия прочности проволоки находят диаметр 6 пружины, а затем средний диаметр D витка по формулам
6 = ]/8ЛпахС/(л [тк]); D = c6,
где с — индекс пружины; с = D/8 = 6 -ь 9; [тк] — допускаемое напряжение при кручении проволоки; [тк1 = 500 -ь-700 МПа.
„Число рабочих витков ip пружины и ее деформации связаны зависимостями
/max = / + s = 8ipD3Pmax/(64G);
/ = 8ipD3P/(64G).
Рис. 118. Нажимная пружина и ее характеристика
Вычитая почленно из первого уравнения второе и решив полученное выражение относительно ip, имеем
ip = 64js/V8D3(Pmax-P^, где G— модуль упругости'второго рода; для стальной проволоки (сталь 65 или 65Г) G = (8,0 4- 8,3) 104 МПа.
Длина пружины в свободном состоянии
/о =/max + l'0S + (1"о — 1) ^в»
где i0 — полное число витков; i0 = ip + 2; Ав — зазор между витками при выключенном сцеплении; принимают Ав = (0,5 4- 1,5) 10-3 м.
ПРИВОДЫ СЦЕПЛЕНИЯ1
Приводы сцепления бывают двух типов: механические и гидравлические. Для грузовых автомобилей большой грузоподъемности применяют приводы с усилителем, облегчающим работу водителя.
Механический привод (см. рис. 114) состоит, кроме педали 25, из системы рычагов и тяг. В нем предусмотрена возможность при эксплуатации регулировки зазора А между рычагами и муфтой выключения, гарантирующего полноту включения сцепления. Величину этого зазора контролируют косвенно, измеряя свободный ход педали. Если нужно, его восстанавливают изменением рабочей длины тяги 16 при помощи регулировочной гайки 15.
Гидравлический привод (рис. 119), помимо педали, имеет главный 3 и рабочий 6 цилиндры, соединенные трубопроводом 5. Система заполнена рабочей жидкостью, запас которой содержится в бачке главного цилиндра.
При нажатии на педаль / сцепления толкатель 2 главного цилиндра перемещает поршень 4 вперед. При этом поршень перекрывает компенсационное отверстие Д, сообщающее рабочую полость цилиндра с бач-
ком, и вытесняет жидкость из главного цилиндра в рабочий. Под давлением жидкости поршень 7 рабочего цилиндра перемещается назад, и толкатель 8 отводит вилку 9, в результате чего сцепление выключается.
Когда педаль отпускают, отжимные пружины и пружина поршня главного цилиндра возвращают все детали привода в исходное положение, а жидкость вытесняется из рабочего цилиндра в главный.
Зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления регулируют изменением длины толкателя рабочего цилиндра, который для этого изготовляют из двух частей — головки и ввернутого в нее штока.
Основными преимуществами гидравлического привода являются более высокий, чем у механического привода, КПД; простота осуществления дистанционного управления; возможность применения под-
Рис. 119. Гидравлический привод сцепления автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
А — компенсационное отверстие; Б — перепускное отверстие; 1 — педаль сцепления; 2 — толкатель главного цилиндра; 3 — главный цилиндр; 4 — поршень главного цилиндра; 5 — трубопровод; 6 — рабочий цилиндр; 7 — поршень рабочего цилиндра; S — толкатель рабочего цилиндра; 9 — вилка выключения сцепления
Рис. 120. Схема приводаРис. 120. Схема приводамеханизма выключения сцепления:механизма выключения сцепления:а — механического; б — гидравлическогоа — механического; б — гидравлического
Рис. 120. Схема привода
Рис. 120. Схема привода
механизма выключения сцепления:
механизма выключения сцепления:
а — механического; б — гидравлического
а — механического; б — гидравлического
весной конструкции педали, что полнее отвечает требованиям эргономики и позволяет улучшить герметичность кузова.
Расчет привода производят для определения его передаточного числа, которое должно быть таким, чтобы обеспечивались удобство и легкость управления. В выполненных конструкциях оно равно 24—45. Согласно схемам (рис. 120) передаточные числа механического и гидравлического приводов соответственно равны
i'™ = (а/Ь) (c/d) Ш;
irn = (Q/b) (c/d) (e/h Wd^.
Для удобства управления сцеплением необходимо, чтобы при проектировании механического привода были удовлетворены условия
Sn = stMn + AS = siMn 4- A (a/b) (c/d) < 150 н- 180 мм;
гидравлического
S„ = sirn + AS = sirn + A (d^/d^) (a/b) (c/d) ^ 150 ч- 180 мм, где Sn — полный ход педали; s — ход нажимного диска; AS — свободный ход педали; в выполненных конструкциях AS = 35 -4- 60 мм; А — зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления; А = = 2-^-4 мм.
Для достижения легкости управления должно выполняться условие
Q =-PmaxZH/(incT]nc) 200 Н,
где Q — усилие на педали; Ртах — сила упругости нажимной пружины при выключенном сцеплении; tnc — передаточное число привода; ■цпс — КПД привода; принимают т]мп = 0,7 4- 0,8; г]гп = 0,8 4- 0,9.
Привод с усилителем применяют в тех случаях, когда работа W, совершаемая при выключении сцепления, превышает 30 Дж. Усилие на педали в этом случае ограничивают до 100—150 Н.
Работу W определяют по формуле
^ = [(/’ + Pmax)Zn/(2Tlnc)]s,
где (Р + ^max)/2 — средняя сила упругости нажимной пружины в процессе выключения сцепления.
На рис. 121 изображена схема пневматического усилителя привода сцепления автомобиля МАЗ-500. Усилитель состоит из двух частей — силового цилиндра и клапана. Клапан, основными деталями которого являются корпус 5, пластинчатый затвор 4 и полый шток 3, закреплен на штоке 8 силового цилиндра, соединенном с тягой 12 выключения сцепления. С этой же тягой соединена педаль 1 сцепления. Узел 11 связи педали с тягой 12 допускает свободное перемещение нижнего конца педали относительно тяги на величину А. Это необходимо для управления клапаном при помощи тяги 10 и рычага 9, связывающих шток 3 клапана с педалью сцепления.
Когда педаль сцепления отпущена (рис. 121, а), все детали привода и усилителя под действием возвратной пружины 2 занимают исходное положение, при котором сцепление включено, а рабочая полость силового цилиндра через шланг 6 и полый шток клапана сообщается с'ат- мосферой.
При нажатии на педаль нижний конец педали смещается на величину А относительно тяги 12, и рычаг 9 поворачивается против часовой стрелки, перемещая влево шток 3. Он, упираясь в пластинчатый затвор 4 клапана, сначала прекращает связь силового цилиндра с атмосферой, а затем отодвигает затвор клапана влево, открывая доступ сжатому воздуху из ресивера через полости А и Б клапана и шланг 6 в силовой цилиндр. В результате этого на шток 8 действует сила Р^, которая передается на тягу 12, облегчая выключение сцепления.
Зазор А, предусмотренный в узле И, не только позволяет включать и выключать усилитель, но и обеспечивает его следящее действие. Оно заключается в следующем. Если под давлением воздуха шток 8 силового цилиндра будет перемещаться быстрее, чем нижний конец педали, то рычаг 9 повернется по часовой стрелке, полый шток 3
Рис. 121. Схема пневмоусилителя привода сцепления:Рис. 121. Схема пневмоусилителя привода сцепления:
Рис. 121. Схема пневмоусилителя привода сцепления:
Рис. 121. Схема пневмоусилителя привода сцепления:
а — при отпущенной педали сцепления; б — при нажатии на педаль сцепления; / —педаль сцепления; 2 — возвратная пружина; 3 — полый шток клапана; 4 — пла-стинчатый затвор клапана; 5 — корпус клапана; 6 — шланг; 7 — силовой цилиндр;8 — шток; 9 — рычаг; 10 — тяга; // — .узел связи педали с тягой выключения сцеп-ления; 12 — тяга выключения сцепления
и пластинчатый клапан отойдут совместно вправо, заняв положение, при котором полости А и Б разобщены, а торцовое отверстие в штоке 3 еще не закрыто. В этом состоянии клапана движение штока 8 прекращается и возобновляется, когда нижний конец педали достигнет тяги 12,
Глава XIX
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
Коробка передач служит для изменения соотношения между частотами вращения вала двигателя и ведущих колес с целью достижения необходимого соответствия между работой двигателя и автомобиля в целом. При ее помощи также изменяют направление вращения колес для движения задним ходом и на длительное время разъединяют трансмиссию и двигатель при его пуске, на стоянке или при движении автомобиля по инерции (накатом).
Автомобильные коробки передач разделяют на механические, ступенчато изменяющие передаточное число трансмиссии, и гидромеханические, которые позволяют в определенных интервалах непрерывно, т, е. бесступенчато, изменять передаточное число.
ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО И РАБОТАМЕХАНИЧЕСКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Механические коробки передач имеют высокий КПД (0,96—0,98), малые массу и размеры, надежны в работе, отличаются простым обслуживанием и невысокой стоимостью изготовления. Благодаря этим качествам они широко распространены на автомобилях различных типов, классов и назначений. Эти коробки передач можно классифицировать по нескольким признакам, основными из которых являются число ступеней переднего хода и способ переключения передач. По первому признаку различают трех-, четырех-, пятиступенчатые и многоступенчатые коробки передач; по второму признаку — с переключением при помощи подвижных зубчатых колес (кареток), непосредственно вводимых в зацепление; при помощи зубчатых муфт; с предварительным выравниванием (синхронизацией) угловых скоростей соединяемых элементов.
На рис. 122 изображена четырехступенчатая коробка передач автомобиля ГАЗ-53А. Ее основными частями являются корпус (картер) 18; крышка 26 с механизмом управления; три вала: первичный (ведущий) 23, вторичный (ведомый) 10 и промежуточный 20; комплект зубчатых колес; зубчатая муфта с синхронизатором 21 и блок зубчатых колес (каретка) заднего хода с венцами 14 и 15.
На переднем конце первичного вала имеются шлицы для соединения вала с ведомым диском сцепления, а на заднем конце — шестерня 24, находящаяся в постоянном зацеплении с колесом 19 привода промежуточного вала. Эта зубчатая пара с передаточным отношением “ппв = г1э/г24 (где г — числа зубьев) образует привод промежуточного
вала. Он позволяет передавать крутящий момент двигателя через сцепление к шестерням 17, 16 и 12, жестко связанным с промежуточным вало^л.
Вторичный вал расположен соосно с первичным валом, но жестко с ним не связан, и может вращаться с угловой скоростью, отличной от угловой скорости первичного вала. На вторичном валу установлены три колеса. При этом колеса 4 и 5 сидят свободно и находятся в постоянном зацеплении соответственно с шестернями 17 и 16 промежуточного вала, а третье колесо связано с валом шлицами и является кареткой 6, которая может перемещаться вдоль вала в обе стороны от нейтрального положения (показанного на рис. 122). Получение того или иного передаточного числа (передачи) достигается следующим образом,
Рис. 122. Коробка передач автомобиля ГАЗ-53А:
/ — рычаг управления коробкой; 2 — пружина; 3 — вилка с переводной головкой; 4 — колесо третьей передачи; 5 — колесо второй передачи; 6 — каретка первой передачи; 7 и 8 -— вилки; 9 — задний подшипник вторичного вала; 10 — вторичный вал; 11 — гайка; 12 — шестерня первой передачи; 13 — ось каретки заднего хода; 14 и 15 — зубчатые венцы блока колес заднего хода; 16 — шестерня второй передачи; 17 — шестерня третьей передачи; 18 — картер; 19 — колесо привода промежуточного вала; 20 — промежуточный вал; 21 — зубчатая муфта с синхронизатором; 22 — задний подшипник первичного вала; 23 — первичный вал; 24 — шестерня привода промежуточного вала; 25 — шарик фиксатора; 26 — верхняя крышка коробки передач; 27 — колпак шаровой опоры рычага; 28 — переводная головка;
29 — шток; 30 — плунжер; 31 — штифт; 32 — пружина предохранителя
Первую передачу получают при перемещении каретки 6 вправо и вводе ее в зацепление с шестерней 12; При этом вал 10 соединяется с валом 23 через две пары зубчатых колес и вращается в одном направлении с первичным валом, но с угловой скоростью в w4 раз меньшей, где
wi = (г19/г24) (гв/г12),
здесь цифры в индексах — номера позиций зубчатых колес на рис. 122.
Вторая передача включается при перемещении каретки 6 влево. При этом она шлицевым "отверстием в ступице надевается на боковой зубчатый венец, предусмотренный на правой стороне колеса 5, образуя зубчатую муфту, соединяющую колесо 5 со вторичным валом. В результате вторичный вал начинает вращаться в «и раз медленнее первичного вала, где
Цц=(г19/г24)(г5/г16).
Третья передача включается аналогично второй, но при помощи зубчатой муфты 21 с синхронизатором. Передаточное число на этой передаче
Четвертую передачу получают при соединении первичного и вторичного валов при помощи зубчатой муфты с синхронизатором. При этом промежуточный вал в передаче крутящего момента не участвует и вращается вхолостую, а передаточное число wtv = 1.
Задний ход включается при перемещении блока зубчатых колес заднего хода влево. При этом больший венец входит в зацепление с шестерней 12, а меньший — с кареткой 6, что и приводит к изменению направления вращения вторичного вала. На рис. 122 ось каретки заднего хода условно совмещена с плоскостью рисунка.
Переключение передач при помощи кареток является наиболее простым способом, но оно имеет существенные недостатки. Торцы зубьев колес, вводимых в зацепление этим способом, подвергаются интенсивному разрушению. Для включения или выключения передачи необходимо перемещать каретку более чем на ширину ее зубчатого венца, что приводит к увеличению длины коробки передач. При применении кареток исключается возможность использования зубчатых колес с косыми зубьями, которые при равных с зубчатыми колесами с прямыми зубьями размерах и условиях работы имеют большую долговечность и создают значительно меньший шум во время работы передач. По этим причинам в современных коробках передач переключение каретками, а следовательно, и прямозубые колеса применяют только для получения редко используемых и включаемых при неподвижном автомобиле передачах (первой и заднего хода).
Все механизмы коробки передач размещены в закрытом картере 18 и смазываются залитым в него трансмиссионным маслом (ТАп-15 летом и ТАп-10 зимой). Обычно смазку осуществляют окунанием деталей и разбрызгиванием. В многоступенчатых коробках передач применяют комбинированный способ смазки: венцы зубчатых колес
смазывают окунанием; подшипники колес, свободно вращающихся на вторичном валу, под давлением маслом, поступающим от масляного насоса, предусмотренного в коробке передач; прочие детали — разбрызгиванием.
Для предотвращения утечки масла и попадания внутрь картера грязи и влаги на выходном конце вторичного вала устанавливают манжетное уплотнение и на первичном валу делают маслосгонную канавку или монтируют манжетное уплотнение. С той же целью осуществляют вентиляцию картера через сапун, расположенный в верхней части коробки передач и служащий для поддержания в картере постоянного атмосферного давления.
Коробку передач крепят к картеру сцепления. Соосность первичного вала коробки передач с коленчатым валом обеспечивается центрированием картеров. С этой целью используют фланец передней крышки коробки передач и отверстие диаметром Окп в картере сцепления (см. рис. 114), которое растачивают совместно с опорами коленчатого вала.
ЗУБЧАТЫЕ МУФТЫ С СИНХРОНИЗАТОРАМИ
Хотя при переключении передач сцепление выключают, тем не менее в этом случае первичный вал вращается по инерции, а вторичный — потому, что постоянно связан с ведущими колесами автомобиля. Вследствие эт&го затрудняется включение передачи, оно сопровождается шумом и износом зубьев соединяемых деталей. Для легкого и безударного включения передачи применяют зубчатые муфты с синхронизатором, который позволяет включить передачу только после того, как выравняются угловые скорости соединяемых частей муфты.
На рис. 123 изображена зубчатая муфта с синхронизатором коробки передач автомобиля ГАЗ-53А. На вторичном валу имеется ступица 12, которая соединена с валом шлицами и зафиксирована на нем распорной втулкой 7 и стопорной гайкой 3. На наружной поверхности ступицы нарезаны зубья и сделаны три равномерно расположенных паза 13. По этим зубьям, постоянно находясь в зацеплении с ними, скользит во время переключения передач муфта 5. Ее перемещает вилка 4, лапки которой входят в кольцевую канавку на наружной поверхности муфты.
В пазах 13 ступицы помещены три сухаря 10. Две кольцевые пружины И прижимают их к муфте. При нейтральном положении муфты выступы сухарей входят в кольцевую канавку полукруглого сечения, выполненную посередине внутренней поверхности муфты. Канавкой и выступами фиксируется соединение сухарей с муфтой.
С обеих сторон ступицы 12 расположены изготовленные из бронзы блокирующие кольца 9. Отверстие в кольце коническое; на внешней поверхности кольца имеется зубчатый венец, аналогичный венцу ступицы, а на торце — три паза, в которые входят концы сухарей 10. В отличие от ступицы на концах зубьев блокирующих колец, обращенных к муфте, сделаны скосы, а ширина пазов больше ширины сухаря 190
на половину шага зубчатого венца. На первичном валу и колесе 6 третьей передачи предусмотрены боковые зубчатые венцы 2 и конические выступы, аналогичные венцу и коническому отверстию у блокирующего кольца.
Работу синхронизатора рассмотрим, например, при включении прямой передачи (рис. 124). При нейтральном положении муфты, которое является промежуточным при переходе с третьей передачи на прямую (рис. 124,а), блокирующее кольцо 2 свободно сидит на коническом выступе первичного вала и, увлекаемое сухарем 3, вращается с угловой скоростью ®3 = (щ/ищ вторичного вала, где сох — угловая скорость первичного вала непосредственно перед переключением передач, a uni — передаточное число предыдущей (третьей) передачи.
При перемещении муфты влево сухари, связанные с ней средними выступами, прижимают блокирующее кольцо к конусу первичного вала (рис. 124,6), вследствие чего происходит торможение этого вала (ведь coj > ®3) и возникает инерционный момент М~ равный моменту трения Мс между коническими (синхронизирующими) поверхностями:
M„ = /x8x = A4c = |iAfrc = |iPrc/siny, (80)
где 1Y — момент инерции первичного вала с ведомым диском сцепления; ех — угловое замедление этого вала; Р — осевая сила, приложенная к блокирующему кольцу; у — половина угла при вершине конуса
Рис. 123. Зубчатая муфта с синхронизатором коробки передач автомобиля ГАЗ-53А:
а — общий вид; б — детали; / — ше- стерня привода промежуточного вала; 2 — боковой зубчатый венец первичного вала; 3 — стопорная гайка; 4 — вилка; 5 — муфта; 6 — колесо третьей передачи; 7 — распорная втулка; 8 — вторичный вал; 9 — блокирующее кольцо; 10 — сухарь; // — кольцевая пружина; 12 — ступица; 13 — продольные пазы в ступице
Рис. 124. Схемы работы синхронизатора автомобиля ГАЗ-53А и сил, действующих в синхронизаторе:Рис. 124. Схемы работы синхронизатора автомобиля ГАЗ-53А и сил, действующих в синхронизаторе:
Рис. 124. Схемы работы синхронизатора автомобиля ГАЗ-53А и сил, действующих в синхронизаторе:
Рис. 124. Схемы работы синхронизатора автомобиля ГАЗ-53А и сил, действующих в синхронизаторе:
а — нейтральное положение; б — начало включения; в — конец включения; г — схема сил, действующих в сиихро- иизаторе; 1 — боковой зубчатый веиец первичного вала; 2 — блокирующее кольцо; 3 — сухарь; 4 — зуб муфты
синхронизирующей поверхности; р — коэффициент трения между ; кольцом и первичным валом; гс — средний радиус трения.
Под действием момента Л4Н блокирующее кольцо поворачивается . относительно муфты на величину зазора 6 и удерживается в таком ; положении.,Вследствие этого, а также соответствующего расположения j зубьев и трех пазов зубья блокирующего кольца оказываются против ’ зубьев 4 муфты и препятствуют дальнейшему ее продвижению. ) . При взаимодействии муфты с блокирующим кольцом, которое < происходит скосами зубьев — блокирующими поверхностями, возникает тангенциальная сила Т = Р ctgP (рис. 124,г). Момент этой силы
M6 = Tr6 = Pr6ctg£,(81) :
где гб — средний радиус блокирующих поверхностей.1
Момент М6 противодействует инерционному моменту МИ и стремится •
повернуть блокирующее кольцо в нейтральное положение. Чтобы этого не произошло до выравнивания угловых скоростей, необходимо соблюдать условие: Л4И>Л46. С учетом данного условия и выражений (80) . и (81) необходимый угол скоса зубьев
P>arctg[r6siny/(rcp)].(82)
Для пары трения бронза — сталь рекомендуется принимать р = =0,054-0,10; у = 74-12°.
После выравнивания угловых скоростей первичного и вторичного валов момент МИ исчезает, в результате чего блокирующее кольцо возвращается в нейтральное положение (рис. 124,в), и муфта, продвигаясь дальше, входит в зацепление с боковым зубчатым венцом первичного вала, т, е, включается передача, 192
При расчете синхронизатора решают задачи: а) взаимной увязки параметров синхронизирующей поверхности и блокирующих элементов, 'для того чтобы нельзя было включить передачу до синхронизации; б) обеспечения необходимой износостойкости синхронизирующих поверхностей .
Первая задача решается с помощью выражения (82). Простейшим способом решения второй задачи является ограничение давления на синхронизирующие поверхности. Сопряженные размеры конических поверхностей должны быть такими, чтобы удовлетворялось условие
p = N(FРl^rj. sin у) 1,0-ь 1,5 МПа,
где р — давление на синхронизирующих поверхностях; N — сила давления на синхронизирующую поверхность; F — площадь контакта синхронизирующих поверхностей; Р — осевая сила, приложенная к блокирующему кольцу; Р = Рр„к iMn; Ррук — усилие, прикладываемое к рычагу управления коробкой передач; Ррук = 50-ь -И00 Н; гмп — передаточное число механизма управления; tMn = = (4-$-9); гс и I—соответственно средний радиус и контактная ширина синхронизирующей поверхности.
МЕХАНИЗМ УПРАВЛЕНИЯ КОРОБКОЙ ПЕРЕДАЧ
Механизм управления расположен обычно в верхней крышке коробки передач. Он состоит из рычага, штоков с переводными головками и вилками, фиксаторов, замка и предохранителя (см. рис. 122).
Рычаг, штоки и вилки служат для перемещения кареток и муфт. Рычаг / служит для управления коробкой передач. Его шаровая опора расположена в штампованном колпаке 27 и удерживается в нем конической пружиной 2.
Нижний конец рычага входит в пазы переводных головок 28 штоков (ползунов) 29, на которых установлены также вилки 3, 7 и 8, охватывающие передвигаемые при переключении передач каретки и детали зубчатых муфт. В нейтральном положении нижний конец рычага находится в переводной головке среднего (третьей и четвертой передач) штока. Для включения какой-либо передачи необходимо отклонением рычага в поперечной плоскости ввести его нижний конец в переводную головку соответствующего штока, а затем отклонением рычага вперед или назад переместить шток с вилкой в нужное положение.
Фиксаторы служат для точной установки и стопорения штоков в положениях, соответствующих включенной передаче или нейтральному. Они состоят из шариков 25, входящих в углубления штоков, и пружин, прижимающих шарики.
Замок предотвращает одновременное включение двух передач. Между штоками в поперечном канале верхней крышки коробки передач размещены два плунжера 30, а в соосном с каналом отверстии среднего штока — штифт31. Против плунжеров на штоках сделаны углубления. При перемещении среднего штока плунжеры вталкиваются им в -углубления двух других штоков и запирают их в нейтральном положении. Если же перемещается один из крайних штоков, например ле-
1931937 Гаспарянц Г. А.
193
193
вый, то примыкающий к нему плунжер входит в левое углубление i среднего штока и смещает штифт 31, в результате чего второй плунжер ' входит в углубление правого штока. Таким образом, средний и правый штоки оказываются запертыми в нейтральном положении.
Предохранитель устраняет случайное включение заднего хода ; во время движения автомобиля. Его действие основано на том, что ' для ввода рычага управления коробкой передач в переводную головку ' штока включения заднего хода нужно дополнительно преодолеть со- ; противление пружины 32.
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ И ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА ГЛАВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧi
Картер. Картер коробки передач, как и любого другого узла ; автомобиля, является базовой деталью механизма. Он обеспечивает J правильное расположение и надежное предохранение деталей, воз- j можность их смазки окунанием и разбрызгиванием, воспринимает силы, I возникающие в зубчатых передачах, и позволяет компоновать узел 1 в виде самостоятельного изделия.,|
Картеры коробок передач легковых автомобилей отливают из алю- J миниевых или магниевых сплавов, а грузовых — из серого чугуна, I при этом толщина стенки равна 5—7 мм. Переднюю и заднюю стенки Я в местах расположения подшипников (иногда целиком) делают утол- Я щенными, соответствующими по размерам ширине подшипников, ia Для сборки и разборки коробки передач, установки механизмов управ- I ления и отбора мощности в картере предусмотрены люки, закрываемые ? крышками, а для заправки и слива масла — отверстия, закрываемые 1 резьбовыми пробками.i
Основным критерием работоспособности картера является жест- ; кость, влияющая на условия работы подшипников и зубчатых колес. - Для ее увеличения применяют окантовку люков и ребра жесткости,. ) располагаемые соответственно характеру усилий, деформирующих ] картер.j
Зубчатые колеса и зубчатые муфты. Зубчатые колеса и зубчатые I муфты являются наиболее ответственными и нагруженными деталями 1 коробки передач, имеющими одинаковый основной конструктивный Я элемент — зубчатый венец. Работоспособность венца обеспечивается: 1 во-первых, высокой твердостью поверхностного слоя, необходимой для ! увеличения сопротивления смятию и для предотвращения усталостного ) выкрашивания рабочих поверхностей зуба; во-вторых, прочностью на 1 изгиб зубьев при одновременной высокой вязкости их сердцевины для 1 противостояния ударным нагрузкам.я
Высокие механические свойства зубчатого венца и их диффереи- | циация достигаются изготовлением зубчатых колес из легированных я сталей, подвергаемых соответствующей химико-термической обработке: Я цементации или цианированию с последующей закалкой и отпуском. Я Для цементуемых колес применяют стали 12ХНЗА, 18ХГТ и ЗОХГТ, 1 для цианируемых — 35Х, 40Х и 40ХНМА. Заготовки получают объем- j ной штамповкой,1
194I
Расчет зубчатых колес, цель которого — определение параметров зубчатого венца, является сложной задачей и может быть произведен несколькими способами. Рассмотрим упрощенный вариант одного из них.
На основании результатов тягового расчета автомобиля и анализа конструкций коробок передач автомобилей-аналогов разрабатывают кинематическую схему проектируемой коробки передач и определяют предварительные значения основных параметров: передаточное число каждой пары зубчатых колес, межосевое расстояние а^, модуль зацепления, рабочую ширину и диаметры зубчатых венцов.
Передаточное число и^Пв принимают равным (0,4—0,6) ui для легковых автомобилей и (0,25—0,40) и\ для грузовых. Затем находят передаточные числа зубчатых пар соответственно первой, второй, третьей и т. д. передач:
Ц1 == Ц]/Цппв1 ^2 " ^н/^ппв1 Из^Иш/Ипив И Т. Д.
Межосевое расстояние обусловливает контактную прочность рабочей поверхности зубьев. Его предварительное значение (в м) определяют по эмпирической формуле
(4 = СУЙе max >
где С — коэффициент, равный для легковых автомобилей 0,013— 0,016; грузовых 0,017—0,019; для автомобилей с дизелями 0,020—0,021.
Модуль зацепления определяет прочность зубьев на изгиб, поэтому различно нагруженные пары колес должны иметь различный модуль. Однако для сокращения номенклатуры зуборезного инструмента в коробках передач применяют только два значения модуля: одно для прямозубых (первой передачи и заднего хода) и другое для всех зубчатых колес с косым зубом.
Модуль зубчатых колес с прямым зубом вычисляют по эмпирической зависимости т = (0,032-7-0,040) а'т и округляют до ближайшего значения, предусмотренного ГОСТ 9563—60. В качестве нормального модуля тп косозубых колес, отличающихся большей прочностью зуба и менее нагруженных, выбирают по тому же ГОСТу соседнее меньшее значение.
Далее для каждой пары колес определяют числа зубьев, действительные значения передаточного числа и и межосевого расстояния. В табл. 6 необходимые для этого формулы приведены в той последовательности, в которой ведется расчет.
В табл. 6 угол р — делительный угол наклона зуба. Его рекомендуют принимать в пределах 20—35° для коробок передач легковых автомобилей и 20—30° для грузовых. С целью максимальной унификации производственной оснастки задают одно значение этого угла для всех зубчатых колес. Для зубчатых колес с прямыми зубьями р = 0; тп = т. В табл. 6 записывают округленные до целого чйсла значения z^, z^ и г2, скорректированные таким образом, чтобы действительные числа зубьев zv + z^ отличались между собой не более чем на один-два зуба. При этом условии возможно приведение всех пар к одному межосевому расстоянию.
7»7»195
7»
7»
6. Некоторые параметры зубчатых пар коробки передач
Номер по пор.
Вычисляемая величина и расчетная формула
Значения делични для пар зубчатых колес
привода промежуточного вала
первой передачи
второй передачи
последующей передачи
1
Суммарное число зубьев zS=(2a»/"1n)cosP
2
Число зубьев шестерни 1 г^г^Ды'-Н)
3
Число зубьев колеса г2 = гХ — г1
4
Действительное передаточное число
“ = Z2/Z1
5
Действительное делительное межосевое расстояние
a = [(z1 + z2)/(2cosp)]m„
Здесь и ниже индекс 1 относится к шестерне, индекс 2 — к колесу.
Делительные межосевые расстояния а различных пар обусловлены конкретными значениями чисел зубьев, модуля и угла Р и поэтому могут оказаться различными. Тогда необходимо их привести к единому расстоянию ат между осями валов коробки передач, которое принимают равным наибольшему из значений а, имеющихся в табл. 6. ■
Если за единое принимают значение а, относящееся к прямозубой паре, а суммарные числа зубьев косозубых пар одинаковы, то для . приведения этих пар к общему межосевому расстоянию аи, изменяют принятое ранее значение угла Р так, чтобы оно отвечало условию
cos 0 = [fo + г^М т„.
В остальных случаях приведение к общему межосевому расстоянию осуществляют корригированием зацепления.
Корригирование зубчатых зацеплений — это средство достижения необходимых геометрических параметров и качественных показателей передачи и зацепления путем очерчивания рабочего профиля зубьев различными участками эвольвенты одной и той же основной окружности. Для изготовления корригированных зубчатых колес не требуется особой технологической оснастки. В отличие от некорригиро- ванных зубчатых колес заготовки корригированных зубчатых колес
Рис. 125. Схема зубонарезания с положительным смещением инструмента: г^, и г^ — радиусы соответственно начальной н основной окружностей; a — угол зацепленияРис. 125. Схема зубонарезания с положительным смещением инструмента: г^, и г^ — радиусы соответственно начальной н основной окружностей; a — угол зацепленияимеют измененный диаметр, а при их изготовлении инструмент устанавливают с некоторым смещением в радиальном направлении.
Рис. 125. Схема зубонарезания с положительным смещением инструмента: г^, и г^ — радиусы соответственно начальной н основной окружностей; a — угол зацепления
Рис. 125. Схема зубонарезания с положительным смещением инструмента: г^, и г^ — радиусы соответственно начальной н основной окружностей; a — угол зацепления
Основными параметрами корригирования зацепления являются коэффициенты смещения: хг — для шестерни, х2 — для колеса, представляющие собой величину смещения инструмента, отнесенную к нормальному модулю хп или к торцовому^ = x„cos (3. Коэффициенты смещения считают положительными, если инструмент смещен от оси зубчатого колеса, и отрицательными, если он смещен к оси.
Вследствие положительного смещения инструмента на величину
хт (рис. 125) радиусы кривизны профиля зубьев увеличиваются, зуб у основания утолщается; у зубчатых колес с малым числом зубьев устраняется подрез зубьев. Отрицательное смещение приводит к обратным и обычно нежелательным изменениям профиля зуба.
В зависимости от сочетания величин хг и хг различают два вида цилиндрических передач: равносмещенную и разносмещенную. У рав- носмещенной передачи х2 = — xt и коэффициент суммы смещений %s = Х1 4- х2 = 0. Вследствие этого сумма толщин зубьев по делительной окружности сопряженных зубьев остается такой же, как у некор- ригированной передачи, что исключает возможность раздвигания осей зубчатых колес.
У разносмещенной передачи хх = хг + х2 ^ 0, вследствие чего сумма толщин зубьев по делительным окружностям больше (при х2 > >0) или меньше (при х2 <0), чем у некорригированных зубчатых колес. Это вызывает необходимость изменения межосевого расстояния и позволяет применением такой коррекции «вписывать» зубчатую пару в заданное межосевое расстояние.
В автомобильных коробках передач используют коррекцию при х2 > 0. Необходимый коэффициент суммы смещений вычисляют по формуле
xs =(invato —inva,) ^Д-^ДЗ tg20°),
где inv а<ф и inv az — инвалюты соответствующих углов, определяемые по таблицам; а^, — угол зацепления в торцовом сечении.
Угол зацепления
atm = arccos (а/аю) cos az,(83)
где $t — угол профиля в торцовом сечении; az = arctg (tg 20°/cos P). Коэффициенты Xx и x2 выбирают по справочным данным.
Рабочую ширину bw зубчатого венца (общую часть ширины венцов сопряженных зубчатых колес) выбирают в зависимости от модуля: для
колес с прямыми зубьями в пределах (4,4—7,0) /и, а с косыми зубьями (7,0—8,6) mR/cos р. Для зубчатых колес с косыми зубьями проверяют, удовлетворяется ли условие, при котором выявляются преимущества передачи с такими зубчатыми колесами:
е@ = bjpx = Ь^Клт„) 5$ 1,0,
где рх— осевой шаг зацепления; bwlpx — коэффициент осевого перекрытия .
Если оно не удовлетворяется, ширину венца увеличивают.
Диаметры зубчатых венцов определяют по формулам, приведенным в табл. 7.
7. Формулы для определения диаметров зубчатых колес
Определяемый параметр
Расчетные формулы для зубчатых колес -
некорригированных илн с коррекцией х^ = 0
с коррекцией
*2 >°
Делительный диаметр
,d=(mn/cosp) г
Диаметр впадин
df — d — 2тп (1,25 — хп)
Высота делительной головки зуба
ha=^+<n) тп
ha = a-^±^_ — 0,25ил
Диаметр вершин зубьев
da — df-\- 2ha
Начальный диаметр
d^ — d
d^y — d (^/n^)
Для предупреждения преждевременного разрушения зубьев необходимо поверочным расчетом каждого зубчатого колеса установить, удовлетворяют ли принятые значения межосевого расстояния, модуля и ширины зубчатого венца условиям прочности и выносливости зубьев, и, если нужно, уточнить эти значения.
Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгиб по формуле
2Мр cos Р
°и = nym2nzbroK6 ^^^р W,
где Мр — расчетный крутящий момент на валу, на котором находится рассчитываемое зубчатое колесо; у — коэффициент формы зуба; К^ — коэффициент, учитывающий повышение несущей способности косых зубьев вследствие наличия осевого перекрытия; КТр> Куп и Кр — коэффициенты, учитывающие дополнительные нагрузки, возникающие в передаче вследствие соответственно трения между зубьями, упругого перекоса валов и ошибок основного шага (погрешностей изготовления), 198
Принимают Ктр — 1,1 для шестерни и Ктр = 0,9 для колеса; Куа — = 1,2 для шестерни привода промежуточного вала, Куп = 1,1 для каретки первой передачи и Куп = 1 для остальных зубчатых колес; /Ср = 1,14-1,3 (меньшее значение берут для низших передач).
Установлены три расчетных нагрузочных режима для трансмиссии: по максимальному крутящему моменту двигателя, по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой и по максимальной динамической нагрузке.
При поверочном расчете на выносливость зубчатых колес всех передач, кроме первой, используют первый расчетный режим, согласно которому
Мр = Ме тах“дв,
где “Дв — передаточное число от вала двигателя до соответствующего вала трансмиссии.
Для расчета зубчатых колес первой передачи используют первый режим или второй, т. е. тот, по которому расчетный момент получается меньше. Согласно второму режиму
^Р “ ^сц/“кол»
где “кол — передаточное число, считая от ведущих колес до соответствующего вала трансмиссии.
При поверочном расчете зубьев на прочность используют третий нагрузочный режим. Он характеризуется перегрузкой деталей трансмиссии инерционным моментом (главным образом маховика), зависящим от темпа включения сцепления, типа и состояния дороги, конструктивных особенностей автомобиля и т. д. Инерционный момент ограничивается моментом трения в сцеплении 2ИС = 0Л/гтах или моментом сцепления Л1СЦ. Вследствие этого за расчетный момент следует принимать меньшее из двух значений: $MemaxUto; Л1сцыкол.
Коэффициент формы зуба у определяют по графику (рис. 126, а) в зависимости от коэффициента смещения х и. эквивалентного числа зубьев г, = z/cos3p. При наличии коррекции с xs > 0 значения у "нужно умножить, на поправочный коэффициент Ка- Ниже приведены значения коэффициента Ка:
а^ 15е17*30'20=22°30'25*
Ка 0,9850,9351,01,071,14
Коэффициент Кр находят по графику (рис. 126, б) в зависимости от величины коэффициентов осевого 8р и торцового еа перекрытия, Коэффициент 8р определялся выше, а коэффициент еа вычисляют по формуле
_ Zi tg ао1 + z2 tg ао2 — (Z1 + z2) tg at4B
8«2S :’
где aa — угол профиля зуба в точке на окружности вершин, определяемый из зависимости cosao = (dcosa,)/da.
Значения допускаемого напряжения при расчете зубьев на выносливость берут аналогичными значениям напряжений для зубчатых
Рис. 126. Графики для определения коэффициентов у и Кр
колес выполненных коробок передач: [ои] — 350-Т-850 МПа для зубчатых колес первой и второй передач; [ои] = 150-Т-400 МПа для третьей, четвертой и пятой передач и привода промежуточного вала (меньшие значения выбирают для коробок передач легковых автомобилей). При расчете зубьев на прочность допускаемое напряжение вычисляют по формуле
[он] = aB/(nB/Q,
*
где ов — предел прочности материала; пв — коэффициент запаса прочности; пв = 1,3; Ка — эффективный коэффициент концентрации напряжений в выкружке зуба: при шлифовании выкружки Ка — 1,0; если дополнительной обработки не прйкйняют Ка = 1,1; в случае обработки дробью Ка = 0,85.
Для предотвращения усталостного выкрашивания зубья рассчитывают на контактную выносливость по формуле Герца—Беляева, ' приведенной к виду
ак = 0,265/(awu) V [Л4^7“ТТ)/(Ь^0^^< [ок],
где и — передаточное число рассчитываемой пары; Л1р2 — расчетный момент на колесе рассчитываемой пары, определяемый так же, как при расчете на выносливость, по напряжениям изгиба; О' = 1,4 — коэффициент, учитывающий повышенную нагрузочную способность косозубой передачи (для зубчатых колес с прямыми зубьями О = 1); atw —- угол зацепления, определяемый с учетом коррекции по формуле (83); сгк — наибольшее нормальное контактное напряжение, возникающее на поверхностях взаимодействующих зубьев.
Значения допускаемого напряжения берут аналогичными значениям контактных напряжений на зубьях колес выполненных коробок 200
передач: [oj = 1500-^-2000 МПа для колес первой передачи; [ок] = = 1000-5-2800 МПа для колес других передач и привода промежуточного вала (меньшие значения выбирают для коробок передач легковых автомобилей).
По результатам поверочных расчетов окончательно уточняют значения bw, тт г, р, хп и диаметры зубчатых колес.
При расчете зубчатой муфты исходят из того, что сопряжение полумуфт представляет собой шлицевое соединение с эвольвентными зубьями. Параметры зубьев выбирают согласно ГОСТ 6033—51, а рабочую ширину bw зубчатого венца определяют из расчета сопряжения на смятие по формуле (79). Расчетный момент /Ир находят так же, как для зубчатых колес, с использованием первого расчетного режима, а допускаемое напряжение принимают в пределах 40—70 МПа.
Валы и подшипники. Валы изготовляют из стали тех же марок, что и зубчатые колеса. Заготовки получают объемной штамповкой. Диаметр и длина отдельных участков вала и наличие на нем различных конструктивных и технологических элементов зависят от особенностей конструкции основных и вспомогательных деталей, находящихся на валу, способа их соединения с валом, а также метода осевой фиксации деталей на валу и вала в картере.
Валы устанавливают на подшипниках качения, которые воспринимают нагрузки, возникающие при работе зубчатых передач. Для осевой фиксации вала используют только одну из его опор. Другую опору делают такой, чтобы конец вала вместе с подшипником мог свободно перемещаться в картере в осевом направлении. Это предотвращает осевую перегрузку подшипников из-за возможных температурных деформаций вала, а также устраняет необходимость высокой точности осевого расположения опорных поверхностей вала и картера.
Первичный вал куют как одно целое с шестерней привода промежуточного вала. Его малонагруженный передний конец при помощи радиального шарикоподшипника свободно опирается на задний конец коленчатого вала, в котором для этого сделана расточка (см. рис. 117). Опорой заднего конца первичного вала служит обычно радиальный шарикоподшипник типа 50000 или 150000, устанавливаемый в расточке передней стенки картера коробки передач (см. рис. 122) и осуществляющий также осевую фиксацию вала.
Промежуточный вал также куют часто как одно целое с зубчатыми колесами. Блок зубчатых колес устанавливают на оси 3 (рис. 127) при помощи подшипников с длинными роликами или иглами 4 (автомобиль «Волга» ГАЗ-24).
Диаметр оси 3 берут в пределах d0 = (0,23-^0,26) ате и уточняют из условия размещения на ее поверхности целого числа роликов или игл. Если применен роликоподшипник с сепаратором, то диаметры d0 и doTB выбирают по каталогу на подшипники качения. Если же использован насыпной комплект роликов и игл, то задаются числом и диаметром роликов, а диаметры оси и отверстия определяют.
В том случае, когда толщина s вала не может быть выполнена равной или более 2тп, опоры вала делают обычными, в расточках картера (рис. 127, б), или применяют валы с набором зубчатых колес, изготов-
ленных отдельно и соединенных с валом при помощи шпонок или шлицев (рис. 127, в).
Для уменьшения осевой силы, приложенной к промежуточному валу и воспринимаемой его задним подшипником, направления зубьев колеса привода промежуточного вала и других зубчатых колес, находящихся на этом валу, делают одинаковыми. Тогда на вал действует разность осевых сил, возникающих в парах привода промежуточного вала и включенной передачи.
Передняя опора вторичного вала, для которой используют роликоподшипник, размещена в расточке первичного вала. Конструкция задней опоры аналогична задним опорам первичного и промежуточного валов.
Подшипники колес, свободно вращающихся на вторичном валу, выполняют в виде свертных втулок, изготовленных из бронзовой ленты толщиной до 2 мм и запрессованных в отверстие колеса. В некоторых конструкциях коробок передач колеса устанавливают на роликах или иглах, а также непосредственно на вал. В последнем случае для стойкости трущихся поверхностей против износа и задирания посадочную поверхность вала фосфатируют, на ней предусматривают специальные канавки или лыски для облегчения доступа маслу в зону контакта, повышают твердость трущихся поверхностей. Для осевой фиксации свободно вращающихся зубчатых колес на вторичном валу выполняют упорные поверхности в виде развитых буртиков, фланцев или используют упорные шайбы.
Расчет валов производят перед их эскизной компоновкой. На этой стадии проектирования считают валы гладкими и по эмпирическим формулам определяют их первоначальный диаметр d^.
Для первичного вала
da 56.10-в]/Л1етах ;
для промежуточного и вторичного валов
d'B ^ 0,45ада.
Для повышения прочности и жесткости — основных критериев работоспособности валов стремятся к тому, чтобы диаметры всех нагруженных участков вала были больше d'B, а отношение диаметра dB к расстоянию между опорами для первичного и промежуточного валов находилось в пределах 0,16—0,18, для вторичного 0,18^—0,21.
На той стадии компоновки коробки передач, когда вполне определены конструкция валов, положение их опор и места приложения нагрузок, выполняют поверочный расчет валов на прочность и жесткость. Его необходимо проводить в такой последовательности.
Чтобы избежать ошибок в определении направления и точек приложения сил, вычертить для каждой передачи схему расположения валов коробки передач с изображением двух пар зубчатых колес: привода промежуточного вала и рассматриваемой передачи (рис. 128). С помощью схемы установить положение и направление окружной Fv, радиальной Fz и осевой Fx сил, действующих на зубчатые колеса, считая что первичный вал, если смотреть на него со стороны сцепления,
Рис. 128. Схема сил, действующих на зубчатые колеса и подшипники передач (буквы в индексах при обозначении силы указывают координатные оси, вдоль которых они действуют, а цифры — позиции зубчатых колёс, к которым эти силы относятся):Рис. 128. Схема сил, действующих на зубчатые колеса и подшипники передач (буквы в индексах при обозначении силы указывают координатные оси, вдоль которых они действуют, а цифры — позиции зубчатых колёс, к которым эти силы относятся):Рис. 129. Расчетная схема вторичного вала коробки передач и эпюры моментовРис. 129. Расчетная схема вторичного вала коробки передач и эпюры моментов1—4 — зубчатые колеса; А и Б — опоры вто-ричного вала
Рис. 128. Схема сил, действующих на зубчатые колеса и подшипники передач (буквы в индексах при обозначении силы указывают координатные оси, вдоль которых они действуют, а цифры — позиции зубчатых колёс, к которым эти силы относятся):
Рис. 128. Схема сил, действующих на зубчатые колеса и подшипники передач (буквы в индексах при обозначении силы указывают координатные оси, вдоль которых они действуют, а цифры — позиции зубчатых колёс, к которым эти силы относятся):
Рис. 129. Расчетная схема вторичного вала коробки передач и эпюры моментов
Рис. 129. Расчетная схема вторичного вала коробки передач и эпюры моментов
вращается по часовой стрелке, а направление зубьев сидящей на валу шестерни обычно левое.
Найти значения сил, действующих во всех зацеплениях, по формулам
^* у ’ 234 е maxWnnB/^®»
FZ = F (tg20°/cos рф); F^Ftgp»,,
где Р® — начальный угол наклона зуба.
Для несмещенного и равносмещенного зацеплений Pw = Р, а для разносмещейного зацепления угол рда находят из зависимости
tg Р® = tg р (dw/d).
На задний конец вторичного вала действуют силы Qx и Qz, возникающие вследствие работы карданной передачи. Их значения рассчитывают по формулам, приведенным в таблице 8.
В масштабе вычертить отдельно каждый из трех валов, показав все концентраторы напряжения. На чертеже скоординировать положение опор и точек приложения сил, а под чертежом изобразить расчетную схему вала. По мере выполнения необходимых расчетов построить под схемой эпюры изгибающих Ми и крутящих Мк моментов для всех возможных случаев нагружения вала. Для примера на рис. 129 представлены чертеж, расчетная схема вторичного вала, эпюры изгибающих моментов, действующих в вертикальной Л4ИВ и горизонтальной Миг плоскостях, и эпюра крутящего момента Мк при включении первой передачи.
Определить вероятные опасные сечения вала и для них приведенный момент
Опасное сечение устанавливают с учетом предполагаемого значения момента Л4пр, размера сечения, величины коэффициентов концентрации напряжения. В опасном сечении произведение приведенного момента Л)пр на эффективный коэффициент концентрации напряжений ка, деленное на диаметр вала в кубе, достигает максимума.
Рассчитать номинальное приведенное напряжение в опасных сечениях:
<ТПр = Мп1Ж
(где WH — момент сопротивления изгибу опасного сечения) и проверить, соблюдаются ли условия прочности и выносливости вала:
О’пр^О’т/^; <Т„р ^ O-jAn-j/Ca).
где ат и ст.! — пределы текучести и выносливости материала вала; пт и п_х — запасы прочности относительно пределов текучести и выносливости, пт ^ 3, п_г 2а 2,5; Ко — эффективный коэффициент концентрации напряжений, определяемый по справочникам.
Проверить, обладают ли валы жесткостью, необходимой для правильной работы зубчатых передач и подшипников.
В целях упрощения расчетов вала на жесткость ступенчатый вал можно считать гладким, имеющим по длине постоянную жесткость, и экваториальный момент инерции сечения I = nd|/64 (где d3 — эквивалентный диаметр). В этом случае эквивалентный диаметр определяют по формуле
где L — длина вала между опорами; /и — часть длины вала, воспринимающая изгиб; /к и 4 — соответственно длина и диаметр к - й ступени вала.
Если на &-й ступени вала имеются шлицы, то dK следует брать равным среднему диаметру шлицев.
В случае удовлетворения условия £/4,^ 54-6 обеспечивается необходимая жесткость вала. Если это условие не удовлетворяется, определить прогибы у вала и углы 6 перекоса его сечений в местах установки зубчатых колес и подшипников и сравнить полученные результаты с допускаемыми значениями.
Рассчитать шлицевые и шпоночные соединения, предусмотренные на валах. Шлицевые соединения рассчитать по формуле (79). Расчетный момент взять согласно первому расчетному режиму; допускаемые напряжения — в пределах 70—100 МПа для подвижных соединений и 120—200 МПа для неподвижных.
V///////AV///////AРис. 130. Схема для расчета шпоночного соединения с сегментной шпонкойРис. 130. Схема для расчета шпоночного соединения с сегментной шпонкойПри соединении сегментной шпонкой (рис. 130) рассчитать ее на срез и смятие по формулам
V///////A
V///////A
Рис. 130. Схема для расчета шпоночного соединения с сегментной шпонкой
Рис. 130. Схема для расчета шпоночного соединения с сегментной шпонкой
Тер = 2MP/W 150 ч- 200 МПа;atw = 2Mp/(dZm) ^ 150 ч- 200 МПа.
Выбор и расчет подшипников производят в такой последовательности. По конструктивным соображениям (необходимость осевого смещения или фиксации вала, установки подшипника на посадочном
месте обусловленного диаметра и т. д.) выбирают типоразмер подшипника, а затем выполняют его поверочный расчет на долговечность.
Находят эквивалентную динамическую нагрузку, воспринимаемую подшипником,
P = <XFr-VYF^Ko,
где X и У — коэффициенты, определяемые по каталогу; Fr и Fa — соответственно радиальная и осевая нагрузки, воспринимаемые подшипником; Ко — динамический коэффициент, учитывающий требования надежности работы механизма. Для легковых автомобилей Ка= 1,6-т-2,2, для грузовых Ко = 1,7-ь2,6 (меньшие значения берут для подшипников трансмиссии, расположенных между двигателем и ведущим валом главной передачи, большие значения — для остальных подшипников трансмиссии).
По приближенной формуле рассчитывают требуемую динамическую грузоподъемность подшипника
С = Р/к, гДе /п — коэффициент частоты вращения подшипника, определяемый по каталогу.
Для всех передач, кроме прямой, проверяют соблюдение условия долговечности подшипника
г/Г
U икат>
где Скат — динамическая грузоподъемность принятого к установке подшипника в соответствии с данными каталога.
Значения коэффициента /„ зависят от расчетной частоты вращения Пр вала, опирающегося на данный подшипник. Частоту пр находят исходя из допущения, что на различных передачах средняя частота вращения коленчатого вала постоянна и равна 0,5 (n^ + nNy
§ 82. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА
Гидромеханическая передача, получившая за последнее время широкое распространение на автомобилях различного класса и назначения, состоит из двух основных частей: гидротрансформатора и механической ступенчатой коробки передач.
206
Гидротрансформатор представляет собой сочетание двух лопастных гидромашин — центробежного насоса 4 (рис. 131), центростремительной турбины 2 и расположенного между ними направляющего аппарата-реактора 5. Чтобы избежать потерь энергии, связанных' с циркуляцией рабочей жидкости между насосом и турбиной, их колеса и реактор предельно сближены, им придана форма, обеспечивающая непрерывный круг циркуляции жидкости без каких-либо промежуточных устройств. Кроме того, насос, турбина и реактор помещены в одном герметичном корпусе 1, вращающемся вместе с колесом насоса.
Вал насоса соединен с коленчатым валом двигателя, вал турбины — с последующими механизмами трансмиссии. Таким образом, в трансформаторе отсутствует жесткая связь между ведущим (насос) и ведомым (турбина) элементами. Передача энергии от двигателя к трансмиссии осуществляется рабочей жидкостью.
Во время работы насоса его лопатки увлекают жидкость и она начинает вращаться вокруг оси вала. При этом под действием центробежной силы жидкость движется по кругу циркуляции от входного (сече-
Вид В8иЗВ
Рис. 131. Схема работы и основные детали гидротрансформатора:
Z — корпус; 2 — турбина; 3 — механизм свободного хода; 4 — насос; б — реактор. Индексы и, т и р относятся соответственно к насосу, турбине и реактору; индексы Л и Б — к сечениям Л—Л и Б—Б
ние Б—Б) участка межлопаточного пространства насоса к выходному (сечение А—А). Потоку жидкости сообщаются относительная скорость w (вдоль лопатки) и переносная и (по направлению вращения колеса), которые возрастают по мере движения потока к периферии колеса, т. е. происходит превращение энергии двигателя в кинетическую энергию потока жидкости.
Для вращения насоса к его валу должен быть приложен крутящий момент, уравновешивающий момент Л4Н, который противодействует вращению и равен разности моментов количества движения потока относительно оси вращения колеса при выходе жидкости из межлопаточных каналов и входе в них:
Мн = — m(/?AVHACOsa — ДбУнб cos 0), (84) где т — масса жидкости, вытекающей в течение 1 с из насоса (и втекающей в него); Rk к Re — расстояния от рассматриваемых сечений до оси вращения; унА и унБ — абсолютные скорости соответственно втекания потока в межлопаточные каналы насоса и вытекания из них; а и 0 — углы между направлением вращения колеса и векторами скоростей инА и инБ. Знак «минус» в выражении (84) указывает на то, что момент Л4Н имеет направление, противоположное вращению колес.
Из насоса поток со скоростью инА поступает в турбину и, ударяясь под углом а в ее лопатки, уменьшает свою скорость. Затем, при протекании потока по межлопаточным каналам, его направление изменяется в соответствии с профилем лопаток. Из турбины поток вытекает под углом у к направлению его вращения." Вследствие этого кинетическая энергия потока уменьшается, а на лопатки турбины действует сила, создающая на валу крутящий момент
Мт= m(7?BvTBCOSY —7?AvHACOsa). (85)
Если бы гидродинамическая передача состояла только из рассмотренных двух колес, то углы у и 0 выхода жидкости из турбины и входа в насос были бы одинаковыми, и тогда, складывая почленно выражения (84) и (85), получили бы, что Мн = МТ. Гидропередача, в которой передача момента не сопровождается его преобразованием, называется гидромуфтой. Для трансформации крутящего момента необходимо, чтобы момент количества движения жидкости при входе в насос был положительным (т. е. совпадал с направлением вращения колес) и большим, чем момент количества движения жидкости при выходе из турбины. Это достигается при помощи направляющего аппарата.
Направляющий аппарат представляет собой лопастное колесо, неподвижно установленное на пути движения жидкости от турбины к насосу. Вследствие особого профиля лопаток аппарата и постепенного сужения межлопаточных каналов при прохождении по ним потока скорость его увеличивается и он поворачивается в сторону вращения насоса. При этом на направляющий аппарат действует воспринимаемый картером реактивный момент
Мр = — т (RB унБ cos 0 — Re утб cos y), (86) из-за чего направляющий аппарат называют реактором.
Складывая почленно уравнения (84) — (86), получим
Мт = Мн4-Мр.
Это выражение характеризует первую полезную особенность гидротрансформатора — изменять (трансформировать) подведенный к нему момент двигателя.
Вторая полезная особенность гидротрансформатора состоит в том, что при неизменном режиме работы насоса режим работы турбины меняется автоматически и бесступенчато в зависимости от приложенного к валу турбины сопротивления. Поясним это.
При установившемся движении момент на валу турбины равен моменту сопротивления движению автомобиля, приведенному к тому же валу. В случае увеличения нагрузки равновесие нарушается и частота вращения турбины уменьшается, что приводит к таким последовательно связанным явлениям: уменьшению центробежной силы, противодействующей движению жидкости по кругу циркуляции; возрастанию скорости циркуляции, а вместе с ней и расхода жидкости т; уменьшению угла у. В итоге, как видно из выражения (85), автоматически увеличивается момент МТ, пока вновь не наступит равновесие между ним и моментом сопротивления.
Способность гидротрансформатора преобразовывать момент характеризуется коэффициентом трансформации, или силовым передаточным числом, который представляет собой отношение момента на валу турбины к моменту, передаваемому на вал насоса:
k = Мт/Мн.
Способность гидротрансформатора изменять скорость вращения ведомого вала определяется кинематическим передаточным числом, являющимся отношением угловой скорости вала турбины к угловой скорости вала насоса: i = <от/сон.
Потери энергии характеризуются КПД гидротрансформатора, который равен отношению мощностей:
x\ = NT/Ntt = MTtoT/(MHto^ = l?i. (87)
Основными являются потери энергии на удар при входе потока жидкости на лопатки рабочих колес. Их величина зависит от угла, под которым поток поступает в межлопаточные каналы. Этот угол меняется с изменением кинематического передаточного числа I, вследствие чего в гидротрансформаторе КПД является переменной величиной, зависящей от относительного скоростного режима работы передачи.
О свойствах гидротрансформатора судят по его внешней характеристике (рис. 132, а), которую получают экспериментально. Она представляет собой зависимости величин Мк, МТ и трот скоростного режима работы турбины при некоторой постоянной угловой скорости вала насоса. Характеристика состоит из двух зон. Зона / рабочая, соответствует работе гидротрансформатора на режиме бесступенчатого преобразования момента. В этой зоне коэффициент трансформации k изменяется от максимального значения при ( = 0 до единицы при
Рис. 132. Характеристики гидротрансформатора:
а — внешняя; б — для определения оптимального режима работы ги- дротра исформатора
I = 0,6+0,8. Зона // нерабочая, так как при i > i„ (где iM — передаточное число, при котором изменяется знак момента Мр) значительно изменяется направление потока, вытекающего из турбины, и наступает нежелательный режим, при котором резко падает КПД.
Чтобы расширить диапазон изменения i, реактор связывают с картером при помощи механизма свободного хода 3 (см. рис. 131). Тогда при i ^ ги реактор автоматически начинает вращаться свободно, перестает воздействовать на поток. С этого момента и при дальнейшем увеличении i передача работает в режиме гидромуфты. Такой гидротрансформатор называют комплексным.
Согласно выражению (87) зависимость КПД гидромуфты от г изображается прямой, проходящей через начало координат под углом 45° к осям. Поэтому при i > i„ в комплексном гидротрансформаторе увеличивается КПД, который при imax достигает 0,97—0,98.
■ Для повышения среднего значения КПД передачи часто предусматривают блокировку (отключение) гидротрансформатора путем жесткого соединения ведущего и ведомого валов встроенной в трансформатор фрикционной муфтой (сцеплением). Муфта включается автоматически при k = 1, и КПД трансформатора становится равным единице.
Эффективная работа автомобилей, снабженных гидротрансформаторами, возможна при условии: во-первых, что трансформатор используют на режимах, при которых его КПД не ниже 0,8; во-вторых, что при этих режимах диапазон изменения крутящего момента на карданном валу соответствует заданному по результатам тягового расчета автомобиля.
Механическая ступенчатая коробка передач, устанавливаемая за трансформатором и управляемая автоматически, полуавтоматически или только водителем, служит для удовлетворения упомянутых условий, а также для получения заднего хода и отключения двигателя от 210
Рис. 133. Схема гидромеханической передачи автобуса ЛиАЗ-677:
А — гидротрансформатор; Б — двухступенчатая коробка передач; / — вал привода; 2 — фрикционное сцепление блокировки гидротрансформатора; 3 — корпус гидротрансформатора; 4 — турбина; б — реактор; 6 — насос; 7 — первичный вал коробки передач; 8 и 19 — зубчатые колеса привода промежуточного вала; 9 и 10 — фрикционные сцепления; // — зубчатая муфта; 12, 14 и 15 — зубчатые колеса заднего хода; 13 — вторичный вал коробки передач; 16 — промежуточный вал коробки передач; 17 и 18 — зубчатые колеса переднего хода
ведущих колес. Ее делают двух- и трехступенчатой с высшей прямой передачей. Передаточные числа промежуточных передач определяют так же, как для обычной коробки передач, а для первой передачи находят по формуле
^1 ~ ^гмп/^0,8>
где ^Гмп — диапазон изменения момента, заданный тяговым расчетом; ^ов — диапазон трансформации момента при КПД трансформатора большем или равном 0,8; &08 = ЙД^ (см. рис. 132, б).
На рис. 133 дана схема гидромеханической передачи автобуса ЛиАЗ-677. Передача состоит из комплексного гидротрансформатора А и механической двухступенчатой коробки передач Б. Между турбиной 4 и корпусом 3, который вращается вместе с насосом 6, установлено сцепление 2 блокировки трансформатора.
Для получения низшей передачи включают сцепление 9 и передвигают влево муфту 11. Тогда момент Л4Т передается через две пары зубчатых колес 8 и 19, 18 и 17 и увеличенным достигает вторичного вала 13 через муфту 11.
Для получения прямой передачи включают сцепление 10, а для получения заднего хода — сцепление 9 и одновременно переводят вправо зубчатую муфту И. В этом случае момент передается через зубчатые колеса 8 и 19, 15, 14 и 12, в результате чего изменяется направление момента.
Блокировку трансформатора производят при включенной прямой передаче, когда i = 1М. Нейтральное положение передачи достигается при установке муфты 11 в нейтральном положении и выключении сцепления 10.
Глава XX
КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧЕ
Карданная передача служит для передачи крутящего момента между двумя агрегатами трансмиссии, валы которых несоосны. Например, всегда ее применяют для соединения вторичного вала коробки передач с ведущим валом главной передачи (рис. 134).
Основным элементом карданной передачи, обеспечивающим возможность передачи крутящего момента между несоосными валами, являются карданные шарниры 2. Самым распространенным является шарнир с крестовиной.
В простейшем случае он состоит (рис. 135, а) из двух одинаковых вилок 2, насаженных на концы соединяемых валов 1 и 4, и жесткой крестовины 3, представляющей собой два стержня, пересекающиеся под прямым углом. Цилиндрические концы-шипы крестовины входят в отверстия вилок, соединяя их между собой шарнирно так, что оси валов и шипов пересекаются в одной точке О,
Согласно схеме (рис. 135, б) окружная скорость общей точки С валов 1 и 4
и с = ®хгх = ®4г4, (88)
где Г1 и г4 — расстояния от точки С до осей валов; ®х и ®4 — угловые скорости этих валов, которые, как следует из уравнения (88), будут равны между собой только при условии гх = г4, т. е. если
Л С sinax = ВС sina4.
Так как конструктивно АО = ВО, то для выполнения данного условия необходимо, чтобы точка С всегда лежала в биссекторной плоскости ОО угла АОВ между валами (рис. 135, б). Если это непременное условие равенства угловых скоростей выполняется, карданный шарнир называется синхронным (шарниром равных угловых скоростей). В случае невыполнения указанного условия шарнир называется несинхронным (шарниром неравных угловых скоростей).
Карданный шарнир с крестовиной является несинхронным. Действительно, из рис. 135, бив видно, что при каждом повороте вала 1 на 90° плоскость крестовины отклоняется от биссекторной плоскости то в одну, то в другую сторону на угол у/2, точка С в биссекторной плоскости не лежит, вследствие чего при равномерном вращении вала /
Рис. 134. Схема карданной передачи автомобиля: t — коробка передач; 2 — карданный шарнир; 3 — карданный вал; 4 — главная передача; 5 — рессора; 6 — рама автомобиляРис. 134. Схема карданной передачи автомобиля: t — коробка передач; 2 — карданный шарнир; 3 — карданный вал; 4 — главная передача; 5 — рессора; 6 — рама автомобиля
Рис. 134. Схема карданной передачи автомобиля: t — коробка передач; 2 — карданный шарнир; 3 — карданный вал; 4 — главная передача; 5 — рессора; 6 — рама автомобиля
Рис. 134. Схема карданной передачи автомобиля: t — коробка передач; 2 — карданный шарнир; 3 — карданный вал; 4 — главная передача; 5 — рессора; 6 — рама автомобиля
Рис. 135. Основные детали иРис. 135. Основные детали исхема карданного шарнира с крестовиной:схема карданного шарнира с крестовиной:а — основные детали; бив — схемы положения вилок и крестовины при повороте ведущего вала на пол-оборота; / — ведущий вал; 2 — вилка; 3 — крестовина; 4 — карданный вала — основные детали; бив — схемы положения вилок и крестовины при повороте ведущего вала на пол-оборота; / — ведущий вал; 2 — вилка; 3 — крестовина; 4 — карданный вал
Рис. 135. Основные детали и
Рис. 135. Основные детали и
схема карданного шарнира с крестовиной:
схема карданного шарнира с крестовиной:
а — основные детали; бив — схемы положения вилок и крестовины при повороте ведущего вала на пол-оборота; / — ведущий вал; 2 — вилка; 3 — крестовина; 4 — карданный вал
а — основные детали; бив — схемы положения вилок и крестовины при повороте ведущего вала на пол-оборота; / — ведущий вал; 2 — вилка; 3 — крестовина; 4 — карданный вал
вал 4 вращается неравномерно (в пределах одного оборота). Разница между угловыми скоростями валов тем больше, чем больше угол у, и является периодической функцией угла поворота вала /.
Для равенства угловых скоростей соединяемых валов в карданной передаче устанавливают два одинаковых шарнира, обеспечивают равенство углов Yi и у2 и расположение вилок на карданном валу в одной плоскости (см. рис. 134).
В общем случае карданная передача состоит из четырех элементов (рис. 136): карданных шарниров /, валов //, подвижного соединения III и промежуточной опоры IV.
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ЭЛЕМЕНТОВКАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОСНОВЫ ИХ РАСЧЕТА
Карданный шарнир с крестовиной. Детали этого шарнира изображены на рис. 136. Вилки 26 и 25 изготовляют из среднеуглеродистых сталей 35, 40 и 45 или легированной стали 40ХНМА, крестовину 12 — из низкоуглеродистых сталей 12ХНЗА, 18ХГТ и 20Х. Ее шипы цементуют для получения высокой твердости рабочей поверхности (не ниже HRC 58—65). Заготовки этих основных деталей шарнира получают объемной штамповкой.
Вилки в зависимости от способа их крепления к валам куют с фланцем (вилка 25) или ступицей (вилка 26). Фланец служит для присоединения карданной передачи к валу одного из соединяемых агрегатов
Рис. 137. Схемы для расчета: а — крестовины; б — вилки
трансмиссии, а ступица — для образования подвижного соединения или приваривания вилки к трубе карданного вала.
Крестовина 12, шарнирно соединяющая вилки, сопрягается с ними при помощи игольчатых подшипников, состоящих из стакана (внешней обоймы) 23 и игл. 11, перекатывающихся непосредственно по шипу крестовины. В отверстии вилки подшипник фиксируют стопорными кольцами, (легковые автомобили и грузовые малой грузоподъемности) или опорной пластиной 13, прикрепляемой к вилке винтами (грузовые автомобили средней и большой грузоподъемности).
Подшипники защищены от пыли, грязи и влаги уплотняющим устройством 24 и смазываются трансмиссионным маслом, которое нагнетается в осевые каналы крестовины через масленку 8. Из этих каналов масло, пройдя по каналам на торцах шипов, поступает к телам и поверхностям качения. Клапан 9, находящийся в центре крестовины и отрегулированный на давление, равное примерно 0,35 МПа, предотвращает повреждение уплотняющих устройств в случае повышения давления масла при смазке. Для легковых автомобилей малого класса применяют шарниры, смазываемые только при сборке.
Расчет шарнира производят при допущении, что расчетная окружная сила Рр, нагружающая каждый шип крестовины и выступ вилки, приложена в точке, лежащей посередине длины шипа, и равна Рр = = Мр/(2Д), где Мр — расчетный крутящий момент, определяемый с использованием второго расчетного режима (см. § 81); R — расстояние от середины шипа С до оси вала.
Шипы крестовины проверяют на изгиб и срез (рис. 137, а). При этом в опасном сечении А—А шипа должны соблюдаться следующие условия прочности:
ои = Рр/ш/(2Гн) 250 4-300 МПа;
Тер = Рр/Рср 75 4- 90 МПа,
где №и и Ftp — соответственно момент сопротивления изгибу и площадь среза шипа в сечении А—Л.
Под действием силы Рр вилка^изгибается и скручивается (рис. 13*7, б). Поэтому прочность вилки обеспечивается, если в наиболее опасном ее сечении Б—Б соблюдаются условия
ои = PveWn -С 50 -4- 80 МПа;
тк = />/№к <80-5-160 МПа,
где моменты сопротивления изгибу и скручиванию П7И и WK определяют в зависимости от формы расчетного сечения. Для прямоугольного сечения WH = 6/г2/6 и WK = К kb1 (где К — коэффициент, зависящий от соотношения hlb сторон сечения). Ниже приведены значения коэффициента К-
h/b 11,51,75 22,5 34
К 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282
Игольчатый подшипник, параметры которого (число гр, диаметр dp и длина /р иглы) берут из каталога на подшипники качения, проверяют на допустимую нагрузку, определяемую по эмпирической формуле
Рр < Р1 = 7800zpdplp^(nju^ tg уг
Шарниры равных угловых скоростей. Эти шарниры применяют для привода ведущего колеса, являющегося одновременно и направляющим. Существуют различные типы этих шарниров. На отечественных автомобилях с передними ведущими колесами наиболее часто' устанавливают сдвоенные шарниры (МАЗ-501 и МАЗ-502), кулачковые (КрАЗ-255Б и «Урал-375»), шариковые с делительными канавками (УАЗ-469, ГАЗ-66, ЗИЛ-131 и др.).
Сдвоенный шарнир (рис. 138) представляет собой карданную передачу с двумя несинхронными шарнирами и длиной вала, равной нулю. Для равенства углов наклона валов (ух = у2), что является
Рис. 138. Сдвоенный карданный шарнир:
/ и 4 — валы; 2 — рсь; 3 — крестовина; б — резиновый чехол; 6 — обойма; 7 — сухарь; 8 — корпус
1
Рис. 139. Основные детали кулачкового карданного шарнира:
I и 6 — валы; 2 и 5 — вилки; 3 — диск; 4 — кулачок
условием синхронности, служит центрирующее устройство, которое состоит из сферической обоймы 6, вставленной в расширение на конце вала /, сферического сухаря 7, установленного на конце вала 4, и резинового защитного чехла 5.
Кулачковый шарнир (рис. 139) имеет две вилки 2 и 5, насаживаемые на валы 1 и 6 или откованные с ними как одно целое; два полу- цилиндрических кулачка 4, охватываемых вилками; диск 3, входящий в цилиндрические пазы кулачков. Ось паза кулачка перпендикулярна оси его внешней цилиндрической поверхности. Поэтому такой шарнир работает подобно сдвоенному, но отличается от него простотой конструкции и способностью передавать больший крутящий момент из-за наличия развитых передающих поверхностей.
Шариковый шарнир с делительными канавками (рис. 140) устроен и работает следующим образом. Соединяемые валы заканчиваются вилками — кулаками 5 особой формы, которые Куют как одно целое
Рис. 140. Шариковый карданный шарнир с делительными канавками:
а — схема; б — детали; 1 и 6 — валы; 2 и 4 — пара сопряженных делительных канавок; 3 — ведущие шарики; б — кулак; 7 — центрирующий шарик
с валами. Окружное усилие передается от одной вилки к другой двумя (для каждого направления вращения) ведущими шариками 3. Они помещены между вилками, каждый в своей паре канавок 2 и 4, определяющих в пространстве положение шарика.
У шарнира в сборе при соосном расположении валов (см. рис. 140, б) средние линии спаренных канавок левой и правой вилок лежат в одной плоскости, проходящей через общую ось валов. Они являются окружностями равного радиуса, центры Ох и О2 которых лежат на осях валов на равном расстоянии от центра О шарнира. В результате при любом угле между валами ведущие шарики удерживаются в плоскости, проходящей через точки пересечения средних линий канавок и делящей пополам угол между осями валов. Для того чтобы при работешарнираоси валов всегда пересекались в одной и той же точке О, что для данного типа шарнира имеет важное значение, между вилками установлен центрирующий шарик 7, который, кроме этого, не дает ведущим шарикам выкатиться из своих канавок.
Подвижное соединение карданной передачи. Оно служит для компенсации изменений расстояния между агрегатами, связываемыми карданной передачей. Обычно это — шлицевое соединение вилки 14 (см. рис. 136) одного из шарниров со втулкой 19 вала. Соединение смазывают жировой смазкой 1-13, которую нагнетают в полость через масленку. Эта полость закрыта с одной стороны заглушкой 20, с другой — уплотнением 6, которое удерживает смазку и совместно с резиновым чехлом 7 защищает
8. Силы, действующие иа задний конец вторичного вала8. Силы, действующие иа задний конец вторичного валасоединение от пыли, грязи и влаги.
8. Силы, действующие иа задний конец вторичного вала
8. Силы, действующие иа задний конец вторичного вала
В подвижном соединении карданной передачи автомобиля «Волга» ГАЗ-24 (и других автомобилей, имеющих коробки передач с удлинителем) свободная вилка переднего карданного шарнира имеет втулку, которая шлицевым отверстием надета непосредственно на задний конец вторичного вала коробки передач, а внешней цилиндрической поверхностью опирается на сталебаббитовую втулку, запрессованную в удлинитель картера коробки передач. Такая конструкция обеспечивает хорошую защиту соединения и смазку его маслом, содержащимся в картере коробки передач.
В подвижном соединении возникает сила трения, действующая вдоль шлицев и нагружающая вторичный вал коробки передач. Силы, действующие на задний конец вторичного вала, находят по формулам, приведенным в табл. 8, а силу трения по формуле
^тр ~ Ц^р/Гср,
где ц « 0,15; гср — средний радиус шлицев.
Расчетный момент Л4р, передаваемый соединением, определяют так же, как при расчете валов коробки передач.
Шлицевые наконечники валов для подвижных соединений изготовляют из стали 40Х с закалкой ТВЧ. Применяют шлицы с эвольвент- ными зубьями, обеспечивающие лучшее центрирование валов. При этом соединение рассчитывают по формуле (79). Значение допускаемого напряжения берут заниженным (осм = 13-ь 20 МПа), чтобы достигнуть необходимой износостойкости соединения.
Карданный вал. Обычно он состоит из средней трубчатой части и приваренных к ней наконечников. Они представляют собой вилку карданного шарнира или элемент подвижного соединения. Очень короткие валы имеют сплошную среднюю часть. Преимуществом трубчатых валов являются большие жесткость и прочность при меньшей массе.
Трубчатую часть вала изготовляют из низко углеродистой стальной (сталь 20) ленты, которую свертывают и сваривают встык. Технология изготовления наконечников зависит от их назначения.
Карданный вал рассчитывают на кручение и критическую частоту вращения. Условие прочности при кручении
т^Мр/Г^ШМрОДлР'-ОЭД^ЮО^ МПа,
где DH и DB — соответственно наружный и внутренний диаметры трубы.
Расчетный крутящий момент Мр определяют так же, как при расчете карданных шарниров.
Условие жесткости вала при кручении
6 = 180Мр//(л/кС) = 32.180Мр/[л2 ф4 - D4^ G] < 3 ч- 9°,
где 6 — угол закручивания вала на 1 м его длины при передаче расчетного крутящего момента Мр; G — модуль упругости при кручении; для стали G = 8,5 -104 МПа; /к — момент инерции сечения вала.
Необходимость расчета на критическую частоту вращения вызывается следующим. Вследствие неравномерности распределения массы вала по его диаметру, наличия зазоров в соединениях, неточностей изготовления и других причин центр тяжести вала не совпадает с осью вращения. Поэтому во время работы передачи возникает центробежная сила, изгибающая вал. Так как частота вращения вала переменная (в случае асинхронных шарниров), то при некоторой критической частоте вращения пкр возникает явление резонанса, которое может
привести к тяжелой аварии. Поэтому надежная работа кардднного J вала обеспечивается при условииj
Пкр = 12 Л О1 /П?, ~Ш//2 ^ (1,22,0)'j
где I — расстояние между центрами крестовин шарниров.■
Из данной формулы следует, что целесообразно использовать трубчатые валы и что при прочих равных условиях короткие валы имеют i более высокое значение пкр. В связи с этим на современных автомоби- 5 лях, снабженных высокооборотными двигателями, между коробкой передач и главной передачей устанавливают карданную передачу, • состоящую из двух валов — промежуточного и основного, которые в месте их соединения подвешивают к раме или днищу кузова при по- ; мощи промежуточной опоры. На легковых автомобилях часто вместо , этого применяют коробку передач с удлинителем. Для уменьшения ] вибраций карданные валы в сборе подвергают динамической балансировке.
Промежуточная опора. Промежуточная опора карданного вала ■ представляет собой шарикоподшипник 3 (см. рис. 136), на который установлены и завальцованы стальные крышки 2 с уплотнениями /, < удерживающими смазку и предохраняющими подшипник от загрязне- , ния. Подшипник вместе с крышками установлен в резиновой кольцевой подушке /8, что обеспечивает самоустановку подшипника и виброизоляцию карданной передачи от рамы автомобиля. Скобы задней крышки подшипника входят в пазы подушки, чем предотвращается ! проворачивание подшипника в подушке.
Глава XXI
ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА, ДИФФЕРЕНЦИАЛI
И ПРИВОД К ВЕДУЩИМ КОЛЕСАМ]
§ 85. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧЕ
Главная передача служит для приведения в необходимое соответствие частоты вращения вала двигателя с требуемой частотой вращения < ведущих колес автомобиля при его движении на прямой передаче. ■ Ввиду того, что оси вращения вала двигателя и ведущих колес перпен- . дикулярны, для главной передачи используют конические (с круговым зубом) и гипоидные зубчатые колеса.
В гипоидной передаче (рис. 141) оси валов не пересекаются, а скрещиваются, поэтому углы наклона зубьев колеса р2 и шестерни Рх различны (Рх > р2), а следовательно, неодинаковы и торцовые модули j (т^ > т/г)- В результате передаточное число гипоидной передачи : зависит не только от диаметров начальных окружностей, но и от углов ■ наклона зубьев:
и = z2/z1 = di cos p2/(di cos p^.
Вследствие этого при одинаковых передаточных числах гипоидная передача имеет меньшие размеры, чем коническая, а при равных раз- / мерах колес (d2) и передаточных числах диаметр di шестерни гипоидной
передачи больше, что создает благоприятные условия для повышения жесткости ведущего вала и его подшипникового узла. Гипоидная передача работает с большей плавностью, без шума.
Недостатком гипоидной передачи является наличие скольжения зубьев вдоль линии контакта. Оно повышает опасность заедания зубьев вдоль линии контакта и несколько снижает КПД передачи. Скольжение тем больше, чем больше смещение Е осей — гипоидное смещение. Для
Рис. 141. Схема гипоидной передачиРис. 141. Схема гипоидной передачипредупреждения заедания величину Е ограничивают, принимая для легковых автомобилей Е ^ 0,20 d2, для грузовых Е = 0,125 d2. С той же целью для смазки гипоидной передачи применяют специальное так называемое гипоидное масло.
Рис. 141. Схема гипоидной передачи
Рис. 141. Схема гипоидной передачи
Главные передачи разделяют также на одинарные, двойные, двойные разнесенные, двухступенчатые и проходные.
Одинарная главная передача (рис. 142, а) наиболее простая и распространенная. Ее применяют при передаточном числе главной передачи игп < 7,0. При больших значениях иГП размеры одинарной главной передачи создают затруднения при ее компоновке, ограничивают проходимость автомобиля. Тогда передачу делают двойной.
Рис. 142. Кинематические схемы главной передачи:Рис. 142. Кинематические схемы главной передачи:а — одинарной; б — двойной; в — двойной разнесенной; г — двухступенчатой; / — зубчатая муфтаа — одинарной; б — двойной; в — двойной разнесенной; г — двухступенчатой; / — зубчатая муфтаДвойная главная передача (рис. 142, б) состоит из двух пар зубчатых колес — конической и цилиндрической. Это позволяет реализовать большое передаточное число в достаточно компактной передаче.
Рис. 142. Кинематические схемы главной передачи:
Рис. 142. Кинематические схемы главной передачи:
а — одинарной; б — двойной; в — двойной разнесенной; г — двухступенчатой; / — зубчатая муфта
а — одинарной; б — двойной; в — двойной разнесенной; г — двухступенчатой; / — зубчатая муфта
При делении общего передаточного числа по ступеням передаточное число конической пары «к берут в пределах 1,74—2,7.
Двойная разнесенная главная передача (рис. 142, в) отличается от обычной тем, что в ней коническая и цилиндрическая пары выполнены в виде самостоятельных редукторов: центрального с коническими колесами и дифференциалом и двух конечных редукторов с цилиндрическими колесами, которые располагают у ведущих колес (бортовой редуктор) или встраивают в ступицу колеса (колесный редуктор).
При такой схеме главной передачи центральный редуктор получается компактным, уменьшаются нагрузки на дифференциал и полуоси, что позволяет сократить их размеры. Считают наиболее целесообразным применение разнесенной главной передачи для автомобилей и автобусов с нагрузкой на ведущую ось 90—120 кН.
Двухступенчатая главная передача (рис. 142, г) отличается от двойной возможностью изменения передаточного числа цилиндрической пары. Ее применяют для тягачей. Увеличение вдвое числа ступеней трансмиссии приводит к улучшению тяговых свойств и топливной экономичности автопоездов.
Проходную главную передачу устанавливают на автомобилях с колесной формулой 6x6 и 6x4. Ее монтируют в среднем ведущем мосту. Она представляет собой разновидность двойной главной передачи, которая одновременно с основными функциями осуществляет разделение крутящего момента между двумя задними ведущими мостами (автомобили семейства КамАЗ, ЗИЛ-131, «Урал-375»).
. ОДИНАРНАЯ ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА
На рис. 143 изображены типичные конструкции одинарных главных передач легкового и грузового автомобилей. Шестерня 5 конической или гипоидной передачи изготовлена как одно целое с ведущим валом 3, на переднем конце которого имеется втулка с фланцем /, служащая для присоединения к ведущему валу карданной передачи. Колесо 7 представляет собой сборную конструкцию, состоящую из зубчатого венца и корпуса 6 дифференциала, к которому венец прикреплен при помощи болтового соединения.
Минимальный шум при работе главной передачи, правильный боковой зазор в зацеплении и удовлетворительный контакт зубьев обеспечиваются: 1) комплектацией зубчатой пары по шуму и контакту, которую проводят на обкатном станке; 2) правильным взаимным расположением шестерни и колеса в картере после сборки передачи; 3) постоянством положения зубчатых колес во время работы передачи.
Для регулировки положения шестерни применяют компенсатор (кольцо или стальные регулировочные шайбы 4), являющийся технологическим звеном сборочной размерной цепи. Толщину компенсатора подбирают такой, чтобы отклонение контрольного монтажного размера А от номинального не превышало ±0,05 мм.
Правильность положения колеса регулируют различными способами в зависимости от конструкции главной передачи. Если передача неотделима от балки ведущего моста (рис. 143, б), то используют два
пакета стальных регулировочных прокладок 27. Уменьшением числа прокладок в одном пакете и увеличением на столько же толщины другого пакета перемещают колесо вдоль его оси, добиваясь нужного монтажного размера Б. Если передача представляет собой самостоятельное изделие (рис. 143, а), то положение колеса при сборке изменяют с помощью двух регулировочных гаек 10 (ослаблением одной и подтягиванием настолько же другой гайки).
Правильность взаимного положения зубчатых колес в собранной главной передаче окончательно контролируют проверкой бокового зазора в зацеплении и положения пятна контакта на зубьях.
Постоянство положения зубчатых колес во время работы передачи достигается обеспечением необходимой жесткости ведущего вала, зубчатых колес, опорных узлов и предварительным натягом подшипников.
Подшипники главной передачи воспринимают значительные радиальные и осевые нагрузки. Поэтому применяют радиально-упорные роликовые (конические) подшипники, которые устанавливают парами для обеспечения восприятия ими двусторонней осевой нагрузки и возможности их предварительного натяга. Подшипник ведущего вала, установленный непосредственно около шестерни, воспринимает большую радиальную нагрузку и продолжительное время (при движении автомобиля вперед) осевую нагрузку. В связи с этим его размер увеличивают по сравнению с размером подшипника, расположенного на переднем конце вала.
В главных передачах легковых автомобилей шестерня установлена консольно. В этом случае жесткость узла ведущего вала (рис. 144, а) повышают увеличением размеров сечений вала, уменьшением консоли т и увеличением расстояния п между опорами, для чего, в частности, основание конуса одного подшипника располагают противоположно основанию конуса другого подшипника.
В главных передачах грузовых автомобилей опоры ведущего вала размещают с двух сторон от шестерни (рис. 144, б), чем в основном и достигают необходимой жесткости вала. При этом заднюю опору делают плавающей. Для нее применяют обычно радиальный подшипник с длинными роликами. Расстояния k, I и t из соображения компактности берут минимально возможными по условиям компоновки узла.
Сущность предварительного натяга подшипников заключается в устранении зазоров и создании начального сжатия тел качения. Для объяснения его необходимости рассмотрим схему, данную на рис. 144, в. В схеме осевая податливость деталей заменена условно упругой деформацией пружин I и //, имеющих одинаковую жесткость с.
Если предварительная затяжка пружин отсутствует, то осевая сила Fx, воздействующая на вал, уравновешивается силой упругости пружины /, т. е.
Fx = cf0, (89)
где f0 — деформация пружины /, равная осевому перемещению вала и шестерни,
Рис. 144. Подшипниковые узлы ведущего вала главной передачи и схема предварительного натяга подшипников:
а и б —- узлы соответственно легкового и грузового автомобиля; в — схема; / — пакет регулировочных прокладок; 2 — манжетное уплотнение; 3 — гря- зеотражатель; 4 — гайка; 5 — плавающая опора вала; 6 — ма^лосгонное кольцо
Если же пружины были затянуты и имели предварительную деформацию /аат, то после приложения силы Fx вал сместится на величину f, соответствующую новому условию равновесия
Рх = С(иа-П-С(Гзат-П. (90)
Из сравнения выражений (89) и (90) следует, что / = 0,5 /0, т. е. предварительная затяжка подшипников позволяет значительно уменьшить упругое смещение зубчатых колес главной передачи и тем обеспечить постоянство условий зацепления.
Предварительный натяг подшипников ведущего вала обычно создают осевой затяжкой их внутренних колец гайкой 4 (см. рис. 144) до отказа и регулируют с помощью пакета металлических регулировочных прокладок. Для уменьшения натяга добавляют прокладку, для увеличения — удаляют.
Предварительный натяг подшипников 8 (см. рис. 143) колеса выполняют по-разному. В конструкции, изображенной на рис. 143, б, для его осуществления подшипники в картере передачи устанавли-
вают так, чтобы вершины их конусов были направлены в разные стороны (враспор), и затягивают место стыка крышки 19 и картера 12. Регулировку выполняют изменением толщины двух пакетов регулировочных прокладок 27. При увеличении толщины одновременно обоих пакетов возрастает предварительный натяг подшипников. В конструкции, изображенной на рис. 143, а, предварительный натяг подшипников 8 создается при помощи регулировочных гаек 10.
Дополнительно деформацию колеса главной передачи при больших нагрузках ограничивает упор 15. Зазор между упором и колесом регулируют винтом 14, который стопорят гайкой 13.
87. ДВОЙНАЯ ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА
Конструкция неразнесенной двойной главной передачи (рис. 145) имеет следующие особенности. Шестерни конической и цилиндрической передач изготовлены как одно целое с соответствующими валами, а колеса — в виде зубчатых венцов. При этом колесо 17 конической пары скреплено заклепками с фланцами промежуточного вала 22, а колесо 23 цилиндрической пары — болтовым соединением с корпусом дифференциала.
Зацепление конических колес регулируют пакетами стальных прокладок 2 и 18. Предварительный натяг подшипников ведущего вала регулируют пакетом прокладок 7, промежуточного вала — пакетами прокладок 18, корпуса дифференциала — регулировочными гайками 27.
Конструкция центрального редуктора разнесенной двойной главной передачи автомобиля МАЗ-500 сходна с одинарной главной передачей автомобиля ГАЗ-53А (см. рис. 143, а). Колесный редуктор изображен на рис. 146. Он представляет собой планетарный редуктор с застопоренным водилом и состоит из солнечной шестерни 8, насаженной на шлицы 12 наружного конца полуоси; трех сателлитов 7, свободно вращающихся на осях 4, закрепленных в неподвижном водиле, и коронного колеса / с внутренними зубьями.
Коронное колесо, являющееся ведомым элементом передачи, винтами прикреплено к ступице 19 ведущего колеса автомобиля. Водило состоит из двух частей — чашек: внутренней 2 со шлицевой ступицей и наружной 13, соединенных между собой болтами. Оно посажено на конец кожуха 15 полуоси и связано с ним шлицевым соединением, поэтому не вращается (застопорено).
Планетарная зубчатая передача с застопоренным водилом представляет собой обычную передачу с промежуточной шестерней (три сателлита). Передаточное число такой передачи равно отношению чисел зубьев коронного колеса и солнечной шестерни. Вследствие наличия трех промежуточных шестерен крутящий момент от солнечной шестерни к коронному колесу передается тремя зацеплениями (потоками), что позволяет уменьшить размеры зубчатых колес и колесного редуктора в целом.
Рис. 145. Двойная главная передача автомобиляРис. 145. Двойная главная передача автомобиляЗИЛ-130: зацепления коническойЗИЛ-130: зацепления конической/ — шестерня конической пары; 2 — прокладки для регулировки пары; 3задний подшнпкнк ведущего вала; 4 — канал подвода масла к подшипникам ведущего вала; 5 — ведущий вал; 6 — распорная втулка; 7 — прокладки для регулировки предварительного натяга; 8 — корпус подшипников ведущего вала; 9 передний подшипник ведущего вала; 10 — уплотнительная прокладка; 11 и 31 упорные шайбы; 12 и 19 крышки; 13 — манжетное уплотнение; 14 — фланец; 15 — гайка; 16 — канал, отводящий Масло от подшипников ведущего вала; 17 — колесо конической пары; 18 —• прокладки для регулировки подшипников промежуточного вала н зацепления конической пары, 20 шестерня цилиндрической пары; 21 — подшипник промежуточного вала; 22 - промежуточный вал; 23 — колесо цилиндрической пары; 24 — корпус дифференциала; 25 — подшипник корпуса дифференциала; 26 — картер главной передачи; 27 — регулировочная гайка, 28 стопорная пластина; 29 — крышка подшипника корпуса дифференциала; 30 — сателлит, 32 — полуосевая шестерня; 33 — крестовина
Рис. 145. Двойная главная передача автомобиля
Рис. 145. Двойная главная передача автомобиля
ЗИЛ-130: зацепления конической
ЗИЛ-130: зацепления конической
25 24 23 22 21 20
Рис. 146. Колесный редуктор и привод ведущего колеса автомобиля МАЗ-500:
/ — коронное колесо; 2 — внутренняя чашка водила; 3 — роликоподшипник са-теллита; 4 — ось сателлита; 5 — стопорный внит; 6 — большая крышка; 7 — сател-лит; 8 — солнечная шестерня; 9 — малая крышка; 10 — упорный сухарь полуоси;// — стопорное кольцо; 12 — шлнцы: /5 — наружная чашка водила; 14 — шлицы;15 — кожух полуоси; 16 — полуось; 17 — манжетное уплотнение; 18 — сдвоенныйраднально-упорный роликоподшипник ступицы; 19 — ступица ведущего колеса;20 — распорная втулка; 21 — радиальный роликоподшипник Ступнцы; 22 — гайказатяжки подшипников ступицы; 23 — распорная шайба; 24 — контргайка; 25 —прижим для закрепления обода колеса на ступице
§ 88. ДИФФЕРЕНЦИАЛ
На повороте (рис. 147) каждое колесо ведущей оси, вращаясь вокруг своей оси, поворачивается вместе с автомобилем вокруг центра О поворота. В этом случае вследствие сцепления колес автомобиля с дорогой поступательные скорости внутреннего (ближнего к центру поворота) колеса ив, наружного ин и воображаемого, расположенного посередине оси, и0 оказываются разными. Из условия равенства угловых скоростей соа различных элементов автомобиля при повороте вокруг центра О имеем
«а = Vq/R = VhKR + ^) 5=1 Vb/(R — ^
ИЛИИЛИ©JR = ©H/(R +^) = ^bKR — а)>©JR = ©H/(R +^) = ^bKR — а)>(91)(91)
ИЛИ
ИЛИ
©JR = ©H/(R +^) = ^bKR — а)>
©JR = ©H/(R +^) = ^bKR — а)>
(91)
(91)
где R и а — см. рис. 147; сок = со2— угловая скорость колес при прямолинейном движении автомобиля; (он и wB — угловые скорости соответственно наружного и внутреннего колес автомобиля; w2— угловая скорость колеса главной передачи.
Из уравнения (91) следует, что
(он = (о2[1+ (й/^)]; ®в = ®2[1 -(a/R^.
Поэтому на повороте связь между ведущими колесами автомобиля не может осуществляться одним общим валом. Она должна быть такой, которая позволяла бы наружному колесу автомобиля вращаться с большей угловой скоростью, а внутреннему колесу — с настолько же меньшей угловой скоростью по сравнению со скоростью зубчатого колеса главной передачи. Для этого и служит дифференциал.
Пт
Ыд
мг
Ын
Я
6
^1
Рис. 147. Схема движения автомобиля на повороте и работа дифференциала:
. / — схема сил и моментов; II — схема угловых скоростей; 1 — полуосейые шестерни; 2 — полуоси; 3 — сателлиты; 4 — колесо главной передачи; 5 — шестерня главной передачи; 6 — ось сателлитов
/Ц)
Vo=Va
&>2
Дифференциал устроен следующим образом (см. рис. 145). Корпус 24 дифференциала болтовым соединением скреплен с колесом 23 главной передачи и вращается вместе с ним. В корпусе закреплена крестовина (или ось) 33, на шипах которой сидят и могут свободно вращаться сателлиты 30. Две одинаковые полуосевые шестерни 32 находятся в постоянном зацеплении с сателлитами. Каждая шестерня соединена шлицами со своей полуосью (см. рис. 143, а), а каждая полуось — с ведущим колесом автомобиля. Сателлиты, полуосевые шестерни и корпус дифференциала (водило) образуют планетарный механизм с коническими зубчатыми колесами.
Сателлиты, являясь промежуточными шестернями, обеспечивают на повороте вращение полуосевых шестерен с разными угловыми скоростями, различающимися на величину 2to2afR. Их можно рассматривать так же, как равноплечий рычаг с опорой, лежащей на оси сателлита (см. рис. 147, /). Поэтому крутящий момент Мг, подведенный к корпусу дифференциала, всегда распределяется по ведущим колесам поровну (если пренебречь трением в механизме).
Дифференциал вступает в действие не только на повороте, но также при движении автомобиля по неровной дороге и в случае неодинаковой радиальной деформации шин ведущих колес.
СМАЗКА ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ДИФФЕРЕНЦИАЛА
Масло, необходимое для смазки главной передачи и дифференциала, заливают в картер главной передачи. Наиболее часто зубчатую пару главной передачи и дифференциал смазывают окунанием, подшипники — разбрызгиванием и маслом, стекающим по внутренней стенке картера.
Масло, находящееся в конических подшипниках, под действием центробежной силы направляется от вершины к основанию конуса подшипника, вследствие чего происходит его осушение. Этот эффект проявляется особенно сильно в подшипниках ведущего вала, вращающегося со значительной угловой скоростью. Чтобы обеспечить непрерывную смазку подшипников ведущего вала, в картере предусмотрен канал 4 (см. рис. 145), вход которого расположен против ко-
Рис. 148. Смазка подшипников ведущего вала главной передачи автомобиля ГАЗ-бЗА:
/ — маслоотводящий канал; 2 — маслосъемная трубка; 3 — маслоподводящнй канал; 4 — стопорный вннт; 5 — пружина
леса передачи. Масло, стекающее по стенке картера и сбрасываемое с колеса, попадает в этот канал и по нему поступает через горловину картера в пространство между подшипниками. Пройдя через подшипники и канал 16, масло возвращается в масляную ванну.
В некоторых конструкциях (рис. 148) подшипники ведущего вала смазываются при помощи маслосъемной трубки 2. Она установлена свободно в отверстии картера, застопорена винтом 4 и прижата к наружному торцу колеса передачи пружиной 5. Соприкасаясь с торцом колеса, трубка 2 собирает с его поверхности увлекаемое колесом масло и подает его в маслоподводящий канал 3, предусмотренный в картере. По каналу 3 масло поступает к подшипникам и, пройдя через них, возвращается в масляную ванну через маслоотводящий канал /.
Если корпус дифференциала глухой, то в нем предусматривают специальные отверстия для доступа масла к трущимся поверхностям дифференциала. Иногда для улучшения смазки дифференциала применяют маслоуловитель 11 (см. рис. 143, а), вставляемый в отверстие корпуса дифференциала и закрепляемый винтами.
Для смазки главных передач с коническими зубчатыми колесами используют трансмиссионное масло тех же сортов, что и для коробок передач. Для гипоидных передач применяют гипоидные масла. Они отличаются от обычных трансмиссионных масел большей прочностью пленки и содержат специальные противозадирные присадки.
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ И ОСНОВЫ РАСЧЕТАОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ДИФФЕРЕНЦИАЛА
Картер главной передачи отливают обычно из ковкого чугуна. Его изготовляют как одно целое с балкой ведущего моста (см. рис. 143, б) или отделяемым от балки с разъемными гнездами под подшипники корпуса дифференциала (см. рис. 143, а и 145). Наибольшее распространение имеет вторая конструкция, облегчающая монтажно-демонтажные и регулировочные работы. Для облегчения сборки часто горловину картера, в которой размещены ведущий вал и его подшипники, делают разъемной. В отделяемом картере предусматривают круглый фланец для крепления главной передачи к балке моста. Правильность расположения картера относительно балки обеспечивается центровочными штифтами.
Зубчатые колеса главной передачи относятся к наиболее нагруженным деталям автомобиля, работающим в условиях динамического нагружения. Поэтому их изготовляют из высококачественных высоколегированных цементуемых сталей 20ХН2М, ЗОХГТ, 20ХНЗА. После цементации и закалки твердость на поверхностях зубьев достигает HRC 58—64 (а сердцевины у основания зуба только HRC 26—35). Это обеспечивает высокие поверхностную прочность зубьев, прочность на изгиб и сопротивление ударным нагрузкам.
Расчет зубчатых колес одинарной конической главной передачи можно производить так.
Исходя из заданного передаточного числа ыгп, подобрать числа зубьев шестерни гх и колеса г2 такими, чтобы действительное переда-
a)6)
Рис. 149. Начальные этапы эскизной компоновки главной передачи:
а — построение образующих конусов; б — формо- и размерообра-зованне зубчатых венцов
точное число zs/zx как можно меньше отличалось от заданного. Так как лимитирующим является число зубьев шестерни, то его определяют прежде всего. В зависимости от игп выбирают одно из приведенных ниже значений zf.
“гп 2,5 3 4 5 6—8
zi 15 12 9 76
Определить углы делительных конусов колеса 62 и шестерни 6, по формулам б2 = arctg (z2/zx); бх = 90° — б2.
Найти ориентировочную величину конусного расстояния Re (в мм) по эмпирической формуле
Re ^ 14 /Ме maxWrn •
Определить общую часть ширины b зубчатых венцов. Учитывая непостоянство размеров зуба по его длине, приводящее к различной деформации зуба по длине и связанной с этим неравномерности распределения нагрузки, принимают b 0,3 Re.
На этом этапе проектирования можно начать эскизную компоновку передачи (рис. 149, а). Провести оси валов ООг и ОО2 и общую образующую делительных конусов, на которой отложить отрезки ОА = Re и АБ = Ь. В точках А и Б восставить к общей образующей два перпендикуляра — образующие дополнительных конусов.
Рассчитать внешний окружной модуль
те = 2Re/V z, + z2.
Полученное значение те округляют до третьего знака после запятой,
Определить коэффициент смещения по эмпирической формуле х = 0,411-(!/«?„)].
Коническую пару главной передачи делают равносмещенной. Это способствует выравниванию удельных скольжений зубьев шестерни и колеса, в результате чего повышается их сопротивляемость истиранию и заеданию.
Найти высоту головки и ножки зуба на внешнем дополнительном конусе:
hae = me (0,85 4-х); 6/e = /ne(l,05 —х).
На эскизе ограничить размеры зуба по высоте построением образующих конусов Впадин и вершин, проведя их условно через общую вершину О.
В действительности для получения постоянного по всей длине зуба радиального зазора в зацеплении, равного 0,2 т(, необходимо углы конуса впадин 6/ и конуса вершин Ьа уточнить так, чтобы соблюдалось условие
6/14-6-2-6-1 + 6/2 = 90°.
Произвести формо- и размерообразование основных элементов шестерни и колеса (см. рис. 149, б), а затем поверочный расчет зубьев на изгиб и на выкрашивание рабочих поверхностей по методике, изложенной в § 81. Для этого коническую передачу заменить эквивалентной цилиндрической передачей со следующими параметрами:
модулем зубьев, равным модулю конических колес в среднем сечении,
Шпт = tne[\— ^bblR^ COS 0,
где 0 — угол наклона зуба посередине зубчатого венца, который в конической передаче одинаков для шестерни и колеса (берут обычно в пределах 35—40°);
делительными радиусами шестерни и колеса, равными длине образующих начальных дополнительных конусов:
7*щуу/1 " ^Re 0,56) — , fфю/2 = (^е 0,56) ЦГпмгп
и с межосевым расстоянием а = aw = rmilil 4- г^^ эквивалентными числами зубьев и передаточным числом
^i = z1/(cos61cos20); зг,/2 = 2a/(cos 62 cos2 0); и»/= z^/^i-
Расчетную нагрузку Л4р определить так же, как при расчете зубчатой пары первой передачи коробки передач. Коэффициент v вычислить по эмпирической формуле
v = l,14}/ 200 + 0, где 0 — в град.
Запас прочности пв при расчете допускаемого напряжения [сти] взять равным 2—3, допускаемое напряжение [стк] — в пределах 1500—2500 МПа.
Ведущий вал и подшипники главной передачи рассчитывают аналогично валам и подшипникам коробки передач. Силы (окружная Ръ радиальная РГ1 и осевая F^), воздействующие на шестерню (рис. 150), определяют по формулам
Fx = Mp/rwml = Л4р/[(7? - 0,56) sin 6J;
(92)(92)Fn = (Fx/cos 0) (tg 20° cos 6X =p sin 0 sin 6X);
(92)
(92)
Fxi = (Fi/cos 0) (tg 20° sin 6X ± sin 0 cos 6X),
где rwmi — средний начальный радиус шестерни.
На колесо передачи действуют силы, по абсолютной величине равные: окружная — силе Ръ радиальная — силе РХ1 и осевая — силе РГ1 (см. рис. 150).
При выводе формул (92) за положительное направление сил приняты направления осевой силы к основанию конусов и радиальной силы к оси вала. Знак «плюс» перед вторым членом в скобках ставят при совпадении направления вращения шестерни с направлением зубьев, знак «минус» — при несовпадении (рис. 151), Поэтому для зубьев шестерни задают левое направление при левом ее вращении и правое при правом вращении для того, чтобы во время переднего хода шестерня отжималась от колеса в осевом направлении. Тем самым в зацеплении поддерживается боковой зазор, необходимый для нормальной работы передачи.
Корпус дифференциала отливают из ковкого чугуна или из стали. Обычно он состоит из двух половин, центрируемых между собой и скрепляемых винтами. Посадочные места корпуса под подшипники, ось или крестовину, на которых сидят сателлиты, и сферические упорные поверхности под сателлитами подвергают закалке ТВЧ.
Сателлиты, ось, крестовину и полуосевые шестерни изготовляют из сталей тех же марок, что и зубчатую пару главной передачи. Зубчатые колеса дифференциала делают коническими прямозубыми, так
Рис. 150. Схема сил, действующих в конической передаче: сплошные стрелки на шестерню; штриховые — на колесоРис. 150. Схема сил, действующих в конической передаче: сплошные стрелки на шестерню; штриховые — на колесоРис. 151. Направление зубьев при различных направлениях вращения шестерни конической передачи с круговым зубомРис. 151. Направление зубьев при различных направлениях вращения шестерни конической передачи с круговым зубом
Рис. 150. Схема сил, действующих в конической передаче: сплошные стрелки на шестерню; штриховые — на колесо
Рис. 150. Схема сил, действующих в конической передаче: сплошные стрелки на шестерню; штриховые — на колесо
Рис. 151. Направление зубьев при различных направлениях вращения шестерни конической передачи с круговым зубом
Рис. 151. Направление зубьев при различных направлениях вращения шестерни конической передачи с круговым зубом
Рис. 152. Этапы эскизной компоновки дифференциала: а — начальные построения; б — формообразование полуосевой шестерни; е — формообразование сателлита
как частота вращения их не превышает 50 об/мин. Дифференциалы легковых автомобилей имеют два, а грузовых — четыре сателлита.
Наружному торцу сателлита придают сферическую форму для самоустановки в корпусе. С целью уменьшения трения и износа корпуса в отверстие сателлита иногда запрессовывают бронзовую втулку, а между корпусом и наружными торцами зубчатых колес дифференциала устанавливают упорные шайбы. Их изготовляют из бронзовой ленты или низкоуглеродистой листовой стали. Стальную шайбу цианируют, а после закалки фосфатируют.
Расчет зубчатых колес дифференциала начинают с задания числа зубьев: для сателлита гх = 10 4- 12; для полуосевой шестерни г2 = = 14 + 25. Затем определяют угол делительных конусов:
^ = arctg (zi/z2); 52 = 90° —5i
и на эскизной компоновке проводят общую образующую ОД (рис. 152, а).
По эмпирической формуле подсчитывают ориентировочное значение внешнего окружного модуля (в мм):
те = ^ 0,1АДе max ^гп»
где и?п — передаточное число части главной передачи до дифференциала.
Из геометрии зацепления находят внешний делительный диаметр полуосевой шестерни, а затем длину общей образующей:
de2 = mez2; R = d62/(2 sin 62).
Затем производят формообразование зубчатых колес дифференциала (рис. 152, бив) аналогично колесам главной передачи.
При расчете шипов крестовины или оси сателлитов определяют напряжение среза, а также лдгруз ку q, отнесенную к проекции цапфы на ее диаметральную плоскость. Срез'ш ипа происходит в двух сече-
ниях, соответствующих торцам сателлита. На каждый сателлит одновременно действуют две суммирующиеся окружные силы Fv Поэтому размеры d и I шипа (рис. 152, в) выбирают такими,чтобы удовлетворялись условия
тср = 4F1/(nd2) < 60 ч- 100 МПа; q = 2Ft,dl ^ 50 ч- 70 МПа.
§ 91. ПРИВОД К ВЕДУЩИМ КОЛЕСАМ
Привод к задним ведущим колесам осуществляют обычно с по-, мощью цельных валов — полуосей. Характер нагружения полуоси зависит от конструкции подшипникового узла ведущего колеса. На рис. 153, а изображена схема типичного подшипникового узла ведущего колеса грузового автомобиля. Ступица / колеса автомобиля
при помощи двух радиально-упорных роликоподшипников 2 установлена непосредственно на цапфе балки 3 моста. Вследствие этого силы, воздействующие на колеса (вертикальная Z, продольная Р и боковая Y реакции дороги), воспринимаются непосредственно балкой, а полуось 4 нагружена только крутящим моментом. Такую полуось называют разгруженной.
На рис. 153, б приведена схема типичной конструкции подшипникового узла ведущего колеса легкового автомобиля. Колесо прикреплено непосредственно к фланцу 6 полуоси, наружный конец которой посредством подшипника 5 опирается на полуосевой рукав. В этом
случае полуось нагружена не только крутящим моментом, но и изгибающими моментами: Za — от нормальной реакции дороги и Yr — от боковой реакции, действующими в плоскости чертежа, и Рг — от продольной реакции (силы тяги Рт или тормозной Рх сил), действующей в горизонтальной плоскости. Такую полуось называют полураз- груженной.
утолщенного конца для шлицевого соединения с 1утолщенного конца для шлицевого соединения с 1Полуось состоит из стержня, фланца для соединения с колесом и
утолщенного конца для шлицевого соединения с 1
утолщенного конца для шлицевого соединения с 1
Рис. 153. Полуоси:Рис. 153. Полуоси:а — полностью разгруженная; б — полураз*груженнаяа — полностью разгруженная; б — полураз*груженнаяполуосевой шестерней. Ее изготовляют из прутковых сталей ЗОХГСА, 35ХГСА, 40Х, 40ХНМА. Концевые участки формируют горячей высадкой на горизонтально-ковочной машине.", Для повышения предела выносливости готовую полуось подвергают поверхностному упрочнению — накаткой роликами или дробеструйной обработкой.
Рис. 153. Полуоси:
Рис. 153. Полуоси:
а — полностью разгруженная; б — полураз*груженная
а — полностью разгруженная; б — полураз*груженная
Разгруженную полуось рассчитывают только на кручение. Ее минимальный диаметр dno определяют из условия прочности
Тк ■
= Alp/(0,2d^) < 500 ч- 600 МПа.
Расчетный момент Мр определяют согласно первому или второму расчетному режиму, т. е. по такому режиму, при котором момент получается меньше.
При расчете полуразгруженной полуоси, опасным сечением которой является сечение под подшипником, рассматривают три расчетных случая нагружения: 1) при движении автомобиля с максимальной силой тяги ^тах на ведущем колесе; 2) при движении с боковым скольжением (заносе); 3) при переезде колеса через препятствие (динамическое нагружение).
В первом случае на колесо действуют крутящий момент Мр и результирующая сила К^ + 'Рттах, лежащая в плоскости, перпендикулярной полуоси и отстоящей от опасного сечения на расстояние а. Этому сложному напряженному состоянию полуоси соответствует условие прочности
а = К^+^^ОМ^ГДО, 1^по)^300н-400 МПа.
В случае заноса боковая сила достигает максимального значения Z (ртах при Рт = 0, вледствие чего второму расчетному случаю соответствует условие прочности
ои = Z (а + Гфтах)/(0,1 dn0) =< 600 4-750 МПа.
При предварительных расчетах можно принимать (ртах = 1,0, а значение силы Z в соответствии со статическим распределением полного веса автомобиля.
В третьем расчетном случае рассматривают изгиб полуоси под воздействием только динамической вертикальной реакции Z„ чему соответствует условие прочности
ои = 7дй/(0,1^о) = КдСа/(0,1^о) < 750 МПа,
где О — вертикальная нагрузка на одно колесо; Кд — коэффициент динамичности (для легковых автомобилей Кх= 1,5 4- 1,75; для грузовых Кд = 1,8 4- 2,0),
Раздел пятый
ХОДОВАЯ ЧАСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Ходовая часть является экипажной основой автомобиля. Она состоит из несущей системы, передней и задней осей, именуемых мостами, колес с шинами и подвески, соединяющей мосты с несущей системой (рамой или кузовом).
Глава XXII
НЕСУЩИЕ СИСТЕМЫ И МОСТЫ
НЕСУЩИЕ СИСТЕМЫ
Несущие системы автомобиля являются основанием, на котором монтируют двигатель, агрегаты трансмиссии, механизмы органов управления, дополнительное и специальное оборудование, а также кабину и грузонесущую емкость (в грузовых автомобилях). Они бывают в основном двух разновидностей: рамные и безрамные. Рамные конструкции применяют преимущественно для грузовых автомобилей, а безрамные — для легковых автомобилей и автобусов. При безрамной конструкции функции несущей системы выполняет кузов.
Рама (рис. 154) состоит из двух продольных балок — лонжеронов 7 и поперечин //; соединяющих лонжероны. Эти детали изготовляют, холодной штамповкой из листовой стали и соединяют заклепками:- Обычно применяют низкоуглеродистые стали 15, 20 и 25. Лонжероны автомобилей ЗИЛ штампуют из стали ЗОТ, что позволяет уменьшить вес рамы примерно на 15—20%.
В поперечном сечении лонжерон имеет вид швеллера. Стремясь к равнопрочности на изгиб, сечение лонжерона делают по дайне переменным, соответствующим распределению изгибающих моментов по длине рамы.
Лонжероны рамы расположены полками внутрь. К стенке и полкам лонжеронов прикреплены заклепками присоединительные детали (кронштейны рессор, амортизаторов, задних опор двигателя и т. п.), необходимые для установки на раме различных элементов автомобиля. В передней части рамы имеется буфер 4 и два буксирных крюка 2, 238
Рис. 154. Рама автомобиля ЗИЛ-130:
1, 8 и 24 — брызговики; 2 — буксирные крюки; 3, //, 14, 16 и 19 — поперечины; 4 — передний буфер; 5 — кронштейн буфера; б — усилители крепления переднего буксирного крюка; 7 — лонжероны; 9 — кронштейн амортизатора; 10 — кронштейн задней опоры дви» гателя; 12 — кронштейн кабины; 13 — усилительная накладка; 15 — опорные кронштейны дополнительной рессоры; 17 — раскос; 18 — буксирная скоба; 20 — буксирное устройство;
21 и 23 — кронштейны крепления рессор; 22 — кронштейн платформы
скрепляемых с рамой болтовым соединением, а в задней части — буксирное устройство 20.
Установлено, что поломка рам наступает в результате усталостных явлений. Сварные рамы применяют ограниченно, так как предел выносливости сварного шва в 4—5 раз меньше, чем материала соединяемых деталей.
Несущие кузова автобусов средней и большой вместимости каркасные или интегральные. На рис. 155, а изображена несущая система каркасного кузова. Она состоит из сварных в виде ферм поперечин 2, стоек 4, шпангоутов 3 (дугообразных брусьев), продольных брусьев (стрингеров) /, лобовых и тыловых брусьев 5. Эти элементы изготовляют из труб прямоугольного сечения, штампованными или
Рис. 155. Несущие системы кузовов автобуса; а — каркасного; б — интегрального
Рнс. 156. Каркас кузова автомобиля «Москвич-1500»:
/ — днище; 2 — рама; 3 — передняя часть; 4 — крыша; 5 — стойки; 6 — задняя часть
комбинированными — из труб и штампованных частей. Они соединены сваркой и образуют жесткую и прочную пространственную стержневую систему, к которой прикреплены не несущие нагрузок внешняя и внутренняя обшивки кузова. Пространство между обшивками может быть заполнено звуко- и теплоизоляционным материалом.
На рис. 155, б показана несущая система интегрального кузова. Она состоит из рамы и легкого ажурного каркаса с небольшим числом шпангоутов, между которыми имеются широкие оконные проемы. Рама, составляя с каркасом одно целое, обеспечивает необходимые прочность и жесткость кузова.
Несущей системой легкового автомобиля массового производства является корпус кузова, который состоит из нескольких предварительно собранных узлов (рис. 156). Элементы узлов штампуют из тонкого стального листа и сваривают. В стыкуемых частях узлов сделаны фланцы, которые увеличивают их жесткость и служат для сварки узлов. Узлы из отдельных деталей и корпус кузова из узлов собирают в специальных кондукторах и сварочных машинах, что обеспечивает высокую точность изготовления несущей оболочки кузова.к
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
Мостами называются узлы автомобиля, которые соединяют колеса одной оси между собой и с несущей системой. Мосты с колесами служат опорой для несущей системы. Они воспринимают и передают нагрузки от рамы (или кузова) на дорогу и от дороги к раме.
Мосты различаются по функциональному признаку (ведущие, направляющ?^ и расположению (передние, средние, задние). Передние мосты всегда являются направляющими, а у автомобилей с передними ведущими колесами — одновременно и ведущими, 240
Рис. 157. Передний мост автомобиля ЗИЛ-130:
/ — поворотный кулак; 2 и 4 — раднально-упорные роликоподшипники ступицы колеса; 3 — ступица колеса; 5 — гайка; 6 — стопорные шайбы; 7 — контргайка; 8 — шип гайки; 9 — манжетное уплотнение; 10 — регулировочная прокладка; // — шкворень; 12 — клин; 13 — металлокерамическая шайба — подшипник; 14 — опорная шайба; 15 — балка моста; 16 — пресс-масленка; 17 — втулка шкворня; /8 — опорный диск тормоза; 19 — тормозной барабан
Базовой деталью моста является балка. Если колеса связаны с бал
кой жестко, то мост называется неразрезным; если они связаны упруго, — разрезным.
Неразрезные передние мосты применяются обычно только для грузовых автомобилей и автобусов. На рис. 157 в качестве примера неразрезного моста изображен передний мост автомобиля ЗИЛ-130.
I Балка 15 моста имеет утолщенные концы, которыми она через металло- 1 керамическую шайбу — подшипник 13 опирается на поворотный кулак /. Последний через два радиально-упорных подшипника 2 и 4, посаженных на цапфу кулака, и ступицу 3 опирается на колесо.
Поворотный кулак соединен с балкой шарнирно при помощи шкворня //, который в отверстии балки закреплен клином 12, входя- )щим в лыску на шкворне. Этим достигается возможность поворота
jпередних колес. Верхняя и нижняя втулки 17 шкворня смазываются
, универсальной среднеплавкой смазкой (солидолом) через пресс-ма- сленки 16, ввернутые в головки вильчатой части поворотного кулака. Поступающая в нижнюю головку смазка по специальной канавке на шкворне проходит также к шайбе 13. Необходимый осевой зазор , в шкворневом соединении устанавливают с помощью стальной регу- ! лировочной прокладки 10.
'‘241 ,
Рис. 158. Схема для расчета балки переднего моста и эпюры моментовРис. 158. Схема для расчета балки переднего моста и эпюры моментовОсевую затяжку подшипников ступицы колеса регулируют гайкой 5, самопроизвольное отвинчивание которой предотвращает стопорная шайба 6 и контргайка 7. Подшипники смазывают жировой смазкой 1-13, закладываемой в полость ступицы 3, и защищают от загрязнения манжетным уплотнением 9.
Рис. 158. Схема для расчета балки переднего моста и эпюры моментов
Рис. 158. Схема для расчета балки переднего моста и эпюры моментов
Балку моста и поворотный кулак изготовляют из сталей ЗОХ, 40Х, 45. Заготовки получают объемной штамповкой. Для шкворня используют прутки из цементуемых легированных сталей 20Х, 18ХГТ, 20ХНЗА или из стали 45; поверхность его закаливают ТВЧ. Ступицы колес отливают из ковкого чугуна КЧ 35-10 или КЧ 37-12.
Расчет балки моста, поворотного кулака и шкворня производят для двух случаев нагружения моста: при торможении автомобиля с максимальным замедлением и при заносе. Расчетные схемы составляют с допущениями: считают геометрические оси цапф совпадающими, оси шкворней вертикальными, балку прямой (рис. 158).
Во время торможения на передний мост действуют две группы сил. К первой группе относятся вертикальные нагрузки G' и G" и толкающие усилия Т и Т", приложенные к площадкам крепления рессор, ко второй группе — нормальные Z* и Z" и продольные Рх и Рх реакции дороги, приложенные к колесам. При упрощенных расчетах можно считать, что Z* = Z" = 0,5 Zv, Рх = Рх = 0,5 <^ZX (где Zx нормальная реакция дороги на переднюю ось автомобиля, соответствующая статическому распределению силы тяжести автомобиля по осям).
При заносе силы Т и Рх отсутствуют, но на переднюю ось через рессоры действует боковая сила Р^, приложенная на высоте hg центра тяжести автомобиля, а на колеса, помимо нормальных реакций, '— боковые реакции ¥' и У", препятствующие скольжению автомобиля вбок.
Балка моста при торможении изгибается в вертикальной плоскости моментом Мв, в горизонтальной — моментом Мг> а участки моста от головок до площадок для крепления рессор скручиваются момен- 242
том Л4Т. Эпюры этих моментов представлены на рис. 158. Максимальные значения моментов
AfB = 0,5Z1/2; Мг = O.SyZ^; /Ит = Ptr = 0^Zxr.
Согласно эпюрам опасными при торможении" являются сечения балки под площадками крепления рессор. Условия прочности этих сечений при изгибе и кручении следующие:
a»-M.)-HW=0^ [(Гиг + Ф^ив)/(^в^иг)] ^ 300 МПа;
TK = AfT/^K = 0,5(pZ1r/rK^ 150 МПа,
где №ив, 1^иг и W^ •— моменты сопротивления опасных сечений балки соответственно при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях и кручении (без учета наличия площадки крепления рессоры).
Во время заноса балка изгибается только в вертикальной плоскости под действием момента ZZ + Yr. Согласно эпюре этих моментов (рис. 158) при заносе возможным опасным сечением для той половины балки, в сторону которой действует сила Рн1, является сечение А—А по шкворневому отверстию в головке, а для противоположной половины балки •— сечение Б—Б под площадкой крепления рессоры. Изгибающие моменты в этих сечениях
(93)(93)М„а = Z'k - Y'r = Т (Z, - фг) = (Zi/2) [1 + (2ф^/В)] (Zj - фг)$ 1 Мив = Z"k + V"r = Z" (Z2 + фг) = (Zi/2) [1 + (2ф/15/В)] (Z2 + фг). /
(93)
(93)
Из опыта эксплуатации автомобилей известно, что у поворотного кулака опасным является сечение А-—А (рис. 159), в месте перехода цапфы 1 во фланец 2 крепления опорного диска тормоза. При торможении момент Mt воспринимается этим диском, поэтому в сечении А—А возникает только напряжение от изгиба
ои = VMHMWh = ZJ3Kl+V/(2• 0,1 dy^550 МПа.
При заносе изгибающие моменты в опасных сечениях правого и левого поворотных кулаков различны. Их определяют по формулам (93), в которые вместо 1г и /2 подставляют /3.
Шкворень нагружен по концам силами, возникающими при взаимодействии с поворотным кулаком (рис. 159, б и в). При торможении
Рис. 159. Схемы для расчета поворотного кулака и шкворня:а — расчетная; бив — сил, действующих на шкворень соответственно в поперечной и продольной плоскостях автомобиляРис. 159. Схемы для расчета поворотного кулака и шкворня:а — расчетная; бив — сил, действующих на шкворень соответственно в поперечной и продольной плоскостях автомобиля
Рис. 159. Схемы для расчета поворотного кулака и шкворня:
а — расчетная; бив — сил, действующих на шкворень соответственно в поперечной и продольной плоскостях автомобиля
Рис. 159. Схемы для расчета поворотного кулака и шкворня:
а — расчетная; бив — сил, действующих на шкворень соответственно в поперечной и продольной плоскостях автомобиля
момент Zlx нормальной реакции дороги уравновешивается моментом пары сил Qe, действующих на кулак со стороны шкворня, т. е.
Тормозная сила TV приведенная к оси цапфы поворотного кулака, уравновешивается силами QT, действующими на кулак со стороны шкворня, а момент Рхг>—действием пары сил QM. Исходя из этого
Qx = Рт/2 = 0,5ф^х/2; QM = Q^Z^Ih^
Из рис. 159, бив следует, что наиболее нагружен при торможении нижний конец шкворня, на который действует результирующая сила
При заносе силы и моменты действуют только в поперечной плоскости. Условия равновесия правого и левого поворотных кулаков различны:
9заи = ^’к - Y'* Q^ = ^’к + Y'*.
Шкворень рассчитывают на изгиб и срез в сечении, совпадающем с нижним торцом головки балки моста, а втулку шкворня •— на смятие. За расчетное значение берут наибольшую из нагрузок (QTopM или QsaH). Условия прочности следующие:
аи = Q^№Ad^ ^ 500 МПа; тср = 49р/(л^) < 100 МПа;
осм = QP/(4A) < 50 МПа.
ЗАДНИЙ МОСТ
Балки задних (ведущих) мостов изготовляют цельными и составными. Цельные балки легковых автомобилей и грузовых малой и средней грузоподъемности сваривают из нескольких штампованных из листовой стали частей. Цельные балки грузовых автомобилей большой грузоподъемности (МАЗ-500) отливают из стали или ковкого модифицированного чугуна.
Цельная балка (рис. 160, а) состоит из трех основных элементов: двух полуосевых рукавов 3 и средней части 1, в которой размещена главная передача, представляющая собой самостоятельное изделие. К концу каждого полуосевого рукава сварной балки приварена цапфа балки с фланцем для крепления опорной детали тормозного механизма (при разгруженных полуосях) или корпус подшипника полуоси (при полуразгруженных полуосях). В полуосевые рукава литых балок запрессовывают трубы из легированной стали .— кожухи 6 полуоси, которые, как и цапфы сварных балок, служат для установки подшипников ступицы колеса.
Средней частью составной балки (рис. 160, б) служит картер 9 главной передачи и крышка 7 картера, стыкуемые в продольной вертикальной плоскости и соединяемые болтами. В картер и крышку запрессовывают и дополнительно скрепляют заклепками трубчатые полуосевые рукава 3, изготовляемые из стали 40 или 45. Противо- 244
Рис. 160. Балки задних мостов:
а — цельная (литая); б — составная; 1 — картерная часть; 2 — фланец; 3 — полу- осевой рукав; 4 и 8 — прокладки; 5 — крышка; 6 — кожух полуоси; 7 — крышка картера; 9 — -картер
положные концы рукавов выполняют функции цапфы балки либо к ним приваривают корпуса для установки подшипников полуосей. К полуосевым рукавам привариваются также различные элементы, необходимые для прикрепления к мосту деталей подвески и тормозов.
Расчет, балки заднего моста производят аналогично расчету балки переднего моста. Принимают для литых балок [аи1 = 300 МПа и kJ = 20 МПа; для балок, Сваренных из листовой стали, [crj = = 500 МПа и [tJ = 400 МПа.
Конструкция узла ведущего колеса заднего моста обусловлена схемой привода колеса. При полуразгруженной полуоси балка опирается на колесо через радиальный шарикоподшипник 24 (см. рис. 143, б) и полуось. Подшипник закреплен на полуоси запорным кольцом 26, напрессованным на полуось, а в корпусе 23 <— пластиной 22, укрепленной на фланце корпуса подшипника болтами.
При разгруженной полуоси (рис. 161) балка опирается на колесо через два радиально-упорных роликоподшипника 6 и 12 и ступицу 7 колеса. Ступица отлита из ковкого чугуна или стали. При наличии колесного редуктора она служит также его картером (см. рис. 146).
Рис. 161. Узел ведущего колеса автомобиля ГАЗ-53А:
/ — тормозной барабан; 2 — опорный диск тормоза; 3 — манжетное уплотнение; 4 — цапфа балки моста; 5 — балка моста; 6 и 12 — радиально- упориые роликоподшипники ступицы колеса; 7 — ступица колеса; 8 — гайка; 9 — стопорная шайба; 10 — контргайка; И — полуось; 13 — колесо
Наружные кольца подшипников запрессованы в ступицу, а внутренние смонтированы на цапфе 4 балки. Осевой натяг и регулировку пплптипников осуществляют гайкой 8. Ослабление затяжки подшипников предотвращается стопорной шайбой 9, зажатой между гайкой 8 и контргайкой 10.
Подшипники ступиц задних колес смазывают жировой смазкой 1-13 или маслом, которое применяют для смазки главной передачи. Полость узла подшипника защищена от проникновения грязи и влаги уплотнениями, предотвращающими также вытекание смазки.
КОЛЕСА
В общем случае колесо автомобиля состоит из шины, обода и диска. Шина служит для упругого взаимодействия колеса с дорогой, достижения в зоне их контакта необходимых сцепления и удельного дав-
Рис. 162. Основные части покрышки автомобильной шины:
В — ширина профиля; С — ширина раствора бортов; D — наружный диаметр.* Н — высота профиля; а — корона; б — боковина; d — посадочный диаметр; / — каркас; 2 — подушечный слой; 3 — протектор; 4 — боковина; 5 — борт; 6 — носок борта; 7 — основание борта; 8 — пятка борта; 9 — бортовая лента; 10 — крыльевая лента; // — наполнительный шнур; 12 — обертка; 13 — бортовая проволока
ления. Обод предназначен для фиксации шины на колесе, а диск ।— для присоединения обода с шиной к фланцу ступицы или полуоси.
Шины. Они относятся к числу наиболее ответственных и дорогостоящих элементов автомобиля. Шина обычно состоит из покрышки, камеры и ободной ленты (флепа).
Покрышка (рис. 162) имеет следующие основные части: каркас 1, протектор 3, подушечный слой (брекер) 2, боковину, борта 5.
Каркас, ограничивая объем камеры, воспринимает давление заключенного в ней воздуха, а во время работы шины несет также основные нагрузки, возникающие при взаимодействиях колеса и дороги. Его изготавливают из нескольких слоев резинокордной ткани так, чтобы нити корда в смежных слоях перекрещивались под определенным углом. Концы слоев корда закрепляют в бортах покрышки.
Протектор — это толстый слой резины, расположенный по короне покрышки и соприкасающийся с дорогой во время качения колеса. Он предназначен для обеспечения необходимой износостойкости шины, предохранения каркаса и камеры от механических повреждений, хорошего сцепления шины с дорогой благодаря особому рельефному рисунку.
Брекер представляет собой резиновый или резинокордный с разреженным кордом слой, расположенный между каркасом и протектором. Он служит для усиления каркаса в зоне беговой части протектора, а также для улучшения связи между каркасом и протектором.
Боковиной называется резиновый слой, покрывающий внешние боковые стенки каркаса и предохраняющий его от влаги и механических повреждений, а бортами — жесткие краевые части покрышки, служащие для крепления ее на ободе колеса.
После сборки покрышку вулканизируют в специальной форме, в результате чего все ее элементы прочно соединяются между собой,
Рис. 163. Вентиль камеры автомобильной шины:Рис. 163. Вентиль камеры автомобильной шины:/ — корпус; 2 — золотник; 3 — направляющий колпачок; 4 — пружина; 5 — клапан; 6 — втулка; 7 — ниппель; 8 — стержень; 9 — колпачок-ключ/ — корпус; 2 — золотник; 3 — направляющий колпачок; 4 — пружина; 5 — клапан; 6 — втулка; 7 — ниппель; 8 — стержень; 9 — колпачок-ключобразуя единую резинокордную конструкцию с заданными размерами и свойствами.
Рис. 163. Вентиль камеры автомобильной шины:
Рис. 163. Вентиль камеры автомобильной шины:
/ — корпус; 2 — золотник; 3 — направляющий колпачок; 4 — пружина; 5 — клапан; 6 — втулка; 7 — ниппель; 8 — стержень; 9 — колпачок-ключ
/ — корпус; 2 — золотник; 3 — направляющий колпачок; 4 — пружина; 5 — клапан; 6 — втулка; 7 — ниппель; 8 — стержень; 9 — колпачок-ключ
Камера представляет собой кольцевую трубу из эластичной воздухонепроницаемой резины. В ней находится сжатый воздух, обеспечивающий необходимую несущую способность шины. Для заполнения камеры воздухом имеется вентиль, представляющий собой обратный клапан, пропускающий
воздух внутрь камеры, но не выпускающий его наружу (рис. 163).
Ободная лента установлена между камерой и ободом колеса. Она предохраняет камеру от ис- । тирания об обод и защепления
бортами покрышки. В шинах легковых автомобилей, монтируемых на глубокие ободья, ободная лента не применяется.
В зависимости от рисунка протектора шины подразделяют на три группы. К первой группе относятся шины с мелким (дорожным) рисунком протектора (рис. 164, а). Их используют для автомобилей, работающих преимущественно на дорогах с твердым покрытием. Они обеспечивают качение колеса без шума, достаточное его сцепление с мокрым дорожным покрытием и отличаются износостойкостью. Для автомобилей, эксплуатируемых в смешанных условиях, применяют шины второй группы •— с универсальным (комбинированным) рисунком протектора (рис. 164, б). При работе по хорошим дорогам в контакте с покрытием находится средняя часть протектора с мелкорас- члененным рисунком, а при движении по грунтовым дорогам — боковые участки с крупными выступами ।— грунтозацепами. Автомобили, эксплуатируемые преимущественно по грунтовым дорогам, снабжают шинами третьей группы •— повышенной проходимости, имеющими крупнорасчлененный рисунок ■— грунтозацепы (рис. 164, в). Они хорошо сцепляются с грунтом и самоочищаются.
Рис. 164. Рисунки протектора: а — дорожный; б — универсальный; в — повы-Рис. 164. Рисунки протектора: а — дорожный; б — универсальный; в — повы-В зависимости от соотношения высоты Н к ширине В профиля (см. рис. 162) шины делят на обычные (Н/В = 0,9 -е- 1,1), широкопрофильные (И/В = 0,40 4- ч- 0,90) и арочные (Н/В = = 0,3 4- 0,4). Широкопрофильные шины устанавливают вместо сдвоенных шин
Рис. 164. Рисунки протектора: а — дорожный; б — универсальный; в — повы-
Рис. 164. Рисунки протектора: а — дорожный; б — универсальный; в — повы-
Рис. 165. Шины с различной конструкцией каркаса и протектора:
а — шииа обычной конструкции; б — шииа Р; в — шнна PC; 1 — брекер; 2 — каркас;
3 — съемные протекторные кольца
задних колес. При этом снижаются расходы шинных материалов и металла для ободьев и вес колес. Арочйые шины применяют для грузовых автомобилей, эксплуатируемых по бездорожью.
По способу герметизации воздушной полости шины разделяют на камерные и бескамерные. Последние отличаются наличием на внутренней поверхности покрышки герметизирующего слоя и уплотнительного бортового слоя, специальной конструкцией борта, при которой шину можно более плотно смонтировать на обод, и креплением вентиля непосредственно в ободе.
В зависимости от конструкции каркаса шины классифицируют на диагональные и радиальные (шины Р). У диагональных шин нити смежных слоев корда каркаса 2 (рис. 165, а) перекрещены между собой под углом 95*—115°, образуя сетку, а у шин Р они расположены радиально (рис. 165, б), т. е. в меридиональных сечениях. Вследствие этого шины Р имеют меньшие потери на внутреннее трение, в результате чего коэффициент сопротивления качению у них ниже, а ходимость в 1,5*—2 раза больше, чем у обычных шин.
Для грузовых автомобилей применяют также шины PC *— радиальные шины со съемным протектором (рис. 165, в), у которых изношенные протекторные кольца 3 могут быть легко заменены новыми.
Размеры шин обозначают двумя числами. Первое число указывает ширину профиля В, второе — посадочный диаметр d шины. Они даются в дюймах, миллиметрах или в смешанных единицах.
Выбор типа и размеров шины производят по сортаменту шин, исходя из заданных условий эксплуатации (тип) и нагрузки G на шину (размеры). Максимальная допускаемая нагрузка и размеры шины связаны зависимостью
Стах — kB^d + BWc + B),
где к-— коэффициент грузоподъемности шины, равный для шин легковых автомобилей 0,15*—0,17 МПа; для шин грузовых автомобилей 0,23*—0,27 МПа; dc *— посадочный диаметр, равный 0,508 м при стандартном ободе диаметром 20 дюймов.
Ободья и диски. Ободья с дисками в сборе, т. е. колеса без шин, различаются в основном по их принадлежности к тому или иному типу автомобиля. По этому признаку их подразделяют на три группы: колеса для легковых автомобилей, колеса для грузовых автомобилей (включая колеса автобусов и прицепов), колеса для автомобилей специального назначения.
Колеса легковых автомобилей имеют единую конструкцию и представляют собой неразборное соединение обода с диском (рис. 166), осуществленное точечной контактной сваркой. Обод изготовляют из листовой стали методом профилирования. В средней его части предусматривают кольцевое углубление •— монтажный ручей, облегчающее монтаж и демонтаж шины и повышающее жесткость обода. Диск изготовляют холодной штамповкой из того же материала, что и обод. Ему для получения необходимой жесткости придают сложную выпуклорельефную форму. Среднюю часть диска выполняют в виде фланца с крепежными отверстиями, которые имеют фаску под углом 60°, обеспечивающую центрирование колеса на ступице.
Колеса грузовых автомобилей бывают дисковые (рис. 167) и бездисковые (рис. 168). Для облегчения монтажно-демонтажных работ их ободья выполняют разборными в продольной или поперечной плоскости. Наиболее распространены дисковые колеса с ободьями, имеющими посадочный диаметр 20 дюймов.
При штамповке диску придают чашеобразную форму для достижения требуемой жесткости и необходимого смещения фланца относительно продольной плоскости симметрии обода.
Рис. 166. Колесо без шии легкового автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
’ — профили посадочных полок для бескамериых шин; II — симметричный про- шль обода; 1 — обод; 2 — диск; 3 — ребра жесткости; 4 — выступ для крепления декоративного колпака; 5 — монтажный ручей
9Рис. 167. Дисковые колеса грузовых автомобилей и способы их крепления: а — колесо автомобиля ЗИЛ-130; б — колесо автомобиля ГАЗ-53А; в — крепление переднего (одинарного) колеса; г — крепление задних (сдвоенных) колес; / — неразрезное бортовое кольцо; 2 — разрезное замочное кольцо; 3 — обод; 4 — диск; 5 — разрезное бортовое кольцо. 6 — ступица; 7 — гайка; 8 — шпилька; 9 — внутренняя гайка (футорка)9Рис. 167. Дисковые колеса грузовых автомобилей и способы их крепления: а — колесо автомобиля ЗИЛ-130; б — колесо автомобиля ГАЗ-53А; в — крепление переднего (одинарного) колеса; г — крепление задних (сдвоенных) колес; / — неразрезное бортовое кольцо; 2 — разрезное замочное кольцо; 3 — обод; 4 — диск; 5 — разрезное бортовое кольцо. 6 — ступица; 7 — гайка; 8 — шпилька; 9 — внутренняя гайка (футорка)Рис. 168. Бездисковые колеса:Рис. 168. Бездисковые колеса:
9
Рис. 167. Дисковые колеса грузовых автомобилей и способы их крепления: а — колесо автомобиля ЗИЛ-130; б — колесо автомобиля ГАЗ-53А; в — крепление переднего (одинарного) колеса; г — крепление задних (сдвоенных) колес; / — неразрезное бортовое кольцо; 2 — разрезное замочное кольцо; 3 — обод; 4 — диск; 5 — разрезное бортовое кольцо. 6 — ступица; 7 — гайка; 8 — шпилька; 9 — внутренняя гайка (футорка)
9
Рис. 167. Дисковые колеса грузовых автомобилей и способы их крепления: а — колесо автомобиля ЗИЛ-130; б — колесо автомобиля ГАЗ-53А; в — крепление переднего (одинарного) колеса; г — крепление задних (сдвоенных) колес; / — неразрезное бортовое кольцо; 2 — разрезное замочное кольцо; 3 — обод; 4 — диск; 5 — разрезное бортовое кольцо. 6 — ступица; 7 — гайка; 8 — шпилька; 9 — внутренняя гайка (футорка)
Рис. 168. Бездисковые колеса:
Рис. 168. Бездисковые колеса:
а —- переднее и заднее колеса автомобиля МАЗ-500; б — колесо и спицевая ступица автомобилей МАЗ-502 и КрАЗ-214; 1 И 3 — прижимы; 2 — гайка; 4 — болт; 5 — распорное кольцо;
6 — обод колеса; 7 —- спицевая ступица; 8 —- секторы разборного обода
У Ободьев бездисковых колес (рис. 168) на внутренней части предусматривается коническая посадочная поверхность для центрирования и закрепления обода на спицевой ступице.
Глава XXIII
ПОДВЕСКА
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ, ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ,УСЛОВИЯ ПЛАВНОСТИ ХОДА АВТОМОБИЛЯ
Подвеской автомобиля называют устройства, которые служат: а) для соединения моста (при неразрезной оси) или колес (при разрезной оси) с несущей системой; б) для передачи между соединяемыми частями автомобиля сил и моментов, возникающих в результате взаимодействия колес с дорогой; в) для обеспечения необходимой плавности хода и заданного характера перемещения колес относительно кузова (рамы).
Основными элементами подвески являются упругий элемент, амортизатор и направляющее устройство.
Упругие элементы воспринимают и передают нормальные реакции дороги, уменьшая их динамическую составляющую, возникающую при наезде колеса на неровности. В качестве упругого элемента применяют рессоры, пружины, пневмобаллоны и скручивающиеся стальные стержни — торсионы.
Амортизатор служит для гашения вертикальных колебаний несущей системы, возникающих вследствие возмущающего воздействия дороги.
Направляющее устройство передает продольные и боковые силы и их моменты. Его кинематическая схема определяет характер связи отдельных колес между собой и с несущей системой, а также кинематику перемещения колес.
По характеру связи между колесами подвески подразделяют на независимые и зависимые. В независимой подвеске каждое колесо связано с рамой или кузовом отдельным узлом подвески. Зависимую подвеску применяют для двух колес одной оси или четырех колес среднего и заднего мостов трехосных автомобилей. В первом случае колеса связаны между собой балкой моста и вместе с ней подвешены к несущей системе. Во втором случае средний и задний мосты, расположенные близко один от другого, объединяют в тележку, которую подвешивают к раме автомобиля так, чтобы вертикальная нагрузка распределялась равномерно по колесам тележки. Такую подвеску называют также балансирной.
Подвеска делит массу автомобиля на две части: подрессоренную и не подрессоренную. Подрессоренной массой называется суммарная масса несущей системы и всех находящихся на ней элементов, непод- рессоренной -— масса мостов и колес с шинами. Массы деталей подвески и карданного вала, т. е. деталей, которые крепятся одновременно
Рис. 169. График зависимости собственной частоты колебаний подрессоренной массы от статического хода колесаРис. 169. График зависимости собственной частоты колебаний подрессоренной массы от статического хода колесаи к подрессоренным и к неподрессорен- ным частям, условно делят поровну между этими частями.
Рис. 169. График зависимости собственной частоты колебаний подрессоренной массы от статического хода колеса
Рис. 169. График зависимости собственной частоты колебаний подрессоренной массы от статического хода колеса
Плавностью хода автомобиля называется его способность двигаться с заданными эксплуатационными скоростями без значительных толчков и таких колебаний кузова, которые могли бы оказать вредное воздействие на людей, находящихся в автомобиле, повлиять на сохранность груза и автомобиля в целом.
Ходом колеса называется его вертикальное перемещение h относительно несущей системы. Перемещение колеса вверх сопровождается сжатием упругого элемента, поэтому называется ходом сжатия. Перемещение вниз называют ходом отдачи. Максимальный ход сжатия состоит из двух частей: статиче
ского hc и динамического /1Д ходов. Статический ход — это перемещение колеса из положения, соответствующего полностью разгруженному состоянию упругого элемента, в положение, занимаемое колесом при воздействии на него номинальной статической нормальной реакции дороги. Динамический ход •— это перемещение колеса из статического положения в верхнее предельное положение при деформированном ограничителе хода сжатия —• буфере. Чем больше динамический ход, тем (при равной жесткости подвески) выше поглощающая способность '— энергоемкость подвески.
Коэффициентом динамичности К» подвески называется отношение наибольшей нормальной реакции на колесо, которая может передаваться подвеской, к статической реакции. Его значения лежат для легковых автомобилей в пределах 1,7—1,8; для грузовых — в пределах 2—3 (меньшие значения относятся к передней подвеске).
Характеристика подвески представляет собой выраженную графически зависимость между нормальной реакцией дороги Z на колесо и его ходом h. Она может быть линейной или нелинейной. Жесткостью подвески сп называется первая производная от нагрузки Z по ходу Л колеса. При линейной характеристике жесткость сп постоянна и равна тангенсу угла наклона характеристики к оси перемещений.
Характеристика упругого элемента — зависимость между нагрузкой Р на упругий элемент и его деформацией (прогибом) ф Жесткость упругого элемента су9 — это отношение Pit.
Вследствие возмущающего воздействия неровностей дороги и наличия в подвеске упругого элемента движение автомобиля всегда сопровождается его колебаниями. При движении по частым чередующимся неровностям возникают вынужденные колебания. Их частота находится в сложной зависимости от профиля покрытия дороги, скорости движения и конструктивных параметров автомобиля, т, е. от
условий, сочетания которых носят случайный характер. Эти колебания здесь не рассматриваются. Единичные импульсы вызывают собственные колебания автомобиля. Они имеют регулярный характер.
Установлено, что частота собственных колебаний подрессоренной массы автомобиля зависит Только от величины статического хода йс. Поэтому частоту п используют в качестве одной из основных характеристик подвески. Для обеспечения необходимой плавности хода автомобиля частота собственных колебаний кузова легковых автомобилей должна быть в пределах 1—1,5 Гц, грузовых L—2 Гц.
Исходя из этих норм, на стадии проектирования подвески задают значения п и по графику (рис. 169) определяют необходимые статические ходы /гс1 и йс2 передних и задних колес. Для движения без галопирования необходимо, чтобы отношение hcl/htl находилось для легковых автомобилей в пределах 0,8’—0,9; для грузовых автомобилей и автобусов 1,0—1,2.
ЗАВИСИМЫЕ РЕССОРНЫЕ ПОДВЕСКИ
Рессорные зависимые подвески являются наиболее простыми, достаточно надежными, не требующими выполнения большого объема работы при техническом обслуживании. Поэтому их широко применяют для грузовых и легковых (для задних мостов) автомобилей. Основным элементом подвески является рессора, осуществляющая упругую связь моста с несущей системой и одновременно выполняющая функции направляющего устройства.
Рессоры. Рессора состоит из отдельных листов, изготовляемых из сталей 55С2А, 60С2А или 60СГА и для достижения высокой упругости подвергаемых закалке с последующим среднетемпературным отпуском.
Листы рессоры 11 (рис. 170) при одинаковой ширине имеют разную длину, которую выбирают так, чтобы рессора имела форму, близкую к форме балки равного сопротивления изгибу, являющейся при прочих равных условиях наименее жесткой. Наиболее длинным является верхний (коренной) лист или два верхних листа. Взаимное положение листов при сборке фиксируют сквозным (центровым) болтом, стягивающим листы посередине, или выступом в средней части каждого листа, входящим во впадину смежного листа. Хомуты 12 •— скобы, охватывающие листы, препятствуют их боковым сдвигам.
Для повышения усталостной прочности рессор верхние (подвергаемые растяжению) поверхности листов упрочняют дробеструйной обработкой. Для уменьшения трения и истирания листов их при сборке рессоры смазывают графитовой смазкой; между листами рессор легковых автомобилей устанавливают фибровые или полиэтиленовые прокладки.
Передняя подвеска. На рис. 170 изображена передняя подвеска автомобиля ГАЗ-53А, конструкция которой характерна для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности. Две рессоры 11 расположены продольно под лонжеронами 2 рамы. К балке моста рессоры прикреплены парой стремянок 10 каждая, а к лонжеронам •— при 254
Рис. 170. Передняя подвеска автомобиля FA3-53A:
I, 3 и 6 — кронштейны; 2 — лонжерон; 4 — реэииометаллический шарнир; 5 — амортизатор; 7 и 13 — опорные чашки концов коренных листов; 8 и 14 — опорные резиновые подушки; 9 — резиновый буфер; 10 — стремянка; !! — рессора; /2 — хомут; /5 — торцовая резиновая подушка
помощи отлитых из ковкого чугуна кронштейнов 1 и 6 и резиновых подушек: опорных 8 и упорной 14. Для сборки и разборки подвески кронштейны делают разъемными.
С помощью стремянок 10 сверху к рессоре крепится чугунная обойма резинового буфера 9. Буфера служат для ограничения хода сжатия и смягчения ударов, воспринимаемых лонжеронами. Максимальный ход сжатия ограничивает обойма буфера.
При креплении концов рессоры в кронштейнах посредством резиновых подушек ограничивается нагрузка на них, а поэтому для автомобилей грузоподъемностью 5 т и выше применяют другой способ крепления (рис. 171). Передние концы закрепляют в кронштейнах 1 с помощью отъемных ушков 18 и пальцев 13. Ушко крепят к рессоре стремянкой 15 и двумя болтами 16. Задние скользящие концы рессоры опираются на сухари 8, установленные в задних кронштейнах на осях 9. Между сухарем 8 и кронштейном имеется вкладыш 10, предотвращающий износ стенок кронштейна. Стяжной болт кронштейна и отогнутый вниз конец второго сверху листа рессоры ограничивают ход отдачи.
Задняя подвеска. У грузового автомобиля задняя подвеска отличается от передней тем, что, помимо основных рессор 16 (рис. 172), она имеет дополнительные 13. Они расположены над основными рессорами и вместе с ними прикреплены к балке моста стремянками 12. Рессоры размещены сбоку лонжеронов.
Дополнительные рессоры вступают в действие (опираются на подушки 9) только при увеличении нагрузки на автомобиль или больших динамических ходах.
На рис. 173 изображена задняя рессорная подвеска легкового автомобиля. Для подвешивания рессор к кузову концы их коренных листов свернуты в ушки и прикреплены к кузову с помощью пальцев 13
и резиновых втулок 12. Передний конец закреплен при помощи кронштейна 1 кузова, а задний -— при помощи серег 9. Одни концы пальцев запрессованы в шайбу 10 или планку серьги 9, а другие затянуты гайками 14.
Расчет рессорной подвески. Его можно разделить на три части: 1) построение желаемой упругой характеристики подвески; 2) расчет рессоры; 3) расчет узлов крепления рессоры к несущей системе автомобиля. Ниже дается описание первых двух частей расчета,
Построение упругой характеристики рессорной подвески производят с упрощениями: пренебрегают трением в подвеске и массой неподрес- соренных масс; считают упругую характеристику рессоры прямолинейной; исходят из того, что на колесо действует только нормальная реакция дороги Z; сила, деформирующая рессору, равна реакции Z, а прогиб рессоры равен ходу колеса.
Определяют статическое значение нормальной реакции для нена- груженного автомобиля Zc. Задаются желаемой частотой собственных колебаний подрессоренных масс и по графику (см. рис. 169) определяют статический ход колеса h'C) обеспечивающий необходимою плавность хода ненагруженного автомобиля. Откладывая полученные значения Z'c и h'c (рис. 174, а), проводят прямую ОА, представляющую собой ориентировочную упругую характеристику проектируемой подвески.
Определяют нормальную статическую реакцию на колесо при полной нагрузке на автомобиль Zc и находят по графику соответствующий ей ход йс колеса. Затем по графику (см. рис. 169) проверяют, укладывается ли в допустимые пределы частота собственных колебаний нагруженного автомобиля при ориентировочной упругой харак-
Рис. 171. Передняя подвеска автомобиля ЗИЛ-130:
/ и 7 — кронштейны; 2 — рессора; 3 и 6 — буфера; 4 — накладка; 5 — амортизатор; 8 —- сухарь: S — ось сухаря; 10 — вкладыш; 11 — стремянки; 12 — масленка;
13 — палец рессоры; 14 — втулка ушка; 15 — стремянка ушка; 16 — болт; 17 — накладка; 18 — ушко рессоры
13 14 1513 14 15
13 14 15
13 14 15
6 '7
Рис. 173. Задняя подвеска автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
1 — передний кронштейн; 2 — рессора (с чехлом); 5 — амортизатор; 4 тт стремянка; 5 — буфер; 6 — резнйометалличе- скнй шарнир крепления амортизатора к подклаДКе рессоры; 7 — гайка стремянки; 8 — подкладка; 9 — серьга; 10 — шайба * пальца; 11 — ушко рессоры; 12 — резиновые втулки; 13 — палец; 14 — гайка; 15 — продольная балка кузова; 16 — планка сёрьги
теристике подвески. Если частота не находится в допустимых пределах, < вносят в характеристику необходимые изменения. Если же частота укладывается в эти пределы, то задаются коэффициентом динамичности Кд и рассчитывают максимальную нагрузку, передаваемую через подвеску, Zmax = Кд2с.i
■ При нагрузке Zmax и линейной характеристике рессоры динамический ход колеса получается неприемлемо большим. Для его ограниче- J ния устанавливают деформируемый резиновый буфер. Это позволяет j задаться величиной динамического хода. Для легковых автомобилей i принимают Ад = 0,5 Ас; 'для автобусов Ад = 0,75 Ас; для грузовых j автомобилей Ад = 1,0 Ас. Откладывая значения Zmax и Ад на графике, j находят точки D и С характеристики (рис. 174).
Высокие динамические возможности подвески реализуются срав- . нительно редко, поэтому допускается значительное увеличение ее жесткости в конце хода сжатия. Учитывая это, задают деформацию буфера в пределах /б = (0,35 -4- 0,40) Ад. Отложив значение /б на графике, находят точку В (рис. 174), соответствующую динамическому ходу, при котором вступает в действие буфер. Соединив точки В и D, получают желаемую упругую характеристику OBD проектируемой - подвески. По ней определяют расчетные нагрузку Рр и деформацию /р для рессоры, а также необходимую жесткость буфера с6 = tg р.
Нагрузки, действующие на заднюю подвеску ненагруженного и нагруженного грузового автомобиля, различаются значительно, вследствие чего для нагруженного автомобиля статический прогиб получается неприемлемо большим. Это и вызывает необходимость применения дополнительной рессоры. Принимают, что дополнительная pec- j сора включаетсявработу при нагрузкеi
Z6 ='ZC 4* [(Ga - Ga)/4],я
где G» и G' — часть веса соответственно нагруженного и ненагружен- ного автомобиля, приходящаяся на задний мост.
На ориентировочной упругой характеристике задней подвески (рйс. 174, б) отмечают точку В с ординатой /ё', соответствующую началу вступления в действие дополнительной рессоры.
Установлено, что жесткости дополнительной сдоп и основной Соси — tg о рессор должны быть связаны зависимостью
Сдоп ^2 сосн (А Ас/Ас), исходя из которой и строят участок характеристики, на котором обе рессоры должны работать совместно. Для этого через точку В проводят линию BE, пересекающую линию ОВ\юд углом у = arctg сдоп. Из построенного графика находят ход /гё колеса при полной нагрузке на колесо и по графику (см. рис. 169) проверяют, достигается ли необходимая плавность хода:
Последний участок характеристики, когда вступает в действие резиновый буфер, строят так же, как для передней рессоры.
Расчет рессоры производят только на изгиб по приближенным формулам, проверяя, выполняется ли условие необходимой упругости рессоры
и условие прочности рессоры
Ри = 6Рр-^^850ч-900 МПа,(95)
где б •— коэффициент деформации, учитывающий отклонение формы рессоры от балки равного сопротивления; 6 = 1,25 ч- 1,45 (меньшие значения соответствуют рессорам с несколькими листами одинаковой длины); Рр и /р— расчетная нагрузка (в МН) и деформация, которые
Рис. 174. Упругие характеристики зависимой рессорной подвески:
а — одинарная рессора; б — Двойная рессора
определяют по упругой характеристике; Г — приведенная длина рессоры; Г — V 1х1г; В — модуль упругости первого рода; В = 2 • 108 МПа; Ь—длина рессоры; b и S'— ширина и толщина листа; Ь— число листов.
Длину рессоры выбирают в пределах / — (0,30 ч- 0,35) L, где L — база автомобиля. Размеры lv и /2 (рис. 175) устанавливают при пред- z варительной компоновке подвески. .Затем определяют совместным решением уравнений (94) и (95) толщину листа, а по формуле (95) ширину листа. Полученные значения s и b уточняют по сортаменту проката рессорных сталей. Числом листов задаются в пределах 6—14.
НЕЗАВИСИМАЯ ПОДВЕСКА
Независимую подвеску применяют «преимущественно для направляющих колес легковых автомобилей. Она улучшает плавность хода, управляемость и устойчивость автомобиля. Наиболее распространенным видом такой подвески является двухрычажная трапециевидная с поперечным расположением рычагов и пружинным упругим . элементом (рис, 176), Направляющее устройство подвески состоит из поперечных кованых рычагов 6 и 23 и стойки 5, на которой при помощи шкворня 3 установлен поворотный кулак. Наружные концы рычагов соединены с головками стойки шарнирами 26, образованными с помощью резьбовых втулок. Шарниры смазываются через пресс- ' масленки маслом ТАп-15В и защищаются от грязи резиновыми кольцами.
Внутренние концы рычагов при помощи не требующих смазки - резиновых втулок 21 и 30 шарнирно соединены с осью 13 и пальцами 29, закрепленными на кованой балке 22 моста. Каждая пара рычагов имеет в плане вид треугольника, обращенного основанием к продольной оси автомобиля. Благодаря этому рычажная система приобретает необходимые прочность и жесткость, уменьшаются нагрузки на резиновые втулки рычагов при передаче горизонтальных сил и их моментов.
К нижним рычагам прикреплена болтами чашка 24, на нее опирается пружина 11 подвески, верхний конец которой через резиновую прокладку 10 упирается в штампованную головку балки.
Амортизатор 9 установлен внутри пружины. В его нижнюю проушину запрессован резинометаллический шарнир 27, ось которого 260
автомобиля «Волга» ГАЗ-24:автомобиля «Волга» ГАЗ-24:Рис. 176. Передняя подвескаРис. 176. Передняя подвеска
автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
Рис. 176. Передняя подвеска
Рис. 176. Передняя подвеска
/ — верхний шарнир стойки; 2 — игольчатый подшипник; 3 — шкворень; 4 — упорный шарикоподшипник; 5 — стойка; 6 — верхний рычаг; 7 — буфер хода отдачи; 8 — кожух амортизатора; 9 — амортизатор; 10 — прокладка пружины; 11 — пружина; 12 — резиновая подушка верхнего крепления амортизатора; 13 — ось верхних рычагов; 14 — регулировочные прокладки; 15 — планка крепления осн верхних рычагов; 16, 17 и 28 — болты; 18 — планка крепления балки; 19 — кронштейн; 20 — продольная балка рамы; 21 и 30 — резиновые втулки; 22 — балка моста; 23 — ннжннй рычаг; 24 — опорная чашка пружины; 25 — буфер хода сжатия; 26 — шарнир стойки; 27 — резниометаллический шарнир нижнего крепления амортизатора; 29 — палец
прикреплена двумя болтами 28 к опорной чашке пружины. Верхний конец штока амортизатора закреплен в головке балки через резиновые подушки 12.
Ходы сжатия и отдачи ограничиваются резиновыми.буферами соответственно 25 и 7, прикрепленными к рычагам. Буфера при предельных перемещениях колеса упираются в головку балки.
Для облегчения поворота направляющих колес шкворень установлен в стойке 5 на двух игольчатых подшипниках 2. Вертикальная нагрузка воспринимается упорным шарикоподшипником 4, йредр- храняемым от попадания грязи специальным уплотнением. Подшипники смазывают трансмиссионным маслом ТАп-15В. Шкворень закреплен в поворотном кулаке стопорным штифтом.
Балка моста, служащая Одновременно поперечиной рамы, объединяет узлы подвески обоих передних колес в единое изделие >— передний мост.
Для легковых автомобилей малого колеса получили распространение бесшкворневые подвески. В них применены шаровые шарниры в сопряжениях стойки с рычагами и стойка совмещена с поворотным "кулаком, что упрощает конструкцию. Для этих автомобилей рычаги подвески и балку моста обычно сваривают из элементов, штампованных из "Листовой стали.
Соотношение между плечами р, и р2 нижнего и верхнего рычагов трапециевидной подвески берут в пределах 0,55—0,65. Тогда при максимальном ходе сжатия угол бокового наклона колеса изменяется не более чем на 5—6°, а боковое перемещение колеса не превышает 4—5 мм. Вследствие малого значения угла наклона колеса гироскопический момент гасится моментом сил трения в системе, а небольшое. перемещение колеса компенсируется боковой податли-' востью шины.
Расчет рычажно-пружинной трапециевидной подвески. Желаемую упругую характеристику независимой подвески строят графоаналитическим способом. Исходя из компоновки и анализа выполненных конструкций, задают кинематическую схему направляющего устройства (рис. 177). В масштабе строят ряд положений рычагов со стойкой и указывают соответствующие им положения центров опорной площадки пружины (точки Вг, В^, В3, В^) и колеса (точки Оъ О2, О3, О4). Потом определяют вертикальные деформации пружины А/, и перемещения АА, колеса, соответствующие каждому положению рычагов, и по этим данным строят график зависимости h = f (/) — кинематическую характеристику подвески (рис. 177).
Затем, пренебрегая трением в подвеске и массой колеса, из условия равенства приращейия потенциальной энергии пружины, которая деформируется силой Р на величину А/,, работе, совершаемой силой Z при подъеме колеса на высоту Мц;
(96)(96)(Ри + PtW2 = (Zh + Z,) ДА,/2, находят зависимость, связывающую силы Z и Р;
(96)
(96)
Zl = (Pi_1 + PiH^fi/^d-Zt_1.
Рис. 177. Кинематические схема и характеристика рычажно-пружинной трапециевидной подвескиРис. 177. Кинематические схема и характеристика рычажно-пружинной трапециевидной подвескиПо аналогии с существующими конструкциями задаются упругими характеристиками пружины подвески. Используя их, кинематическую характеристику подвески, а также формулу (96), строят семейство кривых h = <р (Z), т. е. ориентировочные упругие характеристики подвески (рис. 178). Отложив по оси ординат заданные значения Z'c и Zc статической нормальной реакции на колесо для ненагружен- ного и нагруженного автомобилей, выбирают кривую, которая обеспечит перемещение в пределах h^>—Нс, отвечающих требованиям плавности хода. Ее и принимают за желаемую ориентировочную упругую характеристику. Затем задаются значениями /Сд, Нд и h6 и достраивают характеристику так же, как и в случае построения упругой характеристики рессорной подвески.
Рис. 177. Кинематические схема и характеристика рычажно-пружинной трапециевидной подвески
Рис. 177. Кинематические схема и характеристика рычажно-пружинной трапециевидной подвески
Расчет пружины производят аналогично расчету пружины сцепления (см. § 76). Необходимые расчетные нагрузки на пружину и ее деформации определяют из построенной упругой характеристики подвески с учетом ее кинематической
характеристики и упругой характеристики пружины (в порядке, обратном построению кривых на рис. 178). Допускаемое напряжение кручения берут в пределах 600,—700 МПа.
Ввиду громоздкости расчет деталей направляющего устройства он не приводится.
Рис. 178. Построение упругой характеристики независимой подвески ,
БАЛАНСИРНАЯ И ПНЕВМАТИЧЕСКАЯ ПОДВЕСКИ
Балансирная подвеска (рис. 179) имеет поперечную ось 7, которая прикреплена к кронштейнам 6 рамы при помощи двух напрессованных на ось кронштейнов 8. На концы оси свободно надеты две сту- пицы-15, удерживаемые от осевого смещения кронштейнами 8 с одной стороны, шайбами 13 и гайками 12, 14 с другой стороны. На ступицах стремянками 3 и Накладками 16 закреплены рессоры 2. Концы рессор входят в проушины опорных кронштейнов 4 мостов и при прогибах рессоры скользят в них.
Вертикальные и боковые реакции дороги передаются рессорами раме автомобиля, а продольные силы и их моменты — четырьмя
12 312 3Рис. 179. Балансирная подвеска среднего и заднего мостов:Рис. 179. Балансирная подвеска среднего и заднего мостов:. / и 1 - штанги; 2 — рессора; 3 — стремянка; 4 — кронштейн моста; 6 и 8 — кронштейны' оси; 7 е— ось; 9 — шаровой палец; 10 — вкладыш шарового шарнира; 11 — подшипник; 12 и 14 —■ гайки; 13 -* шайба; 15 — ступица; 16 — накладка. / и 1 - штанги; 2 — рессора; 3 — стремянка; 4 — кронштейн моста; 6 и 8 — кронштейны' оси; 7 е— ось; 9 — шаровой палец; 10 — вкладыш шарового шарнира; 11 — подшипник; 12 и 14 —■ гайки; 13 -* шайба; 15 — ступица; 16 — накладка
12 3
12 3
Рис. 179. Балансирная подвеска среднего и заднего мостов:
Рис. 179. Балансирная подвеска среднего и заднего мостов:
. / и 1 - штанги; 2 — рессора; 3 — стремянка; 4 — кронштейн моста; 6 и 8 — кронштейны' оси; 7 е— ось; 9 — шаровой палец; 10 — вкладыш шарового шарнира; 11 — подшипник; 12 и 14 —■ гайки; 13 -* шайба; 15 — ступица; 16 — накладка
. / и 1 - штанги; 2 — рессора; 3 — стремянка; 4 — кронштейн моста; 6 и 8 — кронштейны' оси; 7 е— ось; 9 — шаровой палец; 10 — вкладыш шарового шарнира; 11 — подшипник; 12 и 14 —■ гайки; 13 -* шайба; 15 — ступица; 16 — накладка
Рис. 180. Передняя подвеска автобуса ЛиАЗ-677:
/ — кронштейн крепления рессоры к основанию кузова; 2 — рессора; 3 — палец поперечной штангн; 4 — балка моста; 5 — ннжний кронштейн амортизатора; 6 — ннжняя опора пневмобаллона; 7 — амортизатор; 8 — верхний кронштейн амортизатора; 9 — пневматический баллон; 10 — поперечная штанга; И — регулятор положения кузова; 12 — штанга
нижнимц 5 и двумя верхними 1 реактивными штангами, шарнирно соединяющими мосты с рамой автомобиля. Шаровые шарниры штанг неразборные. Они состоят из шаровых пальцев и обойм со специальным матерчатым вкладышем, не требующим сМазки. Подшипники скольжения ступиц 15 смазываются трансмиссионным маслом, заливаемым внутрь ступицы.
Пневматическая подвеска отличается в основном упругим элементом, который представляет собой резинокордный баллон, заполненный сжатым воздухом. Основным преимуществом такой подвески является то, что путем регулирования внутреннего давления в упругих пневмоэлементах можно в' широких пределах изменять их жесткость. Это позволяет при различной нагрузке на автомобиль сохранять постоянным статический ход колеса, т. е. поддерживать на оптимальном уровне частоту собственных колебаний подрессоренных масс, что особенно важно для автомобилей, у которых нагрузка меняется в значительных пределах, например для автобусов.
На рис. 180 изображена передняя подвеска автобуса ЛиАЗ-677. Его направляющее устройство состоит из балки 4 моста, двух рессор 2 и поперечной штарги 10. Два пневмобаллона 9 установлены над рессорами между балкой моста и кузовом. Постоянство статического прогиба подвески поддерживается регулятором 11 положения кузова, который укреплен на кузове и штангой 12 связан с неподрессоренными частями.
§ 100. АМОРТИЗАТОРЫ
Амортизаторы ускоряют затухание собственных колебаний подрессоренной массы автомобиля путем превращения энергии колебательного процесса в тепло, рассеиваемое в окружающем пространстве. В подвесках легковых автомобилей и автобусов устанавливают по два амортизатора на каждую ось, а в грузовых автомобилях *— только два в передней подвеске.
Амортизаторы, применяемые на современных автомобилях, работают по принципу расходования энергии колебательного процесса на вытеснение рабочей жидкости из одной полости амортизатора в другую через малые проходные сечения его клапанов.
Рис. 181. Амортизатор автомобиля ЗИЛ-130 и схема его работы:
о — продольный разрез амортизатора; бив — работа клапанов соответственно прн ходе отдачи и ходе сжатия; / — проушины; 2 — гайка резервуара; 3 — резиновое уплотнение штока; 4 — уплотнение резервуара; 5 — перепускной клапан; 6 — отверстие внешнего ряда; 7 — клапан отдачи; 8 — пружина клапана отдачи; 9 — впускной клапан; 10 — клапан сжатия; // — пружина; 12 — выходные отверстия; 13 —■ впускное отверстие; 14 — поршень; 15 — отверстие внутреннего ряда; 16 — резервуар: 17 — рабочий цилиндр; 18 — шток; 19 — кожух
На рис, 181 изображен амортизатор автомобиля ЗИЛ-130. Его основными частями являются рабочий цилиндр 17, пбршень 14 со штоком 18, клапаны: перепускной 5, отдачи 7, впускной 9 и сжатия 10, резервуар 16 •— пространство между цилиндром 17 и кожухом 19.
Клапан отдачи 7 представляет собой стальной диск с несколькими просечками, прижатый к нижнему торцу поршня пружиной 8, а перепускной клапан 5 *— такой же диск, прижатый слабой пружиной к верхнему торцу поршня. На торцах поршня имеются по одной кольцевой канавке и два ряда сквозных отверстий. Отверстия внешнего ряда 6 выходят в канавку на верхнем торце, перекрываемую диском перепускного клапана, отверстия внутреннего ряда 15 -— в канавку на нижнем торце, перекрываемую диском клапана отдачи. Аналогично устроен впускной клапан. Его диск перекрывает отверстия 12, расположенные по периферии корпуса клапана сжатия, образующего также днище рабочего цилиндра.
Цилиндр 17 полностью и часть резервуара 16 заполнены рабочей жидкостью — минеральным маслом (или смесью масел) с низкой вязкостью, мало изменяющейся в зависимости от температуры.
Посредством проушин 1 кожух 19 вместе с цилиндром 17 соединены с балкой моста, а шток — с рамой автомобиля. Поэтому во время хода сжатия поршень 14 перемещается вниз, а во время отдачи -— вверх. При движении поршня вниз (рис. 181, в) жидкость вытесняется из подпоршневого пространства в надпоршневое через перепускной клапан 5. Часть жидкости, объем которой равен объему вводимой в цилиндр части штока, выталкивается в резервуар через просечки клапана 9 и отверстия 13.
Если ход сжатия совершается резко, например при движении по плохой дороге, то вследствие возрастания давления жидкости открывается клапан сжатия 10, в результате чего предотвращается чрезмерное увеличение жесткости подвески.
При движении поршня вверх (рис. 181, б) жидкость из верхней части цилиндра перетекает в нижнюю через отверстия 15 в поршне и просечки клапана 7. Дополнительная часть жидкости, объем которой равен объему вводимой части штока, поступает в цилиндр из резервуара 16. через впускной клапан 9. Если ход отдачи совершается резко, давление жидкости возрастает, она преодолевает усилие пружины 8, и клапан отдачи 7 опускается вниз, вследствие чего жидкость перетекает без дросселирования, Этим предотвращается отрыв колеса
от дороги.
Раздел шестой
БЕЗОПАСНОСТЬ И ПРОХОДИМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Г л a era XXIVБЕЗОПАСНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Различают пассивную и активную безопасность автомобиля.
Мероприятия по повышению пассивной безопасности направлены i на уменьшение вероятности и тяжести травмирования водителя и пас- ' сажиров при дорожно-транспортных происшествиях. К ним относят ' применение ремней безопасности, травмобезопасных рулевых колес и колонок, а также панелей приборов, обладающих энергопоглощаю- : щей способностью, безосколочных стекол, устранение в салоне высту- ; пающих деталей и т. д.1
Мероприятия по повышению активной безопасности направлены ? на снижение вероятности возникновения дорожно-транспортных проис- j шествий, являющихся следствием несовершенства конструкции авто- J мобиля. К ним в первую очередь относят мероприятия, улучшающие j те свойства автомобиля, от которых'зависит его надежность как объекта управления. Ими являются управляемость, устойчивость и тормоз-' j ные качества автомобиля, определяемые некоторыми особенностями его конструкции.
§101. УПРАВЛЯЕМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ,;
* Управляемостью автомобиля называется совокупность свойств 1 его конструкции, обеспечивающих точное движение автомобиля по траектории, заданной направляющими колесами, или сохранение j прямолинейного движения. Управляемость автомобиля зависит в основ- ' ном от кинематической связи между направляющими колесами, осу- ’] ществляемой рулевой трапецией, увода колес, Стабилизации и коле- ; баний направляющих колес.
Рулевая трапеция. Мгновенным центром поворота автомобиля 1 является точка О пересечения перпендикуляров к направлению ; движения всех его колес (рис. 182). Поэтому направляющие колеса 3 должны поворачиваться на разные углы, причем должно выполняться , условие
(97) ;(97) ;ctg 6Н — ctg 9В = B/L,
(97) ;
(97) ;
где 9Н, 9В, В, L — см, рис. 182, 268
Если это условие не удовлетворяется, например, колеса. поворачиваются на равные углы, то ввиду того, что не может быть одновременно двух центров поворота Ог и О2, движение автомобиля на повороте будет сопровождаться боковым скольжением направляющих колес, затрудняющим поворот, повышающим износ шин и расход топлива. Практически условие (97) обеспечивают с достаточным приближением при помощи че- тырехзвенника, являющегося частью рулевого привода и называющегося рулевой трапецией.
Увод колес и поворачиваемость автомобиля. Если к движущемуся автомобилю приложена боковая сила, то вследствие поперечной де
формации шин колеса будут катиться в направлении, не совпадающем с их плоскостью. Действительно, если на протекторе шины нанести краской равномерно расположенные по окружности точки 1, 2, 3 ит. д. (рис. 183), то при качении колеса вследствие поперечного прогиба /^ шины, вызванного боковой силой Ру, эти точки оставят на дороге следы /', 2', 3* и т. д., каждый из которых будет смещен относительно предыдущего в сторону действия силы Ру на одинаковую величину. Геометрическое место этих следов, представляющее собой прямую, направленную под углом 6 к продольной плоскости симметрии колеса, будет действительной траекторией движения колеса. Описанное явление называют уводом колеса, угол 6 •— углом увода, а отношение Ру/д = Кь*— коэффициентом сопротивления уводу.
Увод колес приводит к уводу осей и автомобиля в целом, что существенно отражается на его управляемости. Так на повороте вследствие увода, возникающего под воздействием поперечной составляющей Ру центробежной силы, направление движения задней оси не совпадает с продольной осью автомобиля, отклоняясь от нее в сторону действия силы Ру на угол 6В (рис. 184). Направление движения передней оси отклоняется от среднего цаправлейия, в котором ориентированы направляющие колеса, на угол о а- В результате действительные центр От и радиус Rx поворота отличаются от центра О и радиуса R поворота при движении без увода.
Изменение кинематики поворота автомобиля, вызываемое уводом, зависит от соотношения углов 6а и бв увода его осей. Допустим, что колеса передней оси автомобиля обладают абсолютной жесткостью в поперечном направлении и поэтому на повороте передняя ось движется без увода, а задняя с уводом (угол увода 6В). Тогда центр поворота будет расположен в точке 02, и радиус поворота R4 < Rv Если же допустить, что абсолютной поперечной жесткостью обладают 269
Рис. 184.е Схема увода автомобиля:Рис. 184.е Схема увода автомобиля:
Рис. 184.е Схема увода автомобиля:
Рис. 184.е Схема увода автомобиля:
задние колеса, а передняя ось движется с углом увода 6д, то центр поворота окажется в точке О8 и радиус поворота R8 > Rv
Рассмотрение этих крайних случаев позволяет сделать следующие выводы о влиянии увода на поворачиваемость автомобиля.
1. У автомобиля с 6В > 6а радиус кривизны траектории движения меньше, чем радиус R, заданный поворотом направляющих колес, вследствие чего автомобиль обладает излишней поворачиваемостью.
х2. У автомобиля с 6В < 6А радиус кривизны траектории движения больше, чем радиус R, т. е. автомобиль обладает недостаточной поворачиваемостью.
При излишней поворачиваемости автомобиля облегчается пово- , рот, но одновременно" появляется склонность к курсовой неустойчивости. Так, если на автомобиль с излишней поворачиваемостью, движущийся прямолинейно, будет воздействовать случайная поперечная сила Ру (например, порыв бокового ветра), то из-за разных углов увода осей автомобиль станет двигаться по дуге окружноети с центром О, лежащим со стороны действия возмущающей силы (рис. 185, а). Вследствие этого центробежная сила Рц будет направлена в сторону
Рис. 183. Схема увода автомобильного колеса:
х — смещение боковой реакции дороги У относительно вертикального .диаметра колеса
Рис. 185. Схема движения автомобиля: а — с излишней поворачиваемостью; б — с недостаточной поворачиваемостью
действия силы Ру и при некоторой так называемой критической по уводу скорости движения вызовет «цепную реакцию»: увеличение увода —- уменьшение радиуса кривизны траектории —- возрастание центробежной силы *—' дальнейшее увеличение увода и т, д. Таким образом, при достижении упомянутой критической скорости всегда возникает опасность потери автомобилем управляемости.
В тех же условиях автомобиль с недостаточной поворачиваемостью стремится поворачиваться в сторону действия силы Ру (рис. 185, б). Однако этому препятствует центробежная сила, которая теперь направлена в сторону, противоположную направлению действия силы Ру. В результате у автомобиля с недостаточной поворачиваемостью сохраняется прямолинейное направление движения.
Для того чтобы легковые автомобили имели высокую курсовую устойчивость, они должны обладать несколько недостаточной поворачиваемостью. С этой целью смещают по возможности вперед центр тяжести автомобиля, чтобы большая часть центробежной силы воздействовала на переднюю ось. В шинах передних колес уменьшают внутреннее давление, увеличивая тем самым их склонность к боковому уводу. Для передних колес применяют независимую двухрычажную трапециевидную подвеску, тогда крен кузова, происходящий под воздействием силы Ру, вызывает наклон передних колес в сторону действия этой силы, что Также увеличивает их увод.
Стабилизация, установка и угловые колебания направляющих колес. Стабилизацией направляющих колес называется их свойство сохранять положение, соответствующее прямолинейному движению (нейтральное положение), и автоматически возвращаться к нему. Стабилизация достигается при помощи наклона шкворней в продольной и поперечной плоскостях, а также благодаря эластичности шин в поперечном направлении.
На рис. 186 изображена схема стабилизации направляющего колеса продольным наклоном шкворня назад на угол у, Сущность стабилизации заключается в следующем. Если возмущающий импульс вызвал отклонение направляюп(их колес от их нейтрального положения, то на автомобиль станут действовать силы: центробежная Рц и поперечные реакции дороги У, приложенные к колесам в точке пересечения их вертикального диаметра с поверхностью, дороги (рис. 186, а). Сила Y создает относительно оси шкворня стабилизирующий момент Мст — Yт (рис. 186, б), под действием которого направляющее колесо стремится вернуться в нейтральное положение.
Современные шины легковых автомобилей, отличающиеся значительной поперечной эластичностью, обладают стабилизирующим свойством. Поэтому для легковых автомобилей угол у берут небольшим или совсем отказываются от продольного наклона шкворня, так как при чрезмерной стабилизации затрудняется поворот автомобиля.
На рис. 187 изображена схема стабилизации колеса поперечным наклоном шкворня на угол р. При повороте колеса точка А •— точка пересечения его вертикального диаметра с поверхностью дороги <— перемещается в плоскости Б <— Б, перпендикулярной оси шкворня (при этом несколько поднимается передняя часть автомобиля). Спроектировав на эту плоскость колесо и нормальную реакцию Z дороги, убеждаемся в том, что поворот колеса на угол 6 в обе стороны от нейтрального положения сопровождается возникновением касательной составляющей ZCT нормальной реакции. Момент этой силы относительно оси шкворня Л1СТ = Z^n стремится вернуть колесо в нейтральное положение.
Рис. 186. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шкворня назад:1 — ось шкворняРис. 187. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шквор- 1 ня вбокРис. 186. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шкворня назад:1 — ось шкворняРис. 187. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шквор- 1 ня вбок
Рис. 186. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шкворня назад:
1 — ось шкворня
Рис. 187. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шквор- 1 ня вбок
Рис. 186. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шкворня назад:
1 — ось шкворня
Рис. 187. Схема стабилизации направляющего колеса автомобиля наклоном шквор- 1 ня вбок
Помимо стабилизации колес, наклон шкворня в поперечной плоскости несколько облегчает их поворот, так как уменьшается плечо п сил сопротивления повороту •— плечо обката.
Чтобы при эксплуатационных нагрузках, вызывающих деформацию деталей переднего моста, плоскости колес были параллельны одна другой и перпендикулярны поверхности дороги, и вследствие этого нд качение колёса затрачивалась минимальная мощность и оно происходило без значительного износа шин, направляющие колеса первоначально устанавливают с наклоном наружу — развалом на угол а и со схождением (рис. 188). На практике схождение колес оценивают разностью расстояний А и Б между внутренними, поверхностями шии сзади и спереди колеса, замеренных в горизонтальной плоскости, проходящей через центры обоих колес, а развал •— разностью расстояний Г и В нижней и верхней точек обода колеса от вертикали.
Необходимые углы развала и наклона шкворней обеспечиваются - технологией изготовления, а при разрезном мосте также регулировкой
Рис. 188. Параметры установки направляющих колес автомобиля:
а — углы развала и бокового наклона щкворня; 0 — угол наклона шкворня назад; в — схождение колео
Рис. 189. Схема, поясняющая возникновение угловых колебаний направляющих колесРис. 189. Схема, поясняющая возникновение угловых колебаний направляющих колесс помощью пакета стальных прокладок 14 (см. рис. 176). Необходимое схождение колес достигается изменением длин, поперечной или боковых тяг рулевого привода.
Рис. 189. Схема, поясняющая возникновение угловых колебаний направляющих колес
Рис. 189. Схема, поясняющая возникновение угловых колебаний направляющих колес
Угловые колебания направляющих колес вокруг шкворня (виляния) возникают при дисбалансе колес из-за периодического изменения направления центробежной силы неуравновешенной массы колеса (рие. 189). Другой причиной виляний направляющих колес может быть их двойная связь с несущей системой автомобиля (посредством направляющего механизма подвески и рулевого привода), в результате чего вертикальные колебания колес могут сопровождаться их угловыми перемещениями вокруг шкворня.
Если вертикальные перемещения колеса вызывают наклон его оси вращения, то возникает гироскопический момент, стремящийся повернуть колесо вокруг шкворня, что также может быть причиной виляний направляющих колес.
Виляние направляющих колес при определенных условиях приводит к потере автомобилем управляемости. Для снижения опасности этого явления предусматривают балансировку колес; согласуют между собой кинематику подвески и рулевого привода; применяют такую схему передней подвески, при которой вертикальное перемещение колес сопровождается их наклоном вбок на угол не более 5'—6°,
§ 102. УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Устойчивостью автомобиля называется его свойство двигаться без опасности опрокидывания на бок и скольжения вбок под воздей
ствием поперечной силы,
Опрокидывание автомобиля. Наиболее вероятным случаем опрокидывания автомобиля на бок является опрокидывание его на пово
роте под воздействием поперечной составляющей X центробежной силы (рис. 190). При этом опасность опрокидывания наступает, когда суммарная нормальная реакция ZB, действующая на внутренние колеса, становится равной нулю. Из уравнения равновесия автомобиля относительно оси, проходящей через точки опоры внешних колес,
ДЛ-ба-0,5В = 0
Рнс. 190. Схема для определения условия опрокидывания автомобиля на бок .
можно определить предельное значение поперечной силы, при котором возникает опасность опрокидывания:
Py = 0,5GaB/hg.(98)
Поперечная сила стремится также вызвать боковое скольжение автомобиля. Опасность скольжения наступает, когда сумма поперечных реакций дороги Ув и Ун, действующих на внутренние и наружные колеса, равная поперечной силе Ру, станет равна суммарной силе сцепления колес с дорогой, т. е.
YB-VYH = P"„ = ^Ga.{99)
В интересах безопасности желательно, чтобы скольжение наступало при меньшем значении поперечной силы, по сравнению с опрокидыванием, т. е. необходимо соблюдение условия Ру < Р'н или, с учетом зависимостей (98) и (99), условия
B/(2/ig) > ф.
Таким образом, устойчивость автомобиля против опрокидывания можно повысить увеличением колеи В и уменьшением высоты hg расположения центра тяжести. Если с некоторым запасом принять Ф » 1, то автомобиль, у которого hg = 0,5 В, при движении по гладкой дороге не будет опрокидываться.
Занос автомобиля. В общем случае движения автомобильного колеса на него в плоскости дороги действуют две взаимно перпендикулярные реакции: поперечная У и продольная (тормозная Pt сила или сила тяги Р^. Опасность скольжения колеса наступает, когда равнодействующая R этих сил становится равной силе сцепления ф/ (где Z *— нормальная реакция дороги):
R = VYг-VP^ = ^Z.
Отсюда предельное значение поперечной силы, при котором возможно боковое скольжение колеса,
v=VWF-pv
Последнее уравнение позволяет сделать следующие выводы.
Задняя ось более склонна к заносу, чем передняя. Это является следствием того, что при торможении перераспределение нормальных реакций в продольном направлении ведет к уменьшению силы Z2 и увеличению силы Zv
Если колесо заторможено до юза (Рг = фZ), то теоретически его боковое скольжение может быть вызвано ничтожно малой поперечной силой.
Занос задней оси автомобиля опасен тем, что он прогрессирует и приводит к случайному резкому и трудно контролируемому водителем изменению направления движения.
Согласно указанным выводам для повышения устойчивости автомобиля против заноса следует применять шины с высоким коэффи-
циентом сцепленйя, устранять возможность блокировки колес (по крайней мере задних), а также те особенности конструкции, которые могут послужить причиной возникновения поперечной силы. С этой целью в зимнее время применяют для задних колес шины с шипами; разрабатывают противоблокировочные устройства; на некоторые автомобили устанавливают регуляторы тормозных сил; добиваются симметричного распределения полной массы автомобиля относительно его продольной оси симметрии и т. п.
ТОРМОЗНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЯ
Торможение является процессом, во время которого кинетиче- .ская энергия движущегося автомобиля в результате трений преобразуется в теплоту и рассеивается в окружающем пространстве. Трение создается тормозными механизмами, установленными на каждом колесе. ■ 1
. Во время торможения колеса одновременно происходят два взаимосвязанных явления (рис. 191): во-первых, тормозным механизмом создается тормозной момент Mt, препятствующий вращению колеса; во-вторых7в результате взаимодействия колеса с дорогой возникает момент сцепления Мса, стремящийся поддерживать вращение колеса. "При' служебном (частичном) торможении соблюдается неравенство Мх < /Исц, т. е. Pxr < ^Zr, поэтому колесо вращается, а энергия рассеивается в тормозном механизме. При экстренном (полном) торможении Мх > Мц,, и колесо блокируется (двигается юзом), вследствие чего энергия рассеивается в месте контакта шины с дорогой.
Тормозные свойства автомобиля оцениваются величиной отрицательного ускорения ^- замедления /, временем tx и путем st торможения (рис. 192.)
При экстренном торможении на горизонтальной дороге движущей силой является сила инерции Ри, а основной силой сопротивления движению — суммарная тормозная сила Рх ■ = <рба всех колес.
^сц
Рис. 191. Схема сил, дейст- Рис. 192. Диаграмма торможения авто- вующих на колесо автомоби-, . мобиля
ля при торможении •
Согласно этому, пренебрегая силами сопротивления воздуху и качению, запишем уравнение движения ^автомобиля. при торможении
^и ——ma6/max —фба = 0.
Отсюда, принимая 6 та 1 (сцепление выключено) и /иа = GJgi получим
/шах = Ф5-( ЮО)
Общее время tx, затрачиваемое на* экстренное торможение автомобиля до его полной остановки, определяют с момента восприятиях водителем сигнала о необходимости торможения (точка О на рис. 192). Время Ц складывается из времени ^ психомоторной реакции водителя; времени А/ срабатывания тормозного привода (от начала нажатия на педаль тормоза до начала возрастания замедления); времени 4 нарастания замедления; времени t8 движения заторможенного автомобиля до полной остановки. Таким образом, общее время торможения автомобиля до его полной остановки
4 = 4 4" ^^ 4" 4 4" 4е
Время 4 зависит от субъективных качеств водителя и принимается в среднем равным 0,8 с. Время А/ и ^ зависит от типа тормозного привода. Установлено, что при гидравлическом приводе А/ = 0,03 4- -т-0,05 с, 4 = 0,15-7-0,20 с; при пневматическом приводе А/= = 0,2 -ь 0,5 с, 4 та 1,0 с. Время 4 определяют в предположении, что движение заторможенного автомобиля является равномерно замедленным. Используя выражение (100), найдем
V 4 = М3.6/)^Уа/(35ф)> где уа — в км/ч.
При определении общего тормозного пути автомобиля, который слагается из пути, пройденного за рассмотренные отрезки времени, небольшое изменение скорости за время 4 не учитывают. За время 4 + А/ + 4 автомобиль проходит путь (в м) 1
81(1-2) = уа (44" ^ 4" 4)/3 Д
Путь sT3, проходимый за время 4 фактического торможения, находят из равенства кинетической энергии автомобиля перед торможением работе сил трения йри торможении:
mav=/2 = PtsX8.
Подставив вместо та значение Ga/g, а вместо Рх ее максимальное значение ф6а, и решив последнее уравнение относительно sT8, получим
зта = о!/(254ф).
На рис. 193 изображена схема сил, действующих на автомобиль при его торможении, согласно которой
^^(Ga/L)^+уЛу); 22 = (Ga/L) (а — -^ hg^,
Рис. 193. Схема сил, действующих иа автомобиль при торможенииРис. 193. Схема сил, действующих иа автомобиль при торможениит. е, в процессе торможения реакция 7,х на передние колеса увеличивается, а реакция Z2 на задние колеса уменьшается. Вследствие этого для полной реализации силы сцепления при экстренном торможении (/ = ср^) необходимо, чтобы тормозные силы были пропорциональны нормальным реакциям, т. е. соблюдалось условие
Рис. 193. Схема сил, действующих иа автомобиль при торможении
Рис. 193. Схема сил, действующих иа автомобиль при торможении
^ti/^tz^^i/^z —(^ +
+фйг)/(а-ф/1г). (101)
Однако практически осуществить выполнение условия (101) сложно. Поэтому при проектировании тормозов выбирают компромиссное решение, принимая отношение Ptl/PT2 постоянным (для легковых автомобилей в пределах 1,3—1,6; для грузовых 0,5—1,0), или применяют регулирование давления в тормозном приводе (автомобили ВАЗ, «Москвич-1500» и семейства КамАЗ) при котором примерно удовлетворяется условие (101).
Глава XXV
ПРОХОДИМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Проходимость является тем свойством автомобиля, которое определяет возможность его эффективного использования в условиях плохих дорог и бездорожья. По этому признаку автомобили делят на автомобили обычной, повышенной и высокой проходимости.
К автомобилям обычной проходимости относятся автомобили общего назначения с колесной формулой 4X2. Они предназначены Для работы на шоссейных и грунтовых дорогах. Автомобили повышенной проходимости — это автомобили с колесной формулой 4X4 и 6 X 6. Они используются для работы по дорогам и вне их. К автомобилям высокой проходимости относятся специальные автомобили, рассчитанные на эксплуатацию преимущественно вне дорог. Такие автомобили имеют особую компоновку, дополнительные устройства, повышающие проходимость, и т. д.
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ПРОХОДИМОСТИ
Геометрическими параметрами проходимости автомобиля являются углы проходимости, продольный и поперечный радиусы проходимости, дорожный просвет (рис. 194), а также показатели маневренности: наименьший радиус поворота и ширина полосы движения на повороте (рис, 195), ( 278
Рис. 194. Геометрические показатели проходимости автомобиля
Углы проходимости, передний ап и задний рп, определяют способность автомобиля въезжать на препятствие и съезжать с него, не задевая препятствие передними или задними выступающими частями. Улучшение этих параметров — увеличение углов проходимости достигается сокращением расстояний от передних и задних выступающих Частей автомобиля соответственно до передней и задней осей.
Продольный рпр и поперечный рпоп радиусы проходимости характеризуют способность автомобиля преодолевать бугры и ухабы, не задевая за грунт своими низко расположенными частями. Чем меньше эти радиусы, тем лучше проходимость автомобиля.
Дорожный просвет h определяет наибольшую высоту одиночного препятствия, которое может преодолеть автомобиль, не задев за него картером главной передачи. Для увеличения дорожного просвета применяют колеса большого диаметра и разнесенную главную передачу с бортовыми редукторами.
Маневренность характеризует возможность движения автомобиля в стесненных условиях, например на лесных дорогах, строительных площадках или в карьерах. Маневренность оценивают наименьшим радиусом поворота /?шы и шириной Впд полосы движения.
Наименьшим радиусом поворота называется радиус траектории внешнего направляющего колеса. От этого показателя зависят раз-
Рис. 195. Показатели маневренности автомобиля
меры площади, необходимой для маневрирования, и крутизна поворотов, которые могут быть преодолены автомобилем.
У всех автомобилей предельный угол поворота направляющих колес равен приблизительно 30°. Поэтому наименьший радиус поворота /?min ^ 2L (рис. 195, а). Чем меньше база автомобиля, тем большей маневренностью отличается автомобиль. ч
Шириной полосы, движения называется ширина пространства, необходимая для движения автомобиля. На повороте полоса движения ограничивается траекториями двух точек автомобиля: А—самой отдаленной от центра О поворота и Б — самой близкой к центру О. На повороте ширина полосы движения у автопоезда больше, чем у одиночного автомобиля (рис. 195, б).
ОПОРНО-СЦЕПНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПРОХОДИМОСТИ
При движении автомобиля по грязным разбитым грунтовым дорогам, сыпучим пескам и рыхлому снегу и т. д. создается большое сопротивление движению, для преодоления которого требуется сила тяги, близкая к предельной по сцеплению, и возможна поэтому потеря автомобилем проходимости. В подобных условиях автомобиль движется с небольшой и приблизительно постоянной скоростью. Поэтому можно, пренебрегая сопротивлениями разгону и воздуху, условие проходимости представить в виде неравенства Дттах> ^дтах-
Максимальная сила тяги, которая может быть получена на ведущих колесах современных автомобилей, ограничивается практически только сцепными возможностями этих колес. Следовательно, условие проходимости в развернутом виде
фСсц 2> фтахСа
ИЛИ
фтах/ф <^Ссц/Са, (102)
где Gcu — сцепной вес автомобиля, т. е. часть его полного веса, приходящаяся на ведущие колеса. '
Отношение Gcu/Ga называется коэффициентом сцепного веса. Из неравенства (102) очевидно, что для повышения проходимости автомобиля необходимо увеличивать коэффициенты сцепного веса и сцепления и уменьшать коэффициент сопротивления дороги.
Коэффициент сцепного веса у автомобилей обычной проходимости зависит от продольного расположения центра тяжести .автомобиля с нагрузкой. Для легковых автомобилей он равен примерно 0,5; для грузовых 0,6—0,7. Наибольшее значение этого коэффициента — единица достигается, когда ведущими являются все колеса. Поэтому автомобили повышенной и высокой проходимости делают полноприводными, что усложняет трансмиссию (рис. 196). В ее состав включают дополнительную — раздаточную коробку передач 5, основное назначение которой — распределение крутящего момента между мостами.
На повороте передние колеса дрлжны вращаться быстрее задних, так как проходят больший путь. Однако в полноприводном автомо- 280
Рис. 196. Схема трансмиссии полноприводного автомобиля:Рис. 196. Схема трансмиссии полноприводного автомобиля:/ — двигатель; 2 — коробка передач; 3 — карданная передача к раздаточной коробке; 4 — карданная передача от раздаточной коробки к переднему мосту; 5 — раздаточная коробка; 6 — карданная передача к среднему и заднему мостам; 7 — карданная передача к лебедке для самовытаскнвання; 8 — лебедка для самовытаскнвання/ — двигатель; 2 — коробка передач; 3 — карданная передача к раздаточной коробке; 4 — карданная передача от раздаточной коробки к переднему мосту; 5 — раздаточная коробка; 6 — карданная передача к среднему и заднему мостам; 7 — карданная передача к лебедке для самовытаскнвання; 8 — лебедка для самовытаскнвання
Рис. 196. Схема трансмиссии полноприводного автомобиля:
Рис. 196. Схема трансмиссии полноприводного автомобиля:
/ — двигатель; 2 — коробка передач; 3 — карданная передача к раздаточной коробке; 4 — карданная передача от раздаточной коробки к переднему мосту; 5 — раздаточная коробка; 6 — карданная передача к среднему и заднему мостам; 7 — карданная передача к лебедке для самовытаскнвання; 8 — лебедка для самовытаскнвання
/ — двигатель; 2 — коробка передач; 3 — карданная передача к раздаточной коробке; 4 — карданная передача от раздаточной коробки к переднему мосту; 5 — раздаточная коробка; 6 — карданная передача к среднему и заднему мостам; 7 — карданная передача к лебедке для самовытаскнвання; 8 — лебедка для самовытаскнвання
биле этому препятствует взаимосвязь мостов через трансмиссию. В результате возникает опасность неизбежного проскальзывания колес относительно дороги, приводящая к повышению износа шин и расхода топлива, перегрузке трансмиссии циркулирующей мощностью. Для уменьшения указанных отрицательны/ явлений в раздаточной коробке устанавливают межосевой дифференциал (рис. 197, б) или механизм отключения переднего моста (рис. 197, а^ используемый при движении в условиях, не ограничивающих проходимость.
Межосевой и межколесный дифференциалы ограничивают тяговые возможности автомобиля при движении по скользким дорогам, поэтому в полноприводных автомобилях часто предусматривают возможность блокировки дифференциалов или применяют самоблокирующиеся дифференциалы.
При движении автомобиля по дорогам, не имеющим твердого покрытия, образуется колея, так как колеса вдавливаются в грунт (или снег), уплотняя его, причем часть грунта выдавливается, образуя гребни, а часть перемещается впереди колеса. В результате этого, а также трения боковин шин о стенки колеи значительно увеличивается коэффициент ф.
Рис. 197: Схемы раздаточных коробок:
а — с отключаемым приводом переднего моста; б — с дифференциальным приводом переднего моста; 1 — ведущий вал; 2, 3 и 6 — зубчатые колеса; 4 — промежуточный вал; 5 — ведомый вал; 7 — зубчатая муфта; 8 — вал привода переднего моста; 9 — дифференциал
- Интенсивность образования колеи зависит от соотношения жесткостей грунта и шины, вследствие чего автомобили повышенной проходимости снабжают специальными -шинами низкого давления и системой устройств, позволяющих при движении автомобиля изменять жесткость шин регулированием давления воздуха в них.
Коэффициент ф уменьшают также применением одинарных передних и задних колес и обеспечением одинаковой для них колеи. В результате задние колеса катятся по уплотненному следу передних колес, что понижает сопротивление движению.
Для увеличения коэффициента сцепления в основном используют шины с грунтозацепами (см, рис, 164),
Раздел седьмойСИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЕМ
Глава XXVI
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
§ 106. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рулевое управление служит для поддержания необходимого направления движения автомобиля путем поворота его передних (направляющих) колес. Оно состоит (рис. 198) из рулевого механизма 3, преобразующего поворот рулевого колеса 1 в угловое перемещение сошки 4, и рулевого привода, связывающего сошку с поворотными кулаками 9.
Рулевоеуправление должно обеспечивать: 1) высокую маневренность автомобиля; 2) кинематику поворота направляющих колес, отвечающую условию (97); 3) легкость поворота колес; 4) курсовую устойчивость при движении автомобиля по прямой; 5) ограниченную передачу на рулевое колесо усилий, возникающих в рулевом управлении, при преодолении автомобилем макронеровностей дороги; 6) строгу10_согласованность в кйнематическом и силовом отношении между поворотом рулевого колеса и направляющих колес автомобиля (следящее действие),
Высокая маневренность достигается значительным максимальным углом поворота направляющих колес (равным примерно 36—45°), а необходимая кинематическая связь между направляющими колесами — при помощи рулевой трапеции, являющейся частью рулевого привода.
Легкость поворота направляющих колес обеспечивают высоким КПД цру рулевого управления, соответствующим его передаточным числом ыру, а также применением гидроусилителя.
Для повышения курсовой устойчивости при движении автомобиля по прямой устанавливают обратимые рулевые механизмы, не препятствующие процессу стабилизации направляющих колес. Чтобы снизить усилия, передаваемые от направляющих колес к рулевому колесу, используют рулевые механизмы, работающие на пределе обратимости;
. Передаточное число рулевого управления равно отношению угла поворота рулевого колеса к соответствующему углу поворота поворотного кулака. При выборе значения иру необходимо, чтобы удовлетворялись два условия: 1) передаточное число должно быть достаточным для поворота направляющих колес в наиболее тяжелых условиях, т, е. на месте при максимальном сцеплении; 2) в интересах
Рис. 198. Схема рулевого управления:
а — неразрезная передняя ось; б — разрезная передняя ось; / — рулевое колесо; 2 — байка моста; 3 — рулевой механизм; 4 — сошка; 5 — поперечная рулевая тяга; 6 — продольная рулевая тяга; 7 — боковой рычаг рулевой трапеции; 8 — рычаг поворотного кулака; 9 — поворотный кулак; 10 — боковая тяга; // — маятниковый рычаг
удобства управления число оборотов рулевого колеса от среднего положения его до каждого из крайних положений не должно превышать для легковых автомобилей 1,8; для грузовых 3.
Исходя из первого условия
“ру ^спЛ^рК^ркЛру)’ ;
где Мсп — момент относительно оси шквбрня сил, препятствующих повороту направляющих колес, — момент сопротивления повороту, rw — радиус рулевого колеса; Трк — тангенциальная сила на ободе рулевого колеса, соответствующая моменту Л4СП.
.Момент сопротивления повороту складывается из момента сопротивления качению колес' при обкатывании ими оси шкворня, момента трения опорных отпечатков шины по поверхности дороги и стабилизирующих моментов. Его" приближенное значение можно определять по формуле
Л4сп = б1(^ + (Х14фг),
где GT — часть силы тяжести автомобиля, приходящаяся на переднюю ось; п — плечо обката (см. рис. 187); г — радиус ненагруженной части .колеса (свободный радиус).
При расчетах принимают / = 0,015; <р = 0,85 ч- 0,9; Трк = 150 ч- 4- 200 Н .для легковых автомобилей; Трк < 500 Н для грузовых; г рк= 0,19 4- 0,21 м для легковых автомобилей; грк < 0,25 м для грузовых. Величиной п задаются по аналогии с существующими конструкциями.
С учетом второго условия передаточное число рулевого управления ИрУ не должно превышать для легковых автомобилей 18—15, для грузовых 30—24. Если оказывается, что ИрУ > и’у, то передаточным числом рулевого управления задаются исходя из условия удоб-. ства управления, а для облегчения управления применяют усилитель,
Передаточное число рулевого управления равно произведению передаточных чисел ирн рулевого механизма и ирп рулевого, привода:
“ру ~ ^рм^рп'
Величину ирп условно считают постоянной и равной отношению плеч р2 рычага поворотного кулака и рх сошки (см. рис. 198).
кпд рулевого управления т)ру = ЛрмЛрп оценивает потери на трение в рулевом механизме и приводе. КПД рулевого механизма составляет 75—80% при повороте рулевого колеса из среднего положения и примерно на 10% меньше при его возврате в среднее положение. КПД,привода т]рп равен примерно 90%. Таким образом, г]ру лежит в. пределах 0,67—0,72 при передаче усилия от рулевого колёса к поворотному кулаку и в пределах 0,58—0,63 при передаче усилия в обратном направлении. Если КПД при передаче усилия в обратном направлении ниже 50%, рулевое управление становится необратимым.
§ 107. РУЛЕВОЙ ПРИВОД
Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма к поворотным кулакам и осуществления заданной кинематической связи между направляющими колесами.
При неразрезной оси (см. рис. 198, а) рулевой привод состоит из сошки 4, продольной рулевой тяги 6, рычага 8 поворотного кулака, двух одинаковых рычагов 7 и поперечной рулевой тяги 5, связывающей между собой оба колёса. Конец сошки перемещается в плоскости, перпендикулярной к оси передних колес.
Рычаги 7 расположены под одинаковым углом к плоскости колес и вместе с соединяющей их тягой 5 образуют рулевую трапецию, которая с достаточной для практики точностью обеспечивает соблюдение условия (97). Рулевая трапеция по отношению к направляющей оси автомобиля может быть расположена спереди или сзади нее. Угол наклона рычагов трапеции первоначально берут согласно схемам (рис. 199), а затем уточняют экспери
Рис. 199. Схемы расположения рулевых трапеций относительно направляющей оси автомобйля:Рис. 199. Схемы расположения рулевых трапеций относительно направляющей оси автомобйля:а — заднее; б — переднееа — заднее; б — переднеементально;
Рис. 199. Схемы расположения рулевых трапеций относительно направляющей оси автомобйля:
Рис. 199. Схемы расположения рулевых трапеций относительно направляющей оси автомобйля:
а — заднее; б — переднее
а — заднее; б — переднее
При разрезной оси (независимой подвеске направляющих колес) необходимо согласовать кинематику рулевого привода и направляющего устройства подвески, с тем чтобы вертикальные перемещения колес не вызывали их поворота вокруг оси шкворня. Обычно этого достигают применением широко распространенной схемы рулевого привода, изображенной на рис. 198, б. Рулевой механизм установлен между направляющими колесами так, чтобы конец сошки перемещался от одного колеса
к другому. На оси, прикрепленной к несущей системе автомобиля, закреплен маятниковый рычаг 11, аналогичный по размерам, расположению и характеру перемещений сошке. Маятниковый рычаг и сошка шарнирно связаны между собой поперечной тягой 5 и совместно с ней образуют компактную рулевую трапецию, расположенную перед осью направляющих колес. Концы сошки и маятникового рычага при помощи одинаковых боковых тяг 10 шарнирно связаны с рычагами 8 поворотных кулаков.
Тяги представляют собой бесшовные трубы, изготовленные из сталей 20, 30 или 35. Рычаги куют из сталей 35Х, 40, 40Х и 40ХН. Они имеют переменное по длине сечение для придания им рациональной с точки зрения жесткости формы. Рычаги крепят к поворотному кулаку болтовым соединением или при помощи конического хвостовика, входящего в соответствующее отверстие вильчатой части поворотного кулака и затягиваемого гайкой.
Сопрягаемые поверхности сошки и вала также выполняют коническими, что обеспечивает их беззазорное соединение. На этих поверхностях нарезают шлицы треугольного профиля. Для правильной установки сошки на валу на них делают метки или несимметрично располагают несколько шлицев.
Шарниры продольной рулевой тяги показаны на ерис. 200, а. Один шаровой палец 2 шарниров конической хвостовой частью закреплен в рычаге поворотного кулака, другой — в сошке. Шаровую головку пальца охватывают два сухаря 5. Один из сухарей постоянно поджимает к пальцу пружина 6, которая служит для понижения динамических нагрузок в приводе и устранения зазоров в шарнире. Ограничитель 7 предотвращает чрезмерную деформацию пружины, а при ее поломке обеспечивает временную работоспособность узла.
В отличие от продольной тяги в шарнирах поперечной и боковых тяг амортизирующие пружины не устанавливают, чтобы не допускать возникновения угловых колебаний направляющих колес вокруг шкворня. Зазоры в шарнирах тяги автомобиля ЗИЛ-130 (рис. 200, б) устраняют при помощи предварительно закрученной пружины 14, воздействующей концами на два сухаря 15, которые стыкуются в осевой плоскости и имеют в поперечном сечении эксцентричные контуры поверхности, охватывающей шаровую головку пальца. В шарнирах тяги автомобиля ГАЗ-53А и автомобилей многих других моделей эти зазоры устраняются осевой затяжкой шарнира пружиной сжатия 27 (рис. 200, в).
Шарниры поперечной рулевой тяги помещены в наконечниках 16 и 24, которые навертывают (или вывертывают) на резьбовые концы тяги. Один конец тяги имеет левую резьбу, а другой правую. Это позволяет поворотом тяги изменять ее длину для регулировки схождения направляющих колес (см. § 101и рис. 188).
Шаровые пальцы изготовляют из легированных цементуемых сталей 12ХНЗА, 20Х, 20ХН или сталей 40 и 45ХН с поверхностной закалкой ТВЧ. Шарниры смазывают через пресс-масленки универсальной среднеплавкой смазкой УС-2 или УС-1 и предохраняют от загрязнения резиновыми уплотнениями, 288
Рис. 200. Шарниры рулевых тяг автомобиля:Рис. 200. Шарниры рулевых тяг автомобиля:а — продольной (ЗИЛ-130); б — поперечной (ЗИЛ-130); в — поперечной (ГАЗ-53А); / — гайка; 2 и /7 — шаровые пальцы; 3 и 20 — уплотнения; 4 и 10 — резьбовые пробки; 5, 15 и 23 — сухари; 6, 14, /9 и 27 — пружины; 7 — ограничители; 8 и 18 — пресс-маслеики; 9 и /2 — концевые уширения тяги; П — продольная рулевая тяга; 13 — рычаг поворотного кулака; 16 и 24 — иакоиечинки поперечной рулевой тягн; 21 — палеЦ; 22 — отражатель; 25 — шайба; 26 — стопорное кольцо; 28 — пята; 29 — стопора — продольной (ЗИЛ-130); б — поперечной (ЗИЛ-130); в — поперечной (ГАЗ-53А); / — гайка; 2 и /7 — шаровые пальцы; 3 и 20 — уплотнения; 4 и 10 — резьбовые пробки; 5, 15 и 23 — сухари; 6, 14, /9 и 27 — пружины; 7 — ограничители; 8 и 18 — пресс-маслеики; 9 и /2 — концевые уширения тяги; П — продольная рулевая тяга; 13 — рычаг поворотного кулака; 16 и 24 — иакоиечинки поперечной рулевой тягн; 21 — палеЦ; 22 — отражатель; 25 — шайба; 26 — стопорное кольцо; 28 — пята; 29 — стопор
Рис. 200. Шарниры рулевых тяг автомобиля:
Рис. 200. Шарниры рулевых тяг автомобиля:
а — продольной (ЗИЛ-130); б — поперечной (ЗИЛ-130); в — поперечной (ГАЗ-53А); / — гайка; 2 и /7 — шаровые пальцы; 3 и 20 — уплотнения; 4 и 10 — резьбовые пробки; 5, 15 и 23 — сухари; 6, 14, /9 и 27 — пружины; 7 — ограничители; 8 и 18 — пресс-маслеики; 9 и /2 — концевые уширения тяги; П — продольная рулевая тяга; 13 — рычаг поворотного кулака; 16 и 24 — иакоиечинки поперечной рулевой тягн; 21 — палеЦ; 22 — отражатель; 25 — шайба; 26 — стопорное кольцо; 28 — пята; 29 — стопор
а — продольной (ЗИЛ-130); б — поперечной (ЗИЛ-130); в — поперечной (ГАЗ-53А); / — гайка; 2 и /7 — шаровые пальцы; 3 и 20 — уплотнения; 4 и 10 — резьбовые пробки; 5, 15 и 23 — сухари; 6, 14, /9 и 27 — пружины; 7 — ограничители; 8 и 18 — пресс-маслеики; 9 и /2 — концевые уширения тяги; П — продольная рулевая тяга; 13 — рычаг поворотного кулака; 16 и 24 — иакоиечинки поперечной рулевой тягн; 21 — палеЦ; 22 — отражатель; 25 — шайба; 26 — стопорное кольцо; 28 — пята; 29 — стопор
На легковых автомобилях распространены шарниры с сухарями, изготовленными из конструкционных пластмасс, которые в процессе эксплуатации не требуют смазки.\
Расчет деталей рулевого привода производят исходя из усилия Рс, действующего на шаровой палец сошки. Установлено, что оно максимально при наезде направляющих колес на препятствия и может быть принято равным половине полного веса автомобиля, приходящегося на переднюю ось. Рычаги рассчитывают на совместный изгиб и кручение, а тяги — на продольную жесткость.
Для типичной конструкции сошки (см. рис. 204) опасным является сечение А—А, в котором возникают напряжения от изгиба и кручения. Согласно третьей теории прочности условие прочности для расчетного сечения
О» = /(TWJWW < М = ат/п„ где стт — предел текучести материала сошки; нт — запас прочности, который лежит в пределах 1,7—2,4.
Условие достаточной жесткости продольной рулевой тягиджРс = л^///2,
где пж — запас жесткости, задаваемый в пределах 1,5—2,5; 1 — экваториальный момент инерции сечения трубы тяги; I — расстояние между центрами шаровых шарниров тяги.
Другие рычаги и тяги рассчитывают аналогично, но с учетом их формы и места установки в приводе. Давление на шаровой поверхности шарниров рулевого привода не должно превышать 25—30 МПа.
§ 108. РУЛЕВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
В качестве рулевых механизмов используются различные видоизменения и комбинации простых передаточных механизмов (червячного, винтового и зубчато-реечного). Наибольшее распространение получили рулевые механизмы двух типов: червячно-роликовый и винтореечный.
Производство рулевых механизмов для отечественных автомобилей регламентировано отраслевым стандартом ОСТ.37.001.013—76, который определяет рекомендуемые типы рулевых механизмов в зависимости от нагрузки на направляющую ось автомобиля, а также ряд параметров этих механизмов.
Червячно-роликовый рулевой механизм. Его рекомендуется применять на всех легковых автомобилях и грузовых с нагрузкой иа ось до 25 кН при отсутствии усилителя и до 40 кН с усилителем. Этот механизм устроен и работает следующим образом. Навалу 14 (рис. 201) рулевого колеса, посажен червяк 10, установленный в картере 1 руле-
Рис. 201. Червячно-роликовый рулевой механизм автомобиля ГАЗ-53А:<
/ — картер; 2 — вал сошки; 3 — игольчатые подшипники; 4 —виит; 5 и 27 — уплотнения; ! 6 -я- пружина уплотнения; 7 — иижияя крышка картера; 8 — регулировочные прокладки; 1 9 и 12 — подшипники червяка; 10 *— червяк; // — резьбовая пробка; 13 —- трубка; 14 — J вал рулевого колеса; 15 — верхняя крышка; 16 —■ ось ролика; 17 —■ шайбц; 18 — ролик;! 19 _ стопорная шайба; 20 — колпачковая гайка; 21 — регулировочный винт; 22 — стопор*! ный штий; 23 — подшипник вала сошки; 24 — боковая крышка; 25 — прокладка; 26 Втулка; 28 — сошка
288I
воГо механизма на двух радиально-упорных роликоподшипниках 12. Подшипники смонтированы в картере между крышками 7 и 15.
В зацеплении с червяком находится гребенчатый ролик 18, который при помощи оси 16 и игольчатых подшипников 3 установлен в вильчатом кривошипе вала 2 сошки 28. Вал сошки установлен в картере на радиальном роликоподшипнике 23 и бронзовой свертной втулке 26. Втулку ставят с наиболее нагруженной стороны вала — со стороны сошки. Осевую фиксацию вала 2 осуществляют регулировочным винтом 21. Для этого на конце вала предусмотрен кольцевой выступ, который входит в кольцевую расточку винта 21.
При вращении червяка гребни ролика перемещаются по дуге окружности с центром, лежащим на оси вала 2, и, увлекая вильчатый кривошип, поворачивают вал сошки. Чтобы при ограниченном числе гребней (два-четыре в зависимости от нагрузки на ось) обеспечивалась необходимая продолжительность зацепления, червяк выполняют глобоидным. У червяка такой формы поверхности (делительная, вершин и впадин) образуются вращением вокруг оси, червяка дуг окружностей с центром О, лежащим: от оси червяка на расстоянии, равном теоретическому межосевому расстоянию aw передачи.
Основным преимуществом червячно-роликового механизма является то, что в отличие от червячных передач трение скольжения в зацеплении здесь заменено трением качения. В результате КПД при передаче усилия от рулевого колеса к поворотному кулаку составляет 65% и повышается долговечность механизма.
Обязательным требованием, предъявляемым к рулевым механизмам, является возможность во время эксплуатации регулировки зазора между ведущим и ведомым элементами передачи, который увеличивается в результате износа их контактируемых поверхностей. В червячно-роликовом механизме такая возможность обеспечивается тем, что ось вала сошки не перпендикулярна плоскости А — А, в которой происходит зацепление неизношенных червяка и ролика, а отклоняется на некоторый угол а. Поэтому при осевом смещении вала 2 изменяется межосевое расстояние аш и, как следствие, — зазор в зацеплении. Зазор регулируют винтом 21, перемещающим вал сошки.
Предусматривается также регулировка осевой затяжки подшипников червяка при помощи пакета стальных регулировочных прокладок 8, установленных между привалочным торцом картера и крышкой 7.
Рулевой механизм крепят обычно болтами к лонжерону рамы. Его смазывают маслом ТАп-10, которое заливают в картер через отверстие, закрываемое резьбовой пробкой 11.
Расчет рулевого механизма производят исходя из расчетного момента Мр на валу рулевого колеса, который для рулевого управления без усилителя принимают равным максимальному моменту сопротивления повороту Мсп, приведенному к валу рулевого колеса, т, е,
Л4р=м сп/(ыруЛру);
10 Гаспарянц Г. А. 289
при наличии усилителя — моменту, соответствующему максимальному усилию, которое может развить водитель на ободе рулевого колеса (примерно 500 Н).
Условие прочности вала рулевого колеса
тк = МРЖ < тт/пт,
где IFK — момент сопротивления кручению опасного сечения вала; тт — предел текучести материала вала при кручении; пт — запас прочности, который лежит в пределах 5—10. '
Глобоидный червяк и ролик обладают достаточными прочностью на изгиб и жесткостью. Критерием работоспособности этой пары является контактное напряжение, которое проверяют по условию
(Тем = Pi tg yl^F) = 2Afp tg y/(z1d1/7) < 100 МПа,
где Px tg у — осевая сила, действующая на червяк (^ — окружная сила на червяке, у — делительный угол подъема витка в среднем сечении червяка); zy — число гребней ролика; ^ — диаметр делительной поверхности червяка в его среднем сечении; F — площадь контакта, определяемая согласно схеме, изображенной на рис. 202.
Винтореечный рулевой механизм. Его рекомендуется использовать для автомобилей с нагрузкой на ось свыше 25 кН при отсутствии усилителя рулевого управления и 40 кН при его наличии. Этот механизм относится к числу комбинированных, так как представляет собой совокупность двух видов передач: винтовой с циркулирующими шариками и зубчато-реечной.
Винтореечный механизм (рис. 203) устроен и работает следующим образом. Его ведущим элементом является винт 9, установленный в картере 5 аналогично червяку в червячно-роликовом механизме. На винт посажена гайка-рейка 6. На теле винта и в гайке выполнены идентичные винтовые канавки полукруглого профиля, служащие дорожками качения для шариков 8, через которые осуществляется взаимодействие винта и гайки. Щарики циркулируют по замкнутому кругу: выкатываются из винтовых канавок и по шарикопроводу 7 на гайке возвращаются в исходное положение. Таким образом, трение скольжения в винтовой паре заменяется трением качения, в результате КПД пары достигает 90%.
Реечная часть гайки-рейки находится в зацеплении с зубчатым сектором /0, выполненным как одно целое с валом 1 сошки. Вследствие сочетания винтовой и реечной передач вращение винта, связанного валом с рулевым колесом, преобразуется в угловое
Рис. 202. Схема для определения площади контакта ролика и червяка!
<е и ге — радиусы соответственно делительной поверхности червяка и средней окружности ролика
Рис. 203. Винтореечный рулевой механизм автомобиля МАЗ-500:
/ — вал сошки; 2 — игольчатые подшипники; 3 — регулировочный винт; 4 — подшипники винта; 5 — картер; 6 — гайка-рейка; 7 — шарнкопровод, 8 ша" рнк; 9 — винт; 10 — сектор; 11 — регулировочные прокладки
перемещение сошки. Передаточное число такого механизма
Ирм = лд,т1р, где ^ — делительный диаметр сектора; р — шаг винтовой канавки, который лежит в пределах 12—18 мм.
Главным недостатком винтореечных рулевых механизмов, ограничивающим долговечность узла, является невозможность при эксплуатации регулировки зазора в паре винт — гайка. Начальное беззазорное соединение в этой паре обеспечивается точным изготовлением профиля канавок (2-го и 3-го классов точности) и селективной сборкой.
Зазор в зацеплении рейка — сектор регулируют аналогично зазору в червячно-роликовом механизме — осевым перемещением вала сошки при помощи регулировочного винта 3. Возможность изменения зазора имеется благодаря некоторой конусности зацепления.
Расчет винтореечного рулевого механизма начинают с расчета винтовой передачи. Чтобы в течение примерно 100 тыс. км пробега появляющийся в этой паре осевой зазор не превысил допустимого предела (примерно 0,2 мм, что соответствует свободному ходу рулевого колеса 6°), необходимо соблюдение условия
^ = тУ ПЕрТоТб к ^2800 4-3000 МПа,
где tn — коэффициент, зависящий от кривизны контактируемых поверхностей шарика и канавки (нарезки); Е = 2-Ю6 МПа — модуль упругости для стали; Рг — осевая сила, действующая в винтовой паре; i — число одновременно находящихся в канавке винта шариков; Р — угол подъема винтовой линии по среднему диаметру d0 пары; 6 — угол контакта шарика с поверхностью канавки; dm — диаметр шарика; dK — диаметр сечения канавки. Осевая сила определяется по формуле (трением пренебрегают)
Pi — 2TpKrpK/(d0 tg Р).
По аналогии с существующими конструкциями можно принимать /п « 0,7; 5 « 45°; <1Ш = 7 + 9 мм (шарики выбирают из существующего сортамента, ГОСТ 3722—60); d, = (1,02 ч- 1,03) dm; 0 = 10 ч- ч— 15°.
Прочность зубьев сектора на изгиб и их контактную напряженность определяют ' из следующих условий:
Он = РЛуЬсРс) < 400 МПа;
ак = 0,418]/ак = 0,418]/4Р2Е(d&c sin 2а)4Р2Е(d&c sin 2а)sc 1500 МПа,sc 1500 МПа,
ак = 0,418]/
ак = 0,418]/
4Р2Е(d&c sin 2а)
4Р2Е(d&c sin 2а)
sc 1500 МПа,
sc 1500 МПа,
где Р4 — окружное усилие на зубчатом секторе; у — коэффициент формы зуба, определяемый исходя из числа зубьев зубчатого колеса, частью которого является сектор; b — длина зуба сектора; рс — окружной делительный шаг зубьев; d *- делительный диаметр сектора; Ь'с — контактная длина зуба сектора; а — угол зацепления; а = 20°.
В тех случаях, когда сектор нагружен не только усилием со стороны рулевого колеса, но и воздействием усилителя (например, в рулевом механизме автомобиля ЗИЛ-130), окружное усилие на секторе находят по формуле (трением пренебрегают)
Pi = (7VPk«Pm/0,5£0 + (рл/)2/4),(103)
где р — максимальное давление в силовом цилиндре усилителя; D — диаметр силового цилиндра.
292
Если сектор нагружен только усилием со стороны рулевого колёса (например, в рулевом механизме автомобиля МАЗ-500), второе слагаемое в уравнении (103) опускают.
Основные детали рулевых механизмов изготовляют из следующих материалов: валы рулевого колеса — из среднеуглеродистых сталей 20, 35 и 45, картеры — из ковкого чугуна. Глобоидные червяки куют из легированных сталей ЗОХНЗА и 35Х и подвергают цианированию и закалке в масле. Для роликов применяют цементуемые стали 12ХНЗА и 15НМ. Вал сошки, сектор, винт и гайку делают из стали 18ХГТ.
§ 109. УСИЛИТЕЛЬ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
Усилители рулевого управления служат для облегчения управления автомобилем и, позволяя сохранить прямолинейное движение автомобиля при внезапном повреждении шины направляющего колеса, повышают активную безопасность автомобиля.
Энергия, необходимая для работы усилителей рулевого управления, подводится к ним от двигателя при помощи гидравлических устройств, вследствие чего эти усилители называются гидравлическими. Они состоят из следующих основных элементов:
силового цилиндра, в котором под давлением рабочей жидкости создается усилие, необходимое для поворота направляющих колес;
регулятора (распределителя), являющегося золотниковым устройством, служащим для распределения жидкости по полостям силового цилиндра и осуществления следящего действия рулевого управления^, узла питания, к которому относятся насос, бачок для рабочей жидкости, фильтры, перепускной и предохранительный клапаны. Этот узел называется гидронасосом.
Гидронасос всегда устанавливают на двигателе; он ^приводится в действие от коленчатого вала клино-ременной передачей. Размещение двух других элементов зависит от задач, решаемых при компоновке. Например, наименьшие габаритные размеры и масса, простота гидравлических связей достигаются, когда регулятор и силовой цилиндр выполнены вместе с рулевым механизмом в едином картере (усилитель автомобиля ЗИЛ-130). Наиболее существенным недостатком такой компоновки является повышенная нагрузка на рулевой привод. Раздельное от рулевого механизма расположение регулятора и силового цилиндра (автомобили МАЗ-500 и ГАЗ-66) позволяет применить ддя автомобилей детали и узлы рулевого управления, унифицированные с автомобилями без усилителей.
Работу усилителя рулевого управления рассмотрим на примере усилителя автомобиля ЗИЛ-130 (рис. 204 и 205). На этом автомобиле использован винто-реечный рулевой механизм, картер 4 (См. рис. 204) которого служит одновременно цилиндром усилителя. В нем установлен поршень-рейка 5; он под давлением жидкости может перемещаться влево или вправо, поворачивая сектор 29, а вместе с ним и сошку 35. В поршень запрессована гайка 8, которая вместе с винтом 7 образует винтовую передачу с циркулирующими шариками.
Рис. 204. Рулевой механизм с усилителем автомобиля ЗИЛ-130:
/ — нижняя крышка; 2, 14, 27 и 31 — уплотнительные кольца; 3 — заглушка; 4 — картер; 5 — поршеиь-рейка; 6 — разрезное кольцо; 7 — винт рулевого механизма; 8 — гайка с циркулирующими шариками; 9 — шарикопровод; 10 — шарик; // — уплотнительное кольцо поршня; 12 — промежуточная крышка; 13 — упорный шарикоподшипник; 15 — шариковый клапан; 16 — затвор золотникового распределителя; 17 — корпус золотникового распределителя; 18 — пружинная шайба; 19 — гайка; 20 — верхняя крышка; 21 — игольчатый подшипник; 22 — упорное кольцо манжетного уплотнения; 23 и 24 — манжетные уплотнения; 25 — центрирующая пружина; 26 — реактивный плунжер; 28 — установочный винт; 29 — сектор; 30 — боковая крышка; 32 — вал сошки; 33 — втулка; 34 — пробка сливного отверстия картера с магнитом; 35 — сошка
На верхний конец винта насажен затвор 16 распределителя. Он гайкой 19 зажат между двумя упорными шарикоподшипниками 13. Подшипники внешними кольцами упираются в торцы корпуса 17 распределителя, ограничивая осевое перемещение винта и затвора и воспринимая осевую силу, действующую в винтовой паре. Расстояние между торцами корпуса распределителя на 3 мм меньше, чем длина затвора. В результате этого винт вместе с затвором распределителя может перемещаться в осевом направлении в пределах ± 1,5 мм от среднего положения, которое занимает затвор в корпусе распределителя, под действием шести пар реактивных цилиндрических плунжеров 26, распираемых центрирующими пружинами 25.
При среднем положении затвора левая и правая полости цилиндра, связанные с распределительным устройством каналами, одинаково сообщаются с напорной и сливной магистралями, поэтому усилитель не работает, а жидкость свободно циркулирует через распределитель (см. рис. 205, а).
Начало включения усилителя в работу зависит от усилия распорных пружин 25 (см. рис. 204). Его выбирают таким, чтобы затвор золотника мог перемещаться при тангенциальной силе на ободе рулевого колеса более 50—100 Н. Поэтому при малых сопротивлениях повороту колес автомобиля усилитель не работает. При ббльших 294
сопротивлениях винт 7, ввертываясь в гайку или вывертываясь из нее (в пределах 1,5 мм), передвигает затвор, вследствие чего одна из полостей рабочего цилиндра будет сообщаться только со сливной магистралью, а другая — только с напорной. В результате этого на рейку, помимо осевой силы, создаваемой водителем при помощи винтовой пары рулевого механизма, действует избыточное давление жидкости, передаваемое поршнем (см. рис. 205, бив).
Как только прекратится вращение рулевого колеса, поршень, продолжая перемещаться (в пределах 1,5 мм), возвращает затвор золотника в среднее положение. Тем самым каждому положению рулевого колеса с достаточной точностью соответствует определенное положение направляющих колес, т. е. усилитель обладает свойством следящего действия.
На реактивные плунжеры 13 (см. рис. 205, а), помимо усилия центрирующих пружин, действует со стороны пружины давление рабочей жидкости, которое тем выше, чем больше сопротивление повороту. Так обеспечивается «чувство дороги».
При неработающем насосе шариковый клапан 12 сообщает между собой напорный и сливной каналы распределителя, обеспечивая возможность временного управления автомобилем без усилителя.
Насос 6 усилителя лопастного типа. Рабочая жидкость поступает в него из бачка 5, выталкивается в напорную магистраль через калиброванное отверстие 11 и возвращается в бачок через сетчатый фильтр 3. Размеры насоса выбирают такими, чтобы он обеспечивал необходимую
Рис. 205. Схема работы усилителя рулевого управления автомобиля ЗИЛ-130: а — нейтральное положение затвора; б — перемещение затвора вправо; е — перемещение затвора влево; / — сапун; 2 и 3 — сетчатые фильтры; 4 и 7 — перепускные клапаны; 5 — бачок; 6 — иасос; 8 — предохранительный клапан; 9 — напорная магистраль; 10 — сливная магистраль; 11 -— отверстие; 11 — шариковый клапан; 13 — реактивный плунжер; !4 — затвор золотникового распределителя; 15 — вннт; 16 — вал сошки с сектором; 17 — картер рулевого механизма с усилителем
подачу рабочей жидкости даже при самой малой частоте вращения коленчатого вала двигателя. При других режимах работы двигателя будет подаваться избыточное количество жидкости, что ведет к опасному для системы повышению давления. Чтобы устранить эту опасность, применены перепускной 7 и предохранительный 8 клапаны.
В качестве рабочей жидкости для усилителей рулевого управления всесезонно употребляют масло, используемое для гидросистем автомобилей,
Глава XXVIIТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Тормозная система служит для создания и изменения искусственного сопротивления движению автомобиля. Требования к тормозным системам автомобиля и нормативы эффективности торможения установлены отраслевым стандартом ОСТ 37001.016—70, согласно которому автомобили всех классов и типов обязательно должны быть оборудованы не менее чем тремя тормозными системами: рабочей, запасной и стояночной. Рабочая тормозная система является основной и служит для снижения скорости и остановки автомобиля. Запасная система предназначена для торможения автомобиля в случае полного или частичного выхода из строя рабочей системы, а стояночная — для удержания автомобиля неподвижным на стоянке. Часто в качестве запасной используют стояночную тормозную систему при соответствующем ее исполнении. Рабочая система приводится в действие нажатием на педаль и называется поэтому ножным тормозом. Стояночная система срабатывает при воздействии на рычаг и называется ручным тормозом.
Тормозные системы автомобилей состоят из двух частей: тормозных механизмов (тормозов) и тормозного привода. Тормозной механизм — это устройство, непосредственно создающее искусственное сопротивление движению автомобиля, преобразующее его кинетическую энергию в тепло, рассеиваемое в окружающем пространстве. Тормозной привод представляет собой совокупность устройств, предназначенных для передачи к тормозам и усиления воздействия водителя на педаль или рычаг тормоза.
Работа тормозных механизмов основана на использовании трения, возникающего между деталями тормоза: одной, соединенной с какой- нибудь вращающейся частью автомобиля (обычно со ступицей колеса), и другими, связанными с невращающейся частью. Наиболее распространены тормоза двух видов: колодочные барабанного типа, имеющие цилиндрические поверхности трения, и дисковые с плоскими трущимися поверхностями. Основным оценочным параметром тормозного механизма является максимальный момент трения, возникающий в нем.
К рабочей тормозной системе предъявляются два основных требования:
рабочая система должна действовать непосредственно на все колеса автомобиля и обеспечивать рациональное соотношение между тормозными силами, возникающими на колесах различных осей;
привод рабочей системы должен иметь не менее двух контуров, действующих на разные группы колес, с тем чтобы при отказе одного контура эффективность торможения оставшегося исправным контура составляла не менее 30% эффективности исправной рабочей тормозной системы.
Преимущественное распространение имеют следующие типы приводов: для рабочей тормозной системы — гидравлический и пневматический; для стояночной системы — механический. Гидравлический привод отличается простотой конструкции, малой массой и применяется для автомобилей с полной массой, не превышающей 7—8 т. Пневматический привод сложнее, имеет более высокую стоимость, большую массу и отличается меньшим быстродействием (по сравнению с гидравлическим приводом). Его применяют в тех случаях^, когда при нормативном усилии на педали тормоза гидравлический привод не может обеспечить необходимую эффективность торможения (автомобили полной массой более 7—8 т), и для автопоездов вследствие простоты соединения воздушных магистралей тягача и прицепного состава.
. КОЛОДОЧНЫЕ ТОРМОЗА РАБОЧЕЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ
Тормоза барабанного типа. Наиболее распространенные схемы колодочных тормозов барабанного типа представлены на рис. 206. Внутри тормозного барабана, вращающегося вместе с колесом автомобиля, расположены колодки 2. Они посредством опорных пальцев 3 шарнирно закреплены на невращающейся части моста, на которой установлено также управляемое тормозным приводом разжимающее устройство /. При его помощи колодки могут быть повернуты вокруг своих опорных пальцев до соприкосновения с барабаном, в результате чего и возникает необходимое для торможения автомобиля сопротивление вращению колес. Для увеличения трения между колодкой и барабаном колодки снабжают фрикционной накладкой.
Разжимание колодок производится: при пневматическом приводе кулачком (рис. 206, а), который поворачивает исполнительный механизм привода; при гидравлическом приводе — поршневым устройством — колесным цилиндром (рис. 206, б и в).
На каждую колодку, помимо опорных реакций, действуют силы: разжимающая Р, равнодействующая N нормальных реакций тормозного барабана и сила трения Т = цЛЕ Эти силы, а следовательно, и тормозной момент, развиваемый тормозом (обеими колодками),
Мт = Р1ГбА"Т<1Гб = pjV хГб + pJV 2г б, зависят от конструкции тормоза.
При кулачковом разжимающем устройстве (рис. 206, a) Nt = У2, поэтому
Mt = 2y,Nr&;
P^N (с ~це)/(а +с) = [Мт/(2цг6)]-[(с-ре)/(а4-с)]; 1
Pg = N(c+pe)/(a + c)==MV(2pr6)[(c+p^^j (
В случае гидравлического разжимающего устройства (рис. 206, б) Pi = Р», тогда
Л/'1 = Р(а+с)/(с-р.е); N2 = P (а+с)/(с+це); 1Л1т = цг6(а + с)Р2с/[с2 —(ре)2].j
В механизме с разнесенными рабочими цилиндрами (рис. 206, в)
Ni = P (а + с)/(с-це); М2 = Р(й + с)/(я-Це); 1
Af1 = M.r6(a4-c)P{[l/(c-M.e)] + [l/(a-M.e)]}.J
Эффективность действия различных типов тормозов принято оценивать коэффициентом эффективности
^э — Мт/[г 6 (^1 + ^а)]-
Если принять ц = 0,35, е = 0,85 г6, а = с = 0,8 га (соотношения, существующие в выполненных конструкциях), то коэффициенты эффективности тормозов с равными перемещениями колодок (рис. 206, а)
^э = ц(а + с)/с=0,7 (100%), с одним рабочим цилиндром
й8 = Ц (а + с)с/[с2 — (ре)2] = 0,81 (116 %);
с разнесенными рабочими цилиндрами
^э = 2ра/(а —ре)= 1,11 (159%).
Основными элементами тормозов являются барабан, колодки, опорный узел, разжимающее устройство и устройство для регулировки зазора между колодками и барабаном в процессе эксплуатации (рис. 207—209).
Барабаны для грузовых автомобилей средней и большой грузоподъемности отливают обычно из серого чугуна, а для легковых автомобилей и грузовых малой и средней грузоподъемности выполняют комбинированными, представляющими собой штампованный из листовой стали диск, залитый в чугунный обод (см. рис. 157 и рис, 161). Барабан устанавливают на ступицу колеса, центрируют болтами или шпильками крепления колес. В сборе со ступицей производят окончательную механическую обработку рабочей поверхности барабана и его динамическую балансировку, в результате чего достигается минимальное биение и максимальная уравновешенность узла.
6)6)Рис. 206. Схемы колодочных тормозов барабанного типа:
6)
6)
а — с кулачковым разжимающим устройством; б — с одним колесным цилиндром; в — с разнесенными колесными цилиндрами: / — разжимающее устройство; 2 -г- колодка; 3 — опорный палец
Колодки отливают из ковкого чугуна, алюминиевого сплава или изготовляют составными: обод штампуют из стальной полосы, ребро — из стального листа и соединяют глектродуговой сваркой. К наружной поверхности обода колодки приклепывают, приклеивают или прикрепляют винтами фрикционную накладку, которую обычно изготовляют прессованием из тех же материалов, что и фрикционные накладки ведомых дисков сцеплений. Конструкция концов колодки определяется особенностью разжимающего устройства и способом сопряжения колодки с опорным пальцем.
Опорный узел состоит из опорного диска, или суппорта, опорных пальцев и вспомогательных деталей. Опорный диск штампуют из листовой стали, а суппорт отливают из ковкого чугуна. Болтами или заклепками их крепят к фланцам балки ведущего моста (задний тормоз) и поворотного кулака (передний тормоз). Они предназначены для установки других деталей тормоза и их правильного взаиморасположения и воспринимают силы, возникающие при торможении.
Опорные пальцы изготовляют из стали 45. Они имеют вид ступенчатого болта и закреплены в месте посадки гайкой. Колодки свободно опираются на пальцы или надеты на них. В первом случае на опорном конце ребра колодки предусматривают бобышку с цилиндрической выемкой под палец, колодки у пальцев стягивают пружиной. Во втором случае в ребре колодки делают отверстие, в которое входит палец. Опорные пальцы выполняют эксцентричными, что позволяет при сборке тормоза поворотом опорных пальцев центрировать колодки с тормозным барабаном. Положение пальцев фиксируют гайками.
Рис. 209. Тормоз переднего колеса автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
Рис. 208. Тормоз автомобиля ГАЗ-53А:Рис. 208. Тормоз автомобиля ГАЗ-53А:Риа. 207. Тормоз переднего колеса авто-мобиля ЗИЛ-130:Риа. 207. Тормоз переднего колеса авто-мобиля ЗИЛ-130:/ — разжимающий кулак; 2 — кронштейн ку- лака; 3 — червячное колесо; 4 — червяк; 5 — регулировочный рычаг; 6 — шток; 7 — тормозная камера; 8 — тормозной барабан; 9 — колодка; 10 — кронштейн опорных пальцев; // — стопорное кольцо; 12 — эксцентричный опорный палец; 13 — планка; 14 — опорный диск тормоза; 15 — стяжная пружина/ — разжимающий кулак; 2 — кронштейн ку- лака; 3 — червячное колесо; 4 — червяк; 5 — регулировочный рычаг; 6 — шток; 7 — тормозная камера; 8 — тормозной барабан; 9 — колодка; 10 — кронштейн опорных пальцев; // — стопорное кольцо; 12 — эксцентричный опорный палец; 13 — планка; 14 — опорный диск тормоза; 15 — стяжная пружина/ — эксцентриковая шайба; 2 и 10 — тор- мозные колодки; 3 — прижимная скоба; 4 — опорный диск тормоза; 5 — Стопорная пружина регулировочного эксцентрика; 6 — регулировочный эксцентрик; 7 — тепловой экран; 8 — колесный цилиндр; 9 — стяжная пружина; // — опорный палец/ — эксцентриковая шайба; 2 и 10 — тор- мозные колодки; 3 — прижимная скоба; 4 — опорный диск тормоза; 5 — Стопорная пружина регулировочного эксцентрика; 6 — регулировочный эксцентрик; 7 — тепловой экран; 8 — колесный цилиндр; 9 — стяжная пружина; // — опорный палец
Рис. 208. Тормоз автомобиля ГАЗ-53А:
Рис. 208. Тормоз автомобиля ГАЗ-53А:
Риа. 207. Тормоз переднего колеса авто-мобиля ЗИЛ-130:
Риа. 207. Тормоз переднего колеса авто-мобиля ЗИЛ-130:
/ — разжимающий кулак; 2 — кронштейн ку- лака; 3 — червячное колесо; 4 — червяк; 5 — регулировочный рычаг; 6 — шток; 7 — тормозная камера; 8 — тормозной барабан; 9 — колодка; 10 — кронштейн опорных пальцев; // — стопорное кольцо; 12 — эксцентричный опорный палец; 13 — планка; 14 — опорный диск тормоза; 15 — стяжная пружина
/ — разжимающий кулак; 2 — кронштейн ку- лака; 3 — червячное колесо; 4 — червяк; 5 — регулировочный рычаг; 6 — шток; 7 — тормозная камера; 8 — тормозной барабан; 9 — колодка; 10 — кронштейн опорных пальцев; // — стопорное кольцо; 12 — эксцентричный опорный палец; 13 — планка; 14 — опорный диск тормоза; 15 — стяжная пружина
/ — эксцентриковая шайба; 2 и 10 — тор- мозные колодки; 3 — прижимная скоба; 4 — опорный диск тормоза; 5 — Стопорная пружина регулировочного эксцентрика; 6 — регулировочный эксцентрик; 7 — тепловой экран; 8 — колесный цилиндр; 9 — стяжная пружина; // — опорный палец
/ — эксцентриковая шайба; 2 и 10 — тор- мозные колодки; 3 — прижимная скоба; 4 — опорный диск тормоза; 5 — Стопорная пружина регулировочного эксцентрика; 6 — регулировочный эксцентрик; 7 — тепловой экран; 8 — колесный цилиндр; 9 — стяжная пружина; // — опорный палец
^Т„ЭТНИтельная тРУ®ка; 2 ” опорный диск тормоза; а — колодка; 4 — колесный ци-линдр, ° — Упорное кольцо; 6 — поршень; 7 — стяжная пружина; 8 — эксцентриковаяшайба, 9 — опорный Палец; 10 — клапан для удаления воздуха из снстемы₽
Разжимающее устройство устанавливают на опорном диске или суппорте со стороны, диаметрально противоположной опорным пальцам. Разжимающий кулак 1 (см. рис. 207) куют как одно целое с валом из стали 45 и подвергают поверхностной закалке. Опорой кулака служит литой из ковкого чугуна кронштейн 2, который прикреплен к опорному диску 14 или суппорту болтами. На шлицевой конец вала кулака надет регулировочный рычаг 5, который при помощи штока 6 соединен с диафрагмой тормозной камеры 7. Тормозная камера является исполнительным звеном пневматического привода. Она прикреплена снаружи тормозного механизма к кронштейну разжимающего кулака. Сжатый воздух, поступающий при торможении в тормозную камеру, прогибает диафрагму, в результате чего происходит угловое перемещение регулировочного рычага, вместе с которым, разводя колодки, поворачивается разжимающий кулак.
Сила F давления воздуха, действующая вдоль штока тормозной камеры (см. рис. 220), создает на валу разжимающего кулака момент Ft, уравновешиваемый суммарным моментом сил реактивного воздействия колодок на кулак, равных по абсолютной величине разжимающим силам:
(^Н-^) №^Fl.
Чтобы сумма разжимающих сил не зависела от угла поворота кулака, его рабочую поверхность профилируют по спирали Архимеда, что обеспечивает постоянство расстояния п/2 от линий действия сил Рг и Р2 Д° оси кулака. Часто между разжимающим кулаком и колодками устанавливают стальные закаленные ролики для уменьшения трения и износа.
При гидравлическом приводе разжимающим устройством служит колесный цилиндр (см. рис. 208 и рис. 209), который прикрепляется к опорному диску изнутри тормоза. Каждая колодка опирается на соответствующий поршень рабочего цилиндра концом своего ребра, который входит в паз опорного наконечника поршня.
Регулировочное устройство служит для регулировки зазора между барабаном и фрикционными накладками колодок в процессе эксплуатации. Этот зазор необходим для чистоты растормаживания. Он обеспечивается стяжной пружиной и точной фиксацией исходного положения колодок. Зазор требуется поддерживать в пределах 0,2— 0,4 мм.
В тормозных механизмах с кулачковым разжимающим устройством исходное положение колодок определяется положением кулака. В соответствии с этим зазор регулируют поворотом кулака относительно неподвижного корпуса регулировочного рычага 5 (см. рис. 207) при помощи червячного механизма, встроенного в рычаг.
В тормозных механизмах с поршневым разжимающим устройством колодки в исходном положении фиксируют двумя способами: при помощи регулировочных эксцентриков 6 (см. рис. 208), на которые опираются колодки средней частью своего обода, или упорных упругих стальных колец, установленных в рабочих цилиндрах и ограничивающих возвратный ход поршней,
Упорное упругое (разрезное) стальное кольцо 5 (см. рис. 209), надетое на поршень рабочего цилиндра с некоторым осевым зазором, удерживается в цилиндре силой трения, которая меньше максимальной разх.имающей силы, но больше силы упругости стяжной пружины 7. Вследствие этого достигают двух положительных результатов. Во-первых, возвратный ход поршня ограничивается зазором между торцами кольца и канавки поршня, который соответствует наибольшему допускаемому зазору между поверхностями трения тормоза. Во-вторых, при интенсивном торможении в случае износа накладки поршень перемещается вместе с кольцом на расстояние, равное приращению зазора, т. е. зазор автоматически восстанавливается.
Расчет колодочных тормозов барабанного типа рабочей тормозной системы рекомендуется проводить в следующем порядке.
Определить сумму тормозных моментов колес передней Л1т1 и задней /Ит2 осей автомобиля:
Мп + Мт2 = фОаг;
распределить ее по осям согласно рекомендациям, приведенным в § ЮЗ:
Л4Т1/МТ2= Л.
Выбрать тип тормоза, задаться его основными размерами (гб, а, с, е) и найти требуемые значения разжимающих сил Рг и Р^ по формулам (104) — (106) с учетом того, что радиус барабана обусловливается необходимостью размещения тормоза в колесе автомобиля. Его выбирают на 20—30 мм меньше внутреннего радиуса обода колеса. Можно принять а = с = 0,8 гб; е = 0,85 г6.
Рассчитать ширину b фрикционных накладок исходя из допускаемого давления между барабаном и колодкой:
р = А^/(г6рЬ)^ 2 МПа,
где Р — угол обхвата колодки (см. рис. 206).
Произвести расчет тормоза на энергонапряженность. Срок службы накладок зависит не только от давления р, но и от их энергонапряженности, которая оценивается работой трения на единицу поверхности накладок — удельной работой трения £уд. Поэтому * расчет тормоза завершают проверкой выполнения условия
Ьуд = maVi/(2 • 3,62F2) = Gai^/(254F2) ^ (4 4- 10) • 104 Дж/м2, где vt — скорость автомобиля в начале торможения, которую принимают равной 60 км/ч; Рх — суммарная площадь всех фрикционных накладок.
Работа трения в тормозном механизме превращается в тепловую энергию, в результате чего при частом и длительном торможении детали тормоза сильно нагреваются. Это приводит к резкому увеличению износа фрикционных накладок, уменьшению коэффициента трения ц и возможному появлению тепловых трещин на рабочей поверхности барабанов. Для увеличения срока службы основной тормозной системы автомобилей, эксплуатируемых на дорогах с за- 302
переднегопереднегоРис. 210. ДисковыйРис. 210. Дисковыйтормоз ВАЗ-2101:тормоз ВАЗ-2101:колеса автомобиляколеса автомобиляа — общий вид; б — суппорт с колесными цилиндрами; / — гибкий' шланг; 2 — соединительная трубка; 3 — штуцер для удаления воздуха из системы; 4 — колесные цилиндры; 5 — колесо; 6 — болт крепления колеса к ступнце; 7 — грязезащитный кожух; 8 — тормозной диск; 9 — ступица колеса; 10 — кронштейн суппорта; И — стойка передней подвески; 12 — болт; 13 — суппорт; 14 — колодка с накладкой; 15 — манжета; 16 — уплотнительное кольцо; 17— поршеньа — общий вид; б — суппорт с колесными цилиндрами; / — гибкий' шланг; 2 — соединительная трубка; 3 — штуцер для удаления воздуха из системы; 4 — колесные цилиндры; 5 — колесо; 6 — болт крепления колеса к ступнце; 7 — грязезащитный кожух; 8 — тормозной диск; 9 — ступица колеса; 10 — кронштейн суппорта; И — стойка передней подвески; 12 — болт; 13 — суппорт; 14 — колодка с накладкой; 15 — манжета; 16 — уплотнительное кольцо; 17— поршень
переднего
переднего
Рис. 210. Дисковый
Рис. 210. Дисковый
тормоз ВАЗ-2101:
тормоз ВАЗ-2101:
колеса автомобиля
колеса автомобиля
а — общий вид; б — суппорт с колесными цилиндрами; / — гибкий' шланг; 2 — соединительная трубка; 3 — штуцер для удаления воздуха из системы; 4 — колесные цилиндры; 5 — колесо; 6 — болт крепления колеса к ступнце; 7 — грязезащитный кожух; 8 — тормозной диск; 9 — ступица колеса; 10 — кронштейн суппорта; И — стойка передней подвески; 12 — болт; 13 — суппорт; 14 — колодка с накладкой; 15 — манжета; 16 — уплотнительное кольцо; 17— поршень
а — общий вид; б — суппорт с колесными цилиндрами; / — гибкий' шланг; 2 — соединительная трубка; 3 — штуцер для удаления воздуха из системы; 4 — колесные цилиндры; 5 — колесо; 6 — болт крепления колеса к ступнце; 7 — грязезащитный кожух; 8 — тормозной диск; 9 — ступица колеса; 10 — кронштейн суппорта; И — стойка передней подвески; 12 — болт; 13 — суппорт; 14 — колодка с накладкой; 15 — манжета; 16 — уплотнительное кольцо; 17— поршень
тяжными спусками, используют вспомогательный тормоз — тормоз- замедлитель.
Если автомобиль снабжен гидромеханической передачей, применяют гидродинамический тормоз-замедлитель, в других случаях — электродинамический. Положительной особенностью тормозов-замедлителей является то, что при их установке необходимый тормозной эффект создается не в результате механического трения, следствием которого является износ деталей, а благодаря гидродинамическому или электродинамическому сопротивлению, (автомобили КамАЗ).
Часто в качестве тормоза-замедлителя используют двигатель (дизель), приводимый во вращение ведущими колесами автомобиля. Для этого в выпускном трубопроводе предусматривают тормозную заслонку, с помощью которой создается противодавление, чем и достигается необходимый тормозной эффект.
Дисковый тормоз. Основными преимуществами дисковых тормозов по сравнению с колодочными барабанного типа являются малый зазор между диском и колодками (0,05—0,15 мм), позволяющий увеличить передаточное число привода; хороший теплоотвод от поверхностей трения; равномерное распределение давления по поверхности фрикционных накладок и их равномерный износ.
Типовая конструкция дискового тормоза изображена на рис. 210. Тормозной диск 8 с задней (по ходу автомобиля) стороны охватывает чугунный литой суппорт (скоба) 13, который двумя болтами привернут к кронштейну поворотной стойки 11 подвески. В специальных пазах суппорта установлены и зафиксированы защелками отлитые из алю- 303
миниевого сплава цилиндры 4. Рабочая поверхность цилиндра отли- | чается высокими точностью и качеством обработки, что повышает | износостойкость поверхности. Для уменьшения трения она покрыта $ слоем хрома. В цилиндрах установлены поршни 17, опирающиеся на ( колодки 14. Эти колодки надеты на два закрепленных на суп- * порте пальца, служащих направляющими для колодок и осуществляю- 1 щих их фиксацию на суппорте при монтаже. Тормозные колодки изго- | товлены из листовой стали; с одной стороны к ним приклеена фрик- ; ционная накладка.•
На внутренней поверхности каждого цилиндра проточена кольцевая канавка, в которую установлено резиновое уплотнительное i кольцо 16. Вследствие упругих свойств этого кольца поршни отходят ! после торможения в исходное положение, и автоматически поддерживается зазор между колодками и диском. Колодки отжимаются также диском, который имеет осевое биение (до 0,15 мм).
Оба цилиндра связаны между собой соединительной трубкой 2, обеспечивающей одновременность их действия и равенство нажимных усилий с обеих сторон тормозного диска.
. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ТОРМОЗНОЙ ПРИВОД
В общем случае гидравлический привод (рис. 211) состоит из главного цилиндра 2, колесных цилиндров 4, гидровакуумного усилителя 5, разделителя 3 привода тормозов и соединительных трубопроводов.
Главный цилиндр. Типовая конструкция главного цилиндра показана на рис. 212.- Он служит для того, чтобы при торможении созда-
Рис. 211. Схема гидравлического тормозного привода:
1 — педаль тсрмоза; 2 — главный цилиндр; 3 — разделитель привода; 4 — колесный цилиндр; 5 — гидровакуумный усилитель; 6 — запорный (обратный) клапан
Рис. 212. Главный цилиндр гидравлического тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А:
А — полость за поршнем; Б, Ви Г — отверстия; Д — рабочая полость; 1 — стопорное кольцо; 2 — упорная шайба; 3 и 5 — уплотнительные манжеты; 4 — пластинчатый клапан; 6 — пружина выпускного клапана; 7 — обратный клапан; 8 — выпускной клапан; 9 —- резьбовая пробка; 10 — резервуар для рабочей жидкости; 11 — корпус; /2 — штуцер; 13 — пружина обратного клапана; 14 — поршень; 15 — чехол; 16толкатель; 17 — контргайка; 18 — шток; 19 — педаль тормоза; 20 — возвратная пружина
вать в системе необходимое давление рабочей жидкости. При нажатии на педаль 19 тормоза толкатель 16 перемещает поршень 14, который выталкивает из рабочей полости Д цилиндра тормозную жидкость через выпускной клапан 8 в магистраль. При отпускании педали поршень, толкатель и педаль под действием пружин 13 и 20 возвращаются в исходное положение; выпускной клапан закрывается; из колесных цилиндров под действием стяжных пружин тормозная жидкость вытесняется через открытый обратный клапан 7 в рабочую полость главного цилиндра. Вследствие установочной деформации пружины 13 и действия обратного клапана 7, в магистрали после торможения поддерживается избыточное давление, равное 0,06—1,0 МПа, что предотвращает проникновение туда воздуха.
При быстром опускании педали тормоза жидкость, поступающая из магистрали, не успевает заполнить освобождаемый поршнем объем цилиндра, и возникает опасность подсоса воздуха из полости А в полость Д. Чтобы избежать этого, полость А делают замкнутой и отверстием В сообщают с резервуаром 10. В результате недостающее количество тормозной жидкости поступает в рабочую полость цилиндра через отверстия В и Б и пластинчатый клапан 4. Поступающая в даль-
нейшем из магистрали избыточная жидкость перетекает в резервуар через компенсационное отверстие Г.
Корпус главного цилиндра отливают из чугуна и часто изготовляют как одно целое с резервуаром для рабочей жидкости. Поршень делают из алюминиевого сплава. Его головки уплотняют в цилиндре резиновыми манжетами 3 и 5. Исходное положение поршня в цилиндре фиксируется упорной шайбой 2 и стопорным кольцом 1, а безусловное достижение поршнем этого положения обеспечивается наличием зазора А = 1,5 -ь 2,5 мм между толкателем 16 и днищем поршня при отпущенной педали. Зазор регулируют ввертыванием штока 18 в толкатель 16 или вывертыванием из него.
Колесные цилиндры. Они служат для того, чтобы под действием давления тормозной жидкости прижимать колодки к тормозному барабану или диску. На рис. 213 показана типичная конструкция колесного цилиндра. В чугунном корпусе 5, который закреплен на опорном диске тормоза, помещены два поршня 6, изготовленные из алюминиевого сплава. В каждый поршень запрессован стальной наконечник 3, в который упирается ребро колодки тормоза. Резиновые манжеты 7, распираемые пружиной 8, служат для герметизации рабочей полости цилиндра. Резиновые чехлы 4 защищают рабочую полость цилиндра от загрязнения.
Гидровакуумный усилитель. Он предназначен для создания дополнительного давления рабочей жидкости в магистрали, идущей к колесным цилиндрам, путем использования разрежения во впускном трубопроводе двигателя.
На рис. 214 изображен гидровакуумный усилитель тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А. Он состоит из вакуумной камеры 18, гидравлического цилиндра 14 и клапанного механизма 8, скомпонованных в виде единого изделия.
Усилитель устроен и работает следующим образом. Корпус вакуумной камеры состоит из двух штампованных частей, между которыми зажата резиновая диафрагма 2, соединенная со штоком 16 и отжимаемая влево (в исходное положение) пружиной 17. Полость А камеры соединена с впускным трубопроводом двигателя, а полость Б — с клапанным механизмом.
В клапанном механизме имеются два пластинчатых клапана — атмосферный и вакуумный 9. Они соединены стержнем 6. Полости В и Г разграничены диафрагмой 10, к которой прикреплена тарелка И с поршнем 12. В средней части этой тарелки сделано отверстие, сообщающее между собой полости В и Г и перекрываемое вакуумным клапаном 9.
Внутри цилиндра 14 усилителя находится поршень 21 с уплотнительной манжетой и шариковым клапаном 20. Поршень соединен со штоком 16 штифтом 23. На левом торце поршня имеется диаметральная прорезь, в которую входит пластинчатый толкатель 24 шарикового клапана. Последний может свободно перемещаться в осевом направлении относительно поршня и штока 16.
В исходном состоянии усилителя (двигатель работает, а педаль тормоза не нажата) атмосферный клапан под действием пружины 7 306
/ г 3 * 5 6 7 8/ г 3 * 5 6 7 8it 67587 6 7it 67587 6 7Рис. 214. Гидровакуумный усилитель тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А:Рис. 214. Гидровакуумный усилитель тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А:
/ г 3 * 5 6 7 8
/ г 3 * 5 6 7 8
it 67587 6 7
it 67587 6 7
Рис. 214. Гидровакуумный усилитель тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А:
Рис. 214. Гидровакуумный усилитель тормозного привода автомобиля ГАЗ-53А:
Рис. 213. Колесный цилиндргидравлического тормозногопривода автомобиляГАЗ-53А:
/ — клапан для удаления воздуха из системы; 2 — пробка; 3 — наконечник; 4 — резиновый чехол; 5 — корпус; 6 — поршень; 7 — уплотнительная манжета;
8 — пружина
Л, Б, В, Г — полости; 1 и 16 — трубопроводы; 2 и 10 — диафрагмы; 3 и 19 —шланги; 4, 7 и /7 — пружины; б— затвор атмосферного клапана; 6 — соедини-тельный стержень; 8 — клапанный механизм; 9 — вакуумный клапан; // — та-релка; 12 н 21 — поршни; 13 — клапан для удаления воздуха; 14 — цилиндр;16 — шток; 18 — вакуумная камера; 20 — шариковый клапан; 22 — упорнаяшайба; 23 — штнфт; 24 — пластинчатый толкатель
перекрывает доступ воздуха из атмосферы в полость В; диафрагма 10 | под усилием пружины 4 занимает нижнее положение. Вследствие 1 этого вакуумный клапан 9 зависает на стержне 6, и отверстие в та- 1 релке 11 открывается. Полости А и Б вакуумной камеры сообщаются | между собой через открытый вакуумный клапан и шланг 3, в резуль- | тате чего в указанных полостях создается одинаковое разрежение, 1 а диафрагма 2 вместе со штоком 16 и поршнем 21 под воздействием пру- 1 жины 17 занимают крайнее левое положение. При таком положении 1 этих деталей толкатель 24, опираясь на упорную шайбу 22, поддер- I живает шариковый клапан 20 открытым.|
При нажатии на педаль тормоза давление жидкости, создаваемое я при помощи главного цилиндра, передается по трубопроводу 1 через а открытый шариковый клапан 20 и трубопроводу 15 к колесным ци- 1 линдрам. Одновременно жидкость давит на поршень 12 тарелки 11. | Сила упругости пружины 4 при небольших усилиях на педали удер- | живает тарелку 11 в исходном положении, но с увеличением силы 1 нажатия на педаль тарелка приподнимается, в результате чего вакуум- | ный клапан закрывается, а атмосферный открывается. При этом | полость Б вакуумной камеры не соединяется с полостью А, а сооб- I щается с атмосферой. Под действием разности давлений Ар в по- | лостях Б и А диафрагма 2 вместе со штоком 16, поршнем 21 и I пластинчатым толкателем 24 перемещается вправо, а пружина ша- 1 рикового клапана 20, не встречая сопротивления со стороны ото- 1 шедшего от опорной шайбы 22 пластинчатого толкателя, закрывает 1 клапан.I
С момента закрытия шарикового клапана 20 на поршень 21 уси- | лителя слева действуют две силы: усилие, передаваемое штоком 16 | от диафрагмы 2, и давление жидкости, создаваемое в главном ци- I линдре. Вследствие этого в цилиндре усилителя справа от поршня 21, 1 а следовательно, и в колесных цилиндрах, образуется повышенное | давление.1
В исходном состоянии в полостях В и Г клапанного механизма ] разрежение одинаковое. С закрытием вакуумного и открытием атмосферного клапанов на диафрагму 10 тарелки сверху, кроме силы ; упругости пружины 4, действует разность давлений Ар. По мере по- 1 , ступления воздуха в полости В и Б сила, действующая на тарелку 11 | сверху, увеличивается и при определенном значении величины Ар 1 превосходит силу давления жидкости на поршень 12. Тогда тарелка 11 I с прижатым к ней вакуумным клапаном 9 движется вниз, а вместе I с ними перемещается к седлу атмосферный клапан 5. Как только этот | клапан закрывается (а вакуумный все еще закрыт), прекращается i возрастание разности давлений Ар и наступает равновесное состояние 1 клапанного механизма.|
Чем выше давление в главном цилиндре, тем при большем значе- | нии Ар устанавливается равновесное состояние. Так, с помощью уси- 1 лителя достигают пропорциональности между усилием на педали Я тормоза и давлением жидкости в колесных цилиндрах, что необхо- | димо для точного регулирования водителем интенсивности торможе- j ния.|
3081
Рис. 215. Разделитель тормозного привода автомобиля «Волга» ГАЗ-24:Рис. 215. Разделитель тормозного привода автомобиля «Волга» ГАЗ-24:12 11 Д Ю 9 Г 8 В12 11 Д Ю 9 Г 8 В
Рис. 215. Разделитель тормозного привода автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
Рис. 215. Разделитель тормозного привода автомобиля «Волга» ГАЗ-24:
12 11 Д Ю 9 Г 8 В
12 11 Д Ю 9 Г 8 В
А, В и К — каналы; В, Г, Д н Ж — полоотн разделителя; В и И — компенсационные отверстия; I и 5 — трубопроводы к колесным цилиндрам; 2 — корпус; 3 — клапан для удаления воздуха; 4 — уплотнение; 6 — пробка; 7 н 11 — пружины; 8 — поршень; 9 — упорное кольцо; Ю — уплотнительная манжета; 12 — прокладка; 13 — трубопровод от усилителя
В случае отсутствия разрежения или выхода усилителя из строя шариковый клапан 20 остается открытым, что позволяет производить Торможение без усилителя.
Разделитель привода. На выпускаемых в настоящее время автомобилях применяют раздельный привод тормозов передних и задних колес (автомобили ВАЗ, КамАЗ и т. д.) или разделитель тормозного привода (автомобиль «Волга» ГАЗ-24). Раздельный привод и разделитель привода являются средствами повышения активной безопасности автомобиля. Они позволяют осуществлять торможение автомобиля тормозами одной пары его колес в том случае, если привод к тормозам другой пары колес вышел из строя.
Разделитель тормозного привода (рис. 215) служит для автоматического отключения неисправного участка гидравлического привода. В корпусе 2 разделителя находятся два поршня 8 с уплотнительными манжетами 10. Когда педаль тормоза отпущена, поршни перемещаются пружинами 11 к середине до упора в кольцо 9 и благодаря наличию компенсационных отверстий Е и И происходит выравнивание остаточного давления в системе. При нажатии на педаль тормоза жидкость из усилителя поступает в полость Г разделителя и раздвигает поршни. В результате этого жидкость, находящаяся в полостях В и Д, вытесняется по трубопроводам / и 5 в контуры системы.
В случае нарушения герметичности магистрали, связывающей разделитель с колесным цилиндром, при очередном торможении поршень разделителя, относящийся к неисправной части системы,
переместившись из исходного в крайнее положение, будет удерживаться там давлением жидкости в полости Г (рабочим давлением при торможении и остаточным после прекращения торможения). В результате поврежденный контур привода будет отключен от общей системы, причем будет потеряно незначительное количество рабочей жидкости, содержащейся в полости В (или Д).
Расчет гидравлического тормозного привода без усилителя. Он сводится к определению диаметров колесных и главного цилиндров и отношения плеч педали тормоза.
Диаметр d колесного цилиндра находят исходя из необходимого разжимающего усилия Р и заданного максимального давления р в магистрали (в пределах 5—8 МПа):
d = V"4P/(np').
Чтобы максимальное .давление в магистрали достигло заданной величины, необходимо к педали тормоза приложить усилие
9 = (т//)(л^/4)р(1/т]), (107) где т и I— плечи педали (см. рис. 211); dr — диаметр главного цилиндра; ц — КПД гидравлического привода; к] = 0,92.
Полный ход s педали тормоза обусловливается объемом жидкости, вытесняемой из главного цилиндра при торможении. Его определяют по формуле
s = {[2 №хг + d^x^d^ 4- A} (Z/m), (108) где dt и d2 — диаметры передних и задних колесных цилиндров; хг и х2 — расстояние, на которое расходятся поршни тех же цилиндров при торможении; х = 26 (а + с)/с (6 — нормальный зазор между фрикционной накладкой колодки и тормозным барабаном; а и с — •см. рис. 206); А — зазор между толкателем и днищем поршня главного цилиндра.
Усилие и ход педали задают в следующих пределах; Q ^ 500 ч- ч- 600 Н; s = 0,15 ч- 0,18 м. Затем, решая совместно уравнения (107) и (108), находят dr и отношение l/m.
. ПНЕВМАТИЧЕСКИЙ ТОРМОЗНОЙ ПРИВОД
Основными составными частями пневматического тормозного привода являются (рис. 216) компрессор 5, регулятор давления 4, воздушные баллоны 10, предохранительный клапан 3, тормозной кран 1 и тормозные камеры 2 и 6.
Компрессор. Он представляет собой двухцилиндровый поршневый воздушный насос, приводимый в действие от коленчатого вала двигателя клиноременной передачей (рис. 217). Воздух поступает в компрессор через воздухоочиститель 14 (см. рис. 69) системы питания двигателя, а из компрессора вытесняется в баллоны.
Устройство кривошипно-шатунного механизма компрессора показано на рис. 217. Для охлаждения и смазки компрессора его соединяют с соответствующими системами двигателя.
Рис. 216. Схема пневматического тормозного привода автомобилей МАЗ:
/ — тормозной кран; 2 н 6 — тормозные камеры; 3 — предохранительный клапан; 4 — регулятор давления; 5 — компрессор; Z — кран отбора воздуха; 8 — разобщительный кран: 9 — соединительная головка; 10 — воздушные баллоны
I Впуск воздуха в цилиндры и выпуск сжатого воздуха производится через самоуправляемые клапаны. Впускные клапаны 20 расположены в блоке цилиндров. Они приподнимаются с седел под действием разрежения, создаваемого в цилиндрах при движении поршня от в, м. т. к н. м. т., и плотно прижимаются к ним давлением воздуха при сжатии. Выпускные клапаны установлены в головке блока. Они открываются под действием давления сжатого в цилиндрах воздуха, которое зависит от силы упругости пружины 12 выпускных клапанов.
Когда давление в баллонах максимально, компрессор переводится на холостой ход разгрузочным устройством, управляемым регулятором давления и состоящим из двух плунжеров 21, коромысла 22 и пружины 23. Разгрузочное устройство действует так. На плунжеры 21 воздействует сжатый воздух, который по каналу Б подводится от регулятора, и они, преодолев противодействие пружины 23, приподнимаются, открывая впускные клапаны. Вследствие этого воздух, свободно перетекая из одного цилиндра в другой, не сжимается и не поступает в баллоны.
Регулятор давления. На рис. 218 изображен регулятор давления автомобиля ЗИЛ-130, который устроен и работает следующим образом. При давлении в системе 0,70'—0,74 МПа сжатый воздух, поступающий в регулятор через отверстие А и металлокерамический фильтр 8, преодолевает силу упругости пружины 2, приподнимает шариковый
впускной клапан 13 и по каналу В поступает в разгрузочное устрой- ■ ство компрессора. Одновременно шариковый выпускной клапан 14 ; перекрывает доступ воздуха к каналу Б, сообщающему регулятор с атмосферой.
После открытия впускного клапана эффективный диаметр шарикового клапана 13 увеличивается. Вследствие этого закрытие впускного и открытие выпускного клапанов, приводящие к выпуску воздуха из разгрузочного устройства через каналы В и Б в атмосферу и прекращению работы компрессора на холостом ходу, происходят ; при некотором снижении давления в системе (до 0,56^—0,60 МПа).
Регулировку давления на нижний предел производят при помощи регулировочного колпака 4, а на верхний предел ।— изменением тол- ' щины пакета регулировочных прокладок 15.
Баллоны и предохранительный клапан. Баллоны, изготовленные ’ из листовой стали, служат для хранения сжатого воздуха. В них воз- ; дух охлаждается, от него отделяются влага и масло, поэтому для пе- ; риодического слива конденсата в баллонах предусмотрен сливной i краник.:
Рис. 217. Компрессор автомобиля ЗИЛ-130:
Б — канал; В — отверстие для подвода масла; / — картер; 2, 15 и 19 — крышки картера; 3 — шкив; 4 — уплотнение коленчатого вала; 5 — шарикоподшипник; 6 — блок цилиндров; 7 — шатун; 8 — поршень с уплотнительными кольцами; 9 — поршневой палец; 10 — головка блока; 11 — пробка выпускного клапана'; 12 — пружина выпускного клапана;/3 — выпускной клапан; 14 — седло клапана; 16 — гайка крепления подшипника; 17 — торцовый уплотнитель с пружиной; 18 — коленчатый вал;
20 — впускной клапан; 21 — плунжер; 22 — коромысло; 23 — пружниа
Рис. 218. Регулятор давления воздуха автомобиля ЗИЛ-130:
А — впускное отверстие; Б и В — каналы; 1 — кожух; 2 — пружина; 3 — щарнкн, центрирующие пружину; 4 — регулировочный колпак; 5 — контргайка; 6 — штуцер; 7 — шток клапанов; 8 — металлокерамический фильтр; 9 — уплотнительное кольцо; 10 — корпус регулятора; 11 — пробка фильтра; 12 — пружинное седло клапана; 13 — шариковый впускной клапан; 14 — шариковый выпускной клапан; 15 — регулировочные прокладки
В соответствии с требованиями безопасности на автомобилях устанавливают баллоны ограниченной вместимости (не более 25 л). Число, баллонов зависит от необходимой их общей вместимости, которая равняется 20—25-кратному суммарному объему всех тормозных камер. /
Предохранительный клапан предотвращает опасное повышение давления в системе в случае неисправности регулятора давления. Его устанавливают на одном из баллонов. Он представ
ляет собой шариковый клапан, обеспечивающий выпуск воздуха из баллонов в атмосферу при давлении в них 0,90—0,95 МПа.
Тормозной кран. Он служит для регулирования давления в тор
мозных камерах пропорционально силе нажатия на педаль тормоза. На одиночных автомобилях применяются одинарные тормозные краны. На автомобилях-тягачах, постоянно работающих с прицепами, устанавливают комбинированные тормозные краны, управляющие тормозами тягача и прицепа. Получают применение сдвоенные тормозные краны. Они состоят из двух одинарных кранов, объединенных в одном корпусе и имеющих общий привод от педали тормоза. Каждая секция сдвоенного тормозного крана раздельно управляет тормозами одной пары колес (передних или задних).
На рис. 219 показан одинарный тормозной кран автомобиля ЗИЛ-130. Он устроен и работает следующим образом. В головке 10 корпуса находятся впускной 11 и выпускной 8 клапаны. Клапаны одинаковые, имеют коническую форму, изготовлены из резины и соединены стержнем. Седло 14 выпускного клапана закреплено на диафрагме 6, которая зажата между корпусом 5 и его головкой 10.
В тормозном кране имеются три воздушные полости: Л — полость рабочего давления, сообщающаяся по трубопроводам с тормозными камерами; Б — полость высокого давления, соединенная с баллонами; В — полость атмосферного давления, которая через самоуправляемый пластинчатый клапан 15 выпускного окна сообщается с окружающим пространством. Полость рабочего давления может попеременно связываться через впускной клапан с полостью высокого дав-
ления, через выпускной клапан.— с атмосферой или быть замкнутой при одновременном закрытии обоих клапанов.
Клапанами управляют нажатием на педаль тормоза. Усилие от педали передается на седло 14 выпускного клапана через тягу /, « двуплечий рычаг 4, стакан 17 и уравновешивающую пружину 16. Когда педаль отпущена (приводная сила Q = 0), состояние клапанов ; определяется равенством установочных сил упругости пружин 16 и 7. В этом случае диафрагма вместе с седлом 14 выпускного клапана занимает такое положение, при котором выпускной клапан открыт,' а впускной закрыт, в результате чего полость рабочего давления, а следовательно, и тормозные камеры сообщаются с атмосферой ■— торможение отсутствует.
При нажатии на педаль тормоза сила Q перемещает седло 14 к клапану 8 и закрывает выпускной клапан.— тормозные камеры разоб- 1 щаются с атмосферой. При дальнейшем перемещении седла 14 открывается впускной клапан, и воздух из баллонов поступает через полость А в тормозные камеры >— начинается торможение.
Рабочее давление рр увеличивается и воздействует на диафрагму 6. При определенном его значении под действием давления воздуха и силы упругости пружины 7 преодолевается усилие уравновешивающей пружины, и диафрагма перемещается вместе с закрытым выпускным клапаном 8 влево до положения, соответствующего закрытию впускного клапана. С этого момента полость рабочего давления закрыта,
Рис. 219. Одинарный тормозной кран пневматического тормозного привода автомобиля ЗИЛ-130:
Л, Б и В — полости; / — тяга от педали тормоза; 2 — защитный чехол; 8 — крышка; 4 — двуплечий рычаг; 5 — корпус крана; в — диафрагма; 7 и # — пружины; 8 — выпускной клапан; 10 — головка корпуса; // — впускной клапан; 12 х 14 — седла; 13 — включатель стопсигнала; 18 — клапаи выпускного окна; 16 — уравновешивающая пружина; 17 — стакан пружины; 18 — регулировочный винт
Рис. 220. Тормозная камера автомобиля ЗИЛ-130:
I — корпус камеры; 2 — диафраг- ма; 3 — опорная шайба; 4 — крышка; 5 — шланг; 6 и Z — пружины; 8 — болт крепления камеры; 9 — шток; 10 — вилка штока; 11 — рычаг; 12 — червяк; 13 — крышка рычага; 14 — вал разжимного кулака; 15 — червячное колесо; 16 — вал червяка; 17 — фиксатор
и давление в ней не изменяется. Это состояние тормозного крана, которое характеризуется равенством сил, действующих на диафрагму слева и справа, называется равновесным.
Для повышения рабочего давления необходимо увеличить приводную силу Q, для понижения •— уменьшить. В результате этого кран будет находиться в новом равновесном состоянии, соответствующем иному рабочему давлению. Так тормозным краном обеспечивается пропорциональность давления в тормозных камерах усилию, прикладываемому к педали тормоза.
Тормозная камера. Она является последним (исполнительным) звеном пневматического тормозного привода и служит для поворота разжимающего кулака (рис. 220). Между отштампованными из листовой стали корпусом / камеры и ее крышкой 4 зажата резинокордная диафрагма 2, опирающаяся на шайбу 3. Под давлением сжатого воздуха, поступающего в камеру по шлангу 5,i диафрагма прогибается вправо и посредством шайбы 3, штока 9 и вилки 10 поворачивает рычаг 11 вала 14 разжимного кулака. При прекращении торможения пружины 6 и 7 возвращают все подвижные детали тормозной камеры в исходное положение.
Вследствие защемленности диафрагмы часть давления воздуха на нее воспринимается корпусом камеры, а на шток передается сила
F — k ^D^VT^ (1 +а + а2)рр,
где а = d/D = 0,7 ч- 0,85; к-— коэффициент, учитывающий свойства материала диафрагмы. Ход диафрагмы из одного крайнего положения в другое не должен превышать (0,35-—0,55) D.
. СТОЯНОЧНАЯ ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА
Стояночная тормозная система грузовых автомобилей имеет только один тормозной механизм, устанавливаемый на выходных концах вторичного вала коробки передач, ведомого вала раздаточной коробки или ведущего вала главной передачи. Применяют преимущественно колодочные тормозные механизмы барабанного типа.
Рис. 221. Ручной тормоз автомобиля ЗИЛ-130:
/ — фрикционная накладка; 2 — тормозной барабан; 3 — задняя крышка коробки Передач; 4 — уплотнение; 5 — малая оттяжная пружина колодок; 6 — чека опорного пальца; 7 — опорный палец; 8 и 23 — гайки; 9 — винт; 10 — фланец вторичного вала коробки передач; 11 — болт; 12 — шайба; 13 — колодка; 14 — большая оттяжная пружина колодок; 15 —• сухарь колодки; 16 — разжимающий кулак; 17 —• щит; 18 — регулировочный рычаг; 19 — вилка; 20 — ушко тяги ручного привода комбинированного тормозного крана; 21 — тяга привода; 22 — палец тягн; 24 — пластина рычага; 25 — зубчатый сектор; 26 — стопорная защелка; 27 — рычаг управления ручным тормозом
Распространенная конструкция такого типа изображена на рис. 221. Отлитый из серого чугуна тормозной барабан 2 прикреплен к фланцу вторичного вала коробки передач. Две одинаковые отлитые из алюминиевого сплава колодки 13 с фрикционными накладками 1 и стальными опорными сухарями 15 притянуты пружинами 5 и 14 к опорному пальцу 7 и разжимающему кулаку 16 и удерживаются болтами //
Рис. 222. Схема работы тормозной камеры с пружинным аккумулятором энергии:
а — тормоз выключен; б — рабочее торможение; в — торможение с использованием аккумулятора; Л и Б — полости; / — рычаг разжимающего устройства; 2 и 4 —• штоки;
3 — диафрагма; 5 — поршень; 6 —пружина; 7 — винт
(не препятствующими разжиманию колодок) от боковых смещений. Опорный палец закреплен в задней крышке коробки передач, выполняющей функции базовой детали опорного узла тормоза,
На валу разжимного кулака установлен рычаг 18, к которому присоединена тяга 21 привода тормоза. Рычаг 27 управления тормозом установлен на картере коробки передач. Его фиксацию в определенном положении при торможении осуществляют зубчатый сектор 25 и стопорная защелка 26.
Зазор между барабаном и колодками регулируют изменением длины тяги 21 путем навинчивания на нее или свинчивания вилки 19 или перестановкой пальца 22 в одно из отверстий рычага 18.
Для затормаживания на стоянке и аварийного торможения на автомобилях КамАЗ использованы тормозные механизмы колес среднего и заднего мостов. С этой целью применены тормозные камеры с пружинным аккумулятором энергии (рис. 222). В обычных условиях движения автомобиля полость Б аккумулятора постоянно сообщается с источником сжатого воздуха, а в полость А тормозной камеры подводится воздух от тормозного крана, в результате чего комбинированная тормозная камера действует как обычная. Для заторможения автомобиля на стоянке или при аварии привода служебной тормозной системы воздух из полости Б выпускается в атмосферу, в результате чего происходит торможение автомобиля под действием силы упругости пружины 6.
Раздел восьмой
КУЗОВА. ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ И ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕОБОРУДОВАНИЕ АВТОМОБИЛЕЙ
Глава XXVIII
КУЗОВА И ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ АВТОМОБИЛЕЙ
. КУЗОВА ЛЕГКОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ И АВТОБУСОВ
Кузов служит для размещения на автомобиле водителя, пассажиров и груза. В соответствии с этим к кузовам легковых автомобилей и автобусов предъявляют следующие основные требования: 1) удобство входа в кузов и выхода из него; 2) удобное и безопасное размещение людей и багажа; 3) высокая комфортабельность (наличие эффективной системы отопления и вентиляции, хорошей изоляции от шума, пыли, влаги и тепла, хорошая обзорность и т. п.); 4) соответствие рабочего места водителя требованиям эргономики; 5) необходимые жесткость и долговечность при минимальной массе, хорошая обтекаемость и соответствие требованиям технической эстетики.
Кузов легкового автомобиля состоит из трех частей: передней, средней и задней. Средняя часть используется как пассажирское помещение и называется салоном. Две другие части в зависимости от расположения двигателя являются моторным или багажным отсеками.
Типаж кузовов легковых автомобилей разнообразен, чем достигается наиболее полное соответствие этих автомобилей их назначению (для индивидуального или служебного пользования, такси и т. д.). В настоящее время распространены следующие типы кузовов:
седан •— закрытый четырехдверный кузов с двумя рядами основных сидений (автомобили «Москвич-1500», ВАЗ-21011, «Волга» ГАЗ-24);
лимузин ■— закрытый четырехдверный кузов с перегородкой позади переднего сиденья, отделяющей водителя от пассажиров (автомобиль ЗИЛ-114);
купе.— закрытый двухдверный кузов обычно с двумя рядами сидений, называемый также двухдверным седаном (автомобиль «Запорожец» ЗАЗ-966); в последние годы получили распространение трех- и пятидверные седаны, имеющие заднюю дверь, обеспечивающую удобный доступ в багажное отделение кузова;
кабриолет — двух- или четырехдверный кузов с мягким убирающимся тентом (крышей) и опускающимися боковыми стеклами (автомобиль ЗИЛ-111);
фаэтон >— открытый кузов со складным мягким верхом, боковинками из водонепроницаемой ткани, имеющими пластмассовые окна и прикрепляемые к кузову при помощи специальной фурнитуры;
универсал •— закрытый грузопассажирский кузов, в котором пассажирское и багажное отделения объединены, заднее сиденье складное, имеется дополнительная задняя дверь, облегчающая погрузку и выгрузку. Этого типа кузов, значительно расширяющий сферу применения легковых автомобилей, широко распространен.
Кузова легковых автомобилей массового производства состоят из несущего корпуса (см. § 92), крыльев, дверей, крышек моторного отсека (капота) багажника. Крылья часто приваривают к корпусу, чем увеличивают общую жесткость кузова. Такая оболочковая конструкция кузова наиболее соответствует современному состоянию технологии, позволяет широко внедрить механизацию и автоматизацию производства, сократить затраты на изготовление кузова, уменьшить его массу.
На поверхность кузова наносят антикоррозионное покрытие. Нижнюю часть основания кузова и некоторые внутренние поверхности покрывают слоем специальной мастики, обеспечивающей герметичность, термо- и шумоизоляцию кузова, а также повышающей его стойкость против коррозии. Внутренние поверхности панелей крыши, пола и дверей оклеивают «вафельным» картоном, улучшающим звуко- и теплоизоляцию.
Для автобусов преимущественное распространение получил кузов вагонного типа.
Кузова автобусов средней и большой вместимости имеют несущий или интегральный каркас, к которому прикрепляют наружную и внутреннюю обшивку. Число, размещение и конструкция дверей и сидений определяются назначейием автобуса (городской, муждугород- ный, туристский и т. д.).
Важными элементами конструкции кузовов являются остекление, специальная фурнитура (замки, петли, ручки, стеклоподъемники и т. п.), оборудование и средства, обеспечивающие вентиляцию, отопление и пассивную безопасность
. КУЗОВА ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙИ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
В общем случае к кузову грузового автомобиля относятся кабина, оперение и грузонесущая емкость. На седельных тягачах вместо гру- зонесущей емкости установлено не относящееся к кузову опорносцепное устройство.
Кабина и оперение. Кабины проектируют, изготовляют и оборудуют с соблюдением требований ГОСТ 9734'—61. Их делают двух- и трехместными. В кабинах автомобилей, предназначающихся для междугородных перевозок, оборудуют также одно спальное место, расположенное за спинками снденнй. Кабины крепят к раме автомобиля в трех-четырех точках при помощи эластичных соединений.
Рис. 223. Компоновка кабины автомобиля:
/ — за двигателем (МАЗ-200); 2 — над двигателем (МАЗ-500)
Наиболее распространены цельнометаллические кабины двух типов: расположенные за двигателем и над двигателем. В случае применения кабины второго типа (рис. 223) уменьшается база автомобиля при неизменной или даже несколько большей длине грузонесущей емкости, а также не требуется оперение. Однако доступ к двигателю осложняется, что вызывает необходимость делать эти кабины откидывающимися, предусматривать в их конструкции пружины, облегчающие откидывание, упор, ограничивающий отклонение кабины, и запорный механизм, надежно удерживающий кабину в рабочем положении.
Оперение служит для ограждения двигателя и направляющих колес, расположенных перед кабиной. К нему относятся следующие основные части, сваренные из различных отштампованных элементов: капот 1 (рис. 224), облицовка радиатора 8, крылья 5 и 11 и брызговики 4.
Грузонесущая емкость. Имеются различные типы грузонесущих емкостей: цистерны разнообразных форм и конструкции, предназначенные для перевозки жидких и тонкомолотых грузов, специализированные или крытые грузонесущие емкости, позволяющие рацио- . нально разместить на автомобиле массовые грузы специального назначения (например, строительные детали) или создающие особые условия для сохранности груза (например, пищевых продуктов) и т. д. Наиболее универсальной и поэтому самой распространенной является грузовая платформа.
Платформа может быть открытой или закрытой (брезентовым тентом), деревянной или металлической, неподвижной или опрокидывающейся '— самосвальной. Для удобства погрузки и разгрузки один (задний) борт или три (задний и оба боковых) платформы делают открывающимися.
На рис. 225 изображена деревянная платформа. Ее основными частями являются пол 1, состоящий из продольных 11 и поперечных 4 брусьев и досчатого настила, переднего 10, заднего 9 и боковых бортов 5. Борта сделаны из досок, скрепленных между собой металличе- 320
Рис. 224. Оперение автомобиля ЗИЛ-130:Рис. 224. Оперение автомобиля ЗИЛ-130:1- капот; 2 - штырь запора капота; 3 — предохранитель запора капота; 4 - брызговик;с и и _ крылья; 6,9 и 10 — уплотнительные прокладки; 7 — запор капота, 8 •* облицовкарадиатора; 12 и 13 — подножки
Рис. 224. Оперение автомобиля ЗИЛ-130:
Рис. 224. Оперение автомобиля ЗИЛ-130:
Рис. 225. Деревянная грузовая платформа!Рис. 225. Деревянная грузовая платформа!. / — пол платформы; 2 и 8 - стремянки; 3 — запор; 4 — поперечный брус пола, 5 -вые борта платформы; 6 — планка; 7 - петля; 9 - задний борт; 10 - передний11 — продольный брус пола
Рис. 225. Деревянная грузовая платформа!
Рис. 225. Деревянная грузовая платформа!
321321боко- борт;боко- борт;11 Гаспарянц Г, А,
321
321
боко- борт;
боко- борт;
Рис. 226. Схема гидравлического подъемного механизма автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 и размещение элементов механизма на автомобиле:Рис. 226. Схема гидравлического подъемного механизма автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 и размещение элементов механизма на автомобиле:
Рис. 226. Схема гидравлического подъемного механизма автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 и размещение элементов механизма на автомобиле:
Рис. 226. Схема гидравлического подъемного механизма автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 и размещение элементов механизма на автомобиле:
I — насос; 2 — всасывающая труба; 3 — масляный бак; 4 — сливная труба; 5 — предохранительный клапан; 6 — гидроподъемник; 7 — плунжер; 8 — гильза; 9 — цилиндр; 10 — нагнетательная труба; И — золотник управления; 12 — обратный клапан; 13 — платформа;
14 — надрамннк платформы; 15 — коробка отбора мощности; 16 — коробка передач
скими планками 6. Платформа продольными брусьями установлена Щ на лонжероны рамы автомобиля и прикреплена к ним стремянками 2 и 8.
Самосвальные грузовые платформы применяют для массовых пере- Щ возок навалочных и .сыпучих грузов. Их делают обычно металличе- скими, опрокидывающимися только назад или на три стороны при по- мощи особого гидравлического подъемного механизма.-
Подъемный механизм самосвальной платформы. Он обеспечивает наклон платформы на необходимый угол, удержание ее в любых положениях и плавный возврат в исходное положение. Для наклона платформы включают коробку отбора мощности 15 (рис. 226), через которую от промежуточного вала коробки передач автомобиля при- водится в действие шестеренный насос /. Затем переводят рычаг управления в положение «Подъем», при этом золотник // переходит в состояние /, разобщая нагнетательную 10 и сливную 4 трубы, и Щ масл'о из насоса / поступает в цилиндр 9 гидроподъемника, шарнирно •закрепленный на кронштейнах надрамника. Под действием давления масла из цилиндра вытесняется гильза 8, а затем плунжер 7, головка которого шарнирно прикреплена к днищу платформы, и платформа наклоняется.
При отключении насоса во время подъема платформы подъем ее прекращается. В достигнутом положении платформа удерживается обратным клапаном 12.'
При переводе рычага управления в положение «Опускание» золот- ник И занимает положение //, масло из цилиндра через трубу 4 ели- вается в бак 3. В результате этого плунжер 7, гильза 8 и платформа 13 ■ возвращаются в Исходное положение
Опорно-сцепное устройство. Оно служит для соединения полу- прицепа с седельным тягачом. Основными его частями являются плита 322И
(основание) 4 (рис. 227), закрепленная на Лонжеронах рамы тягача над его задней осью, седло 5, балансир /3 и запорное устройство.
Седло выполняет функции опорной площадки для передней, части полуприцепа. Оно соединено с плитой 4 через балансир -13 и кронштейны 14 двумя осями 3 и / и имеет две степени свободы, т. е. может качаться в продольной и поперечной плоскостях. Вследствие этого устраняется опасность возникновения в рамах тягача и полуприцепа дополнительных деформаций кручения и изгиба при движении автопоезда по дороге со значительными неровностями. Качание в поперечной плоскости ограничивают упоры 2.
Шкворень полуприцепа удерживается захватами 9 и //, которые вместе с запорным кулаком 10 и защелкой 7 образуют запорный механизм. В момент сцепки тягача с полуприцепом шкворень входит между захватами и автоматически сближает их. Расцепка достигается перемещением рычага 12 вперед, вследствие чего запорный кулак 10 раздвигает захваты 9 и 11.
Буксирное устройство. Это устройство предназначено для сцепки автомобилей-тягачей с прицепами и сглаживания осевых толчков в обоих направлениях, возникающих при движении автопоезда. Оно представляет собой стальной кованый крюк 8 (рис. 228), на стержне которого между двумя упорными шайбами И и 13 установлен резиновый упругий элемент •— буфер 19. Стержень крюка с буфером помещены в корпусе 12, который вместе с крышкой / четырьмя болтами 10 прикреплен к задней поперечине 21 рамы.
Рис. 227. Опорно-сцепное устройство седельного тягача:
/ — ось балансира; 2 — упор; 3 — ось седла; 4 — плита; 5 — седло; 6 — пружина эащелкн; 7 — защелка запорного механизма; 8 — пружина запорного кулака; 9 и Ц — захваты, 10 — запорный кулак; 12 — рычаг; 13 — балансир;’ 14 — кронштейн; 15 — ось защелки
Рис. 228. Буксирное устройство автомобиля ЗИЛ-130:1 — крышка; 2 — отражатель; 3 и 5 — оси; 4 — собачка; 6 — пружина собачки; 7 — защелка; 8 — крюк;9 и 14 — масленки; 10 и 18 — болт; 11 и 13 — опорные шайбы; 12 — корпус; 15 — колпак; 16 — шплинт;17 — гайка крюка; 19 — резиновый буфер; 20 — петля; 21 — поперечина; 22 и23 — гайкиРис. 228. Буксирное устройство автомобиля ЗИЛ-130:1 — крышка; 2 — отражатель; 3 и 5 — оси; 4 — собачка; 6 — пружина собачки; 7 — защелка; 8 — крюк;9 и 14 — масленки; 10 и 18 — болт; 11 и 13 — опорные шайбы; 12 — корпус; 15 — колпак; 16 — шплинт;17 — гайка крюка; 19 — резиновый буфер; 20 — петля; 21 — поперечина; 22 и23 — гайки
Рис. 228. Буксирное устройство автомобиля ЗИЛ-130:
1 — крышка; 2 — отражатель; 3 и 5 — оси; 4 — собачка; 6 — пружина собачки; 7 — защелка; 8 — крюк;
9 и 14 — масленки; 10 и 18 — болт; 11 и 13 — опорные шайбы; 12 — корпус; 15 — колпак; 16 — шплинт;
17 — гайка крюка; 19 — резиновый буфер; 20 — петля; 21 — поперечина; 22 и
23 — гайки
Рис. 228. Буксирное устройство автомобиля ЗИЛ-130:
1 — крышка; 2 — отражатель; 3 и 5 — оси; 4 — собачка; 6 — пружина собачки; 7 — защелка; 8 — крюк;
9 и 14 — масленки; 10 и 18 — болт; 11 и 13 — опорные шайбы; 12 — корпус; 15 — колпак; 16 — шплинт;
17 — гайка крюка; 19 — резиновый буфер; 20 — петля; 21 — поперечина; 22 и
23 — гайки
Резиновый буфер, имеющий в отличие от пружины нелинейную упругую характеристику, значительно уменьшает раскачивание прицепа, особенно при движении по плохой дороге.
Надежность сцепки обеспечивается защелкой 7, закрывающей зев крюка. Защелку удерживает в закрытом положении собачка 4, установленная на защелке при помощи оси 5.
Глава XXIX
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ АВТОМОБИЛЯ
. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Электрооборудование автомобиля включает источники электрической энергии, потребители тока, коммутационную аппаратуру (включатели, переключатели и т. п.), предохранители и провода,
В качестве источников электроэнергии используют аккумуляторную батарею и генератор, Батарея служит источником питания, когда 324
двигатель не работает или работает с малой частотой вращения коленчатого вала. При средних и высоких частотах вращения вала источником питания является генератор, а аккумуляторная батарея становится потребителем, накапливающим излишнюю энергию.
Основными потребителями электроэнергии являются приборы системы пуска и зажигания (см. гл. XIV), приборы освещения, цветовой и звуковой сигнализации, стеклоочиститель и контрольно-измерительные приборы. Соединение потребителей с источниками тока выполняется на автомобиле по однопроводной схеме. Отрицательные выводы источников тока и потребителей соединяются с массой (металлическими частями автомобиля, которые выполняют функции второго провода).
Для автомобилей, на которых установлены дизели, применяют электрооборудование с номинальным напряжением 24 В, для автомобилей с карбюраторными двигателями — с напряжением 12 В.
. ИСТОЧНИКИ ТОКА
Аккумуляторная батарея. Работа аккумуляторной батареи основана на двойном преобразовании энергии. При накоплении электрической энергии (зарядке) подводимая от генератора к аккумуляторной батарее электрическая “энергия преобразуется в ней в химическую, которая при использовании аккумуляторной батареи в качестве источника питания (разрядке) преобразуется в электрический ток. Количество электричества в ампер-часах, которое можно получить от полностью заряженной аккумуляторной батареи при ее. разрядке до допустимого предела, называется емкостью аккумуляторной батареи. Отношение количёства электричества, отдаваемого при разрядке, к полученному при зарядке называется КПД аккумуляторной батареи.
В простейшем виде аккумулятор состоит из двух пластин (электродов), опущенных в сосуд, сделанный из диэлектрика и наполненный электролитом. В зависимости от материала пластин и состава электролита аккумуляторы разделяются на щелочные и кислотные. В современных автомобилях исключительно применяются кислотные аккумуляторы, отличающиеся от щелочных существенными преимуществами: более высоким КПД, меньшими размерами и массой при одинаковых емкости и напряжении, меньшим внутренним сопротивлением, что позволяет получить при разрядке значительную силу тока, необходимую для пуска двигателя стартером.
Кислотная аккумуляторная батарея показана на рис. 229. Пластины 14 и 19 изготовлены в виде решеток из сплава свинца и сурьмы (6—8%), придающей решетке необходимую жесткость. Ячейки решеток заполнены активной массой, участвующей в электрохимических процессах, происходящих в аккумуляторе. Эту массу приготовляют в виде пасты: для одной пластины из перекиси свинца РЬО2 (красноватого цвета), для другой из губчатого свинца РЬ (серо-синего цвета).
Электрические потенциалы свинца и перекиси свинца различны, вследствие чего между пластинами, погруженными в электролит (водный раствор серной кислоты), возникает разность потенциалов. При замыкании пластин на какой-либо потребитель электроэнергии по
Рис. 229. Аккумуляторная батарея ЗСТ-84:
I — кислотостойкая банка аккумулятора; 2 — моноблок; 3 — кислотостойкая залн- вечная мастика; 4 — крышка; б — пробка’с вентиляционным отверстием; 6 — отрицательный штырь батареи; 7 — полублок отрицательных пластни; 8 — перемычка; 9 — положительный штырь батареи; 10 — ‘отражатель; // — предохранительный щн- _ток; 12 — баретка; 13 — полублок положительных пластин; 14 — отрицательная Пластина; 16 — ребро моноблока; 16 и 17 — сепараторы; 18 — шламовая камера^ 19 — положительная пластина; 20 — активная масса положительной пластины;
21 — активная масса отрицательной пластины
внешней части цепи идет ток от пластины с перекисью свинца >— положительная пластина <— к пластине с губчатым свинцом •— отрицательная пластина, а по внутренней цепи •— от отрицательной пластины к положительной. Происходит разрядка аккумулятора.
При разрядке в результате электролиза и его вторичных реакций увеличивается содержание воды в электролите (понижается плотность электролита), а активная масса обеих пластин превращается в сернокислый свинец PbSO4. Когда обе пластины станут одинаковыми, разность потенциалов между ними упадет до нуля, вследствие чего ток в цепи прекратится'—аккумулятор окажется полностью разря- Женным. Однако разрядка аккумулятора до конца не допускается, так как это приводит к механическим повреждениям пластин. Его периодически подзаряжают, восстанавливая запас накапливаемой энергии.
Для зарядки аккумулятора его пластины подсоединяют к внешнему источнику электроэнергии — генератору и через аккумулятор пропускают ток зарядки, обратный току разрядки. При этом в результате электролиза и его вторичных реакций восстанавливается активная масса пластин аккумулятора.
Емкость аккумулятора зависит от площади контакта активной массы с электролитом. Поэтому для увеличения емкости аккумулятор делают состоящим не из одной пары, а из двух групп пластин (рис. 229). Одноименные пластины при помощи бареток 12 соединены между 326
собой параллельно в полублоки (группы), из которых собирают затем блок. Между пластинами в блоке размещают сепараторы, предотвращающие короткое замыкание. Сепараторы представляют собой одну или две прокладки из пористой пластмассы (мипор), стекловолокна или дерева._
Блок помещают в ячейке моноблока 2, изготовленного из асфальтопековой пластмассы с кислотоупорными вставками из хлорвинила. Ячейку закрепляют пластмассовой крышкой 4, которую закрепляют и уплотняют в моноблоке битумной мастикой 3. В крышке имеется наливное отверстие для заполнения ячейки электролитом, закрываемое пластмассовой резьбовой пробкой с вентиляционным отверстием для выхода газов, образующихся при электролизе.
Ребра 15, предусмотренные на дне ячейки моноблока, образуют шламовые камеры-18, в которых скапливается выпавшая из пластин активная масса (шлам). Этим предотвращается замыкание пластин шламом. Щиток 11, изготовленный из перфорированной пластмассы, также предохраняет пластины от случайного замыкания.
ЭДС на баретках блока пластин не зависит от размера и числа пластин и, если аккумулятор периодически подзаряжают, то она равна" в среднем 2 В. Чтобы получить напряжение, необходимое для . работы потребителей тока на автомобиле, блоки объединяют в батарею последовательно соединенных аккумуляторов.
Маркировка аккумуляторных батарей указывает тип и основные данные батарей. Например, в обозначении 6-СТ-68ЭМСЗ первая ’цифра указывает число аккумуляторов (блоков) в батарее; буква СТ >— тип батареи (стартерная), следующее за"этими буквами число >— номинальную емкость батареи (68 А-ч); последующие буквы — материал моноблока (эбонит), сепараторов (мипор) и состояние, в котором поставляют батарею (СЗ — сухозаряженная).
Генераторная установка. Она состоит из генератора, преобразующего часть механической энергии двигателя в электрическую и регулятора напряжения.
Генераторы бывают двух типов — постоянного и переменного тока. Генераторы переменного тока по сравнению с генераторами постоянного тока проще по конструкции, при одинаковой мощности имеют меньшие размеры й массу, требуют для изготовления в 2—3 раза меньше электротехнической меди, надежнее из-за отсутствия коллектора. Они преимущественно применяются на современных автомобилях.
Генератор переменного тока является трехфазной синхронной электрической машиной электромагнитного возбуждения. Сердечник его статора (рис. 230) представляет собой пакет колец, изготовленных из листовой электротехнической стали толщиной 0,5 мм. На внутренней части сердечника имеется 18 равномерно расположенных по окружности пазов, в которых помещена трехфазная обмотка катушки. Каждая фаза содержит шесть последовательно соединенных кату- / шек 17. Фазы соединены по схеме «звезда», т. е. начала фаз соединены вместе, а концы выведены на зажимы выпрямительного блока." .
Сердечник статора помещен между двумя крышками 1 и 12, отлитыми тй алюминиевого сплава. Крышки имеют вентиляционные отверстия и кронштейны для установки и закрепления генератора на двигателе. В крышках установлены шарикоподшипники 4 и 14 с двусторонним уплотнением, на которых вращается ротор. На задней крышке установлен щеткодержатель 8 со щетками 6, а внутри крышки укреплен выпрямительный блок 2:
Ротор имеет обмотку возбуждения 11, намотанную на стальную втулку 19, к торцам которой прижаты два шестиконечных полюса 10, образующих 12-полюсную магнитную систему. Втулка и полюсы
Рис. 230. Генератор переменного тока Г-250:
I и 12 — алюминиевые крышки; 2 — выпрямительный блок; 3 и 7 зажимы, изолированные от массы; 4 и 14 — шарикоподшипники; 5 — контактные кольца’ 6 — щетки; 8 — щеткодержатель; 9 — сердечник статора; 10 — полюсы ротора; 11 — обмотка возбуждения; 13 — вентилятор; 15 — шкив; 16 — вал ротора; 17 — катушки статора; 18 — концы фаз обмоткн Статора; 19 — втулка
, напрессованы на накатанную поверхность вала 16. На вал напрессованы также два изолированных от него контактных кольца 5, через которые в обмотку И подается ток возбуждения.
На конец вала ротора насажен чугунный шкив 15 клиноременной передачи, при помощи которой осуществляется привод генератора от коленчатого вала двигателя. К шкиву прикреплен штампованный из листовой стали вентилятор 13, пропускающий воздух через генератор, чем достигается его охлаждение.
При вращении ротора под каждым зубцом сердечника статора проходят попеременно концы разноименных полюсов ротора. В результате этого магнитный поток, проходящий через зубцы, изменяется по величине и направлению. Вследствие изменения магнитного потока магнитные силовые линии пересекают витки катушек 17 статора и в них индуктируется ЭДС переменного направления — создается трехфазный переменный ток.
Выпрямительный блок состоит из шести кремниевых диодов. Диоды, пропуская ток только в одном направлении (от генератора в сеть), предотвращают также опасность разрядки аккумуляторной батареи через обмотки генератора, когда напряжение генератора меньше, чем аккумуляторной батареи.
Регулятор напряжения поддерживает в постоянных пределах напряжение генератора при различной частоте вращения коленчатого вала двигателя. В генераторных установках современных автомобилей применяют полупроводниковые регуляторы напряжения двух систем: контактно-транзисторной и бесконтактной.
На рис. 231 изображена схема бесконтактного транзисторного регулятора напряжения РР-350, предназначенного для работы с генератором переменного тока Г-250. Принцип действия регулятора поясним на примере двух предельных режимов его работы.
Рнс. 231. Схема регулятора напряжения РР-350 и его соединений с генератором и аккумуляторной батареей:Рнс. 231. Схема регулятора напряжения РР-350 и его соединений с генератором и аккумуляторной батареей:/ -^ генератор со встроенным выпрямителем;2 — выключатель зажигания/ -^ генератор со встроенным выпрямителем;2 — выключатель зажиганияНапряжение генератора меньше заданного. Через стабилитрон Д1 ток не проходит, вследствие чего ток базы входного транзистора ТР1 отсутствует и он закрыт. При этом ток базы промежуточного транзистора ТР2 проходит от клеммы «+» генератора через эмиттер — базу транзистора ТРЗ и сопротивление R6, вследствие чего транзистор ТРЗ открывается, и по цепи «+» генератора — . диод ДЗ — эмиттер — база выходного транзистора ТРЗ— диод Д2 — эмиттер-коллектор транзистора ТР2 — сопротив-
Рнс. 231. Схема регулятора напряжения РР-350 и его соединений с генератором и аккумуляторной батареей:
Рнс. 231. Схема регулятора напряжения РР-350 и его соединений с генератором и аккумуляторной батареей:
/ -^ генератор со встроенным выпрямителем;2 — выключатель зажигания
/ -^ генератор со встроенным выпрямителем;2 — выключатель зажигания
ление R5 идет ток базы транзистора ТРЗ. Выходной транзистор ТРЗ открывается, и по цепи «+» генератора — диод ДЗ — эмиттер- коллектор выходного транзистора — клемма Ш генератора — обмотка якоря — масса проходит максимальный ток возбуждения, повышающий напряжение генератора.
Напряжение генератора выше заданного. Через стабилитрон Д1 проходит ток, поэтому входной транзистор ТР1 открыт. Сопротивление транзистора ТР1 минимально, поэтому потенциал базы транзистора ТР2 оказывается выше потенциала его эмиттера и промежуточный транзистор ТР2 закрыт. Таким образом, основная цепь, прохождения тока базы транзистора ТРЗ прервана, в результате чего выходной транзистор ТРЗ оказывается также закрытым, ток возбуждения проходит через сопротивление R4, и напряжение генератора падает. ,
При работе регулятора стабилитрон Д1 попеременно находится в проводящем и непроводящем состояниях, а выходной транзистор ТРЗ открывается д закрывается. Вследствие этого ток возбуждения остается на среднем уровне, соответствующем заданному напряжению генератора.
§119. ПРИБОРЫ НАРУЖНОГО ОСВЕЩЕНИЯ, СВЕТОВОЙ И ЗВУКОВОЙ СИГНАЛИЗАЦИИ. СТЕКЛООЧИСТИТЕЛЬ'
Приборами наружного освещения и сигнализации являются фары, фонари и звуковой сигнал, управляемые соответствующей коммутационной аппаратурой.
Фары. Они предназначены для освещения пути впереди автомобиля. Каждый автомобиль снабжается одной или двумя парами фар, расположенными симметрично относительно продольной плоскости симметрии автомобиля на высоте не менее 500 и не более 1200 мм от поверхности дороги. Главными частями фары (рис. 232) являются штампованный из листовой стали корпус //, оптический элемент и устройство для регулировки направления света фары.
Оптический элемент имеет полуразборную конструкцию. Он состоит из отражателя 7, рассеивателя 5, съемной фланцевой лампы 6, ‘крышки 13 с контактами и соединительной колодкой 14, от которой провода 16 идут к соединительной панели.
Отражатель отштампован из стали и имеет форму параболоида. Его внутренняя поверхность покрыта тонким слоем алюминия и отполирована до зеркального блеска. В центре отражателя находится втулка 15, через которую в него вводят лампу б и на которой закрепляют крышку 13 с контактами.
Рассеиватель завальцован в отражателе. Герметичность этого соединения обеспечивается резиновой прокладкой 8. Внутренняя сторона рассеивателя имеет рифленую поверхность, состоящую из системы призм и линз, рассеивающих параллельный световой пучок, идущий от отражателя. Благодаря этому свет фары ложится на дорогу не локальным световым пятном, а равномерно освещает необходимый ее участок.
Лампа имеет две нити накала (50 и 40 Вт) и фиксируется во втулке 15 и крышке 13 фланцем, припаянным к цоколю. Конструкция этих элементов обеспечивает такое положение лампы а отражателе, при иотором нить 50 Вт расположена в фокусе отражателя и дает сильныц луч света (дальний свет), а нить 40 Вт — выше и левее оси отражателя, вследствие чего свет от этой нити направляется отражателем вниз и вправо (ближний свет). Ближний свет включают при встречном раз-, езде; он улучшает освещенность правой стороны дороги и уменьшает опасность ослепления водителей встречных транспортных средств.
Оптический элемент при помощи внутреннего ободка 4 крепится к установочному кольцу 10, которое позволяет регулировать направление светового потока. Регулировку производят при помощи двух винтов 9 — верхнего и бокового. Они служат для изменения направления света соответственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Фонари. Конструкция их различна. Они служат обычно для обозначения габаритов автомобиля при стоянках ночью и движении по освещенным улицам, сигнализации о повороте и торможении, а также для освещения номерного знака. Каждый автомобиль снабжен двумя фонарями спереди (подфарниками) и двумя-тремя сзади. На автобусы вместимостью больше 10 пассажиров и грузовые автомобили с закрытой гру- зонесущей ёмкостью (автофургоны) устанавливают также верхние габаритные фонари.
Рис. 232. Фара:Рис. 232. Фара:1 — наружный ободок;’ 2 — винт крепления ободка; 3 — уплотнитель ободка; 4 — внутренний ободок; 5 — рассеиватель; 6 — лампа; 7 — отражатель; 8 — резиновая прокладка; 5 — регулировочный винт; 10 — установочное кольцо; 11 — корпус; 12 — пружина; 13 — крышка с контактами; 14 — соединительная колодка; 15 — втулка отражателя;1 — наружный ободок;’ 2 — винт крепления ободка; 3 — уплотнитель ободка; 4 — внутренний ободок; 5 — рассеиватель; 6 — лампа; 7 — отражатель; 8 — резиновая прокладка; 5 — регулировочный винт; 10 — установочное кольцо; 11 — корпус; 12 — пружина; 13 — крышка с контактами; 14 — соединительная колодка; 15 — втулка отражателя;Рис. 233. Подфарник:Рис. 233. Подфарник:1 — рассеиватель; 2 — ободок; 3 — уплотнительная прокладка; 4 — корпус; 5 — лампа; 6 — патрон;7 — крышка1 — рассеиватель; 2 — ободок; 3 — уплотнительная прокладка; 4 — корпус; 5 — лампа; 6 — патрон;7 — крышка16 — провода
Рис. 232. Фара:
Рис. 232. Фара:
1 — наружный ободок;’ 2 — винт крепления ободка; 3 — уплотнитель ободка; 4 — внутренний ободок; 5 — рассеиватель; 6 — лампа; 7 — отражатель; 8 — резиновая прокладка; 5 — регулировочный винт; 10 — установочное кольцо; 11 — корпус; 12 — пружина; 13 — крышка с контактами; 14 — соединительная колодка; 15 — втулка отражателя;
1 — наружный ободок;’ 2 — винт крепления ободка; 3 — уплотнитель ободка; 4 — внутренний ободок; 5 — рассеиватель; 6 — лампа; 7 — отражатель; 8 — резиновая прокладка; 5 — регулировочный винт; 10 — установочное кольцо; 11 — корпус; 12 — пружина; 13 — крышка с контактами; 14 — соединительная колодка; 15 — втулка отражателя;
Рис. 233. Подфарник:
Рис. 233. Подфарник:
1 — рассеиватель; 2 — ободок; 3 — уплотнительная прокладка; 4 — корпус; 5 — лампа; 6 — патрон;
7 — крышка
1 — рассеиватель; 2 — ободок; 3 — уплотнительная прокладка; 4 — корпус; 5 — лампа; 6 — патрон;
7 — крышка
Рис. 235. Центральный переключатель света:Рис. 235. Центральный переключатель света:Рис. 234. Задний фонарь грузовогоавтомобиля:/ — белый рассеиватель; 2 — лампа габаритного света и освещения номерного знака; 3 — крышка клемм; 4 — клемма: 5 — корпус; 6 — лампа света «Стоп» и указателя поворота; 7 — уплотнительная прокладка; 8 — рассеиватель рубинового цветаРис. 234. Задний фонарь грузовогоавтомобиля:/ — белый рассеиватель; 2 — лампа габаритного света и освещения номерного знака; 3 — крышка клемм; 4 — клемма: 5 — корпус; 6 — лампа света «Стоп» и указателя поворота; 7 — уплотнительная прокладка; 8 — рассеиватель рубинового цвета/ — шток; 2 — кронштейн; 3 — корпус реостата; 4 и 7 — зажимы; 5 — изолятор; 6 — контактная панель; 8 — контактная пластина; 9 — пружина пластины; 10 — пружина фиксатора; // — каретка; 12 — корпус; 13 — шарик фиксатора; 14 — изолятор реостата; 15 — подвижный контакт;16 — резистор/ — шток; 2 — кронштейн; 3 — корпус реостата; 4 и 7 — зажимы; 5 — изолятор; 6 — контактная панель; 8 — контактная пластина; 9 — пружина пластины; 10 — пружина фиксатора; // — каретка; 12 — корпус; 13 — шарик фиксатора; 14 — изолятор реостата; 15 — подвижный контакт;16 — резистор
Рис. 235. Центральный переключатель света:
Рис. 235. Центральный переключатель света:
Рис. 234. Задний фонарь грузовогоавтомобиля:
/ — белый рассеиватель; 2 — лампа габаритного света и освещения номерного знака; 3 — крышка клемм; 4 — клемма: 5 — корпус; 6 — лампа света «Стоп» и указателя поворота; 7 — уплотнительная прокладка; 8 — рассеиватель рубинового цвета
Рис. 234. Задний фонарь грузовогоавтомобиля:
/ — белый рассеиватель; 2 — лампа габаритного света и освещения номерного знака; 3 — крышка клемм; 4 — клемма: 5 — корпус; 6 — лампа света «Стоп» и указателя поворота; 7 — уплотнительная прокладка; 8 — рассеиватель рубинового цвета
/ — шток; 2 — кронштейн; 3 — корпус реостата; 4 и 7 — зажимы; 5 — изолятор; 6 — контактная панель; 8 — контактная пластина; 9 — пружина пластины; 10 — пружина фиксатора; // — каретка; 12 — корпус; 13 — шарик фиксатора; 14 — изолятор реостата; 15 — подвижный контакт;
16 — резистор
/ — шток; 2 — кронштейн; 3 — корпус реостата; 4 и 7 — зажимы; 5 — изолятор; 6 — контактная панель; 8 — контактная пластина; 9 — пружина пластины; 10 — пружина фиксатора; // — каретка; 12 — корпус; 13 — шарик фиксатора; 14 — изолятор реостата; 15 — подвижный контакт;
16 — резистор
На рис. 233 изображен подфарник грузового автомобиля. Его основными частями являются штампованный стальной корпус 4^-пат- рон 6, рассеиватель 1 и лампа 5 с двумя нитями накаливания (6 и 21 св). Нить 6 св служит для обозначения габаритов автомобиля и включается центральным переключателем света, нить 21 св — для указания поворота и включается переключателем указателей поворота через специальный прерыватель.
На рис. 234 изображен задний фонарь грузового автомобиля. Он имеет комбинированную конструкцию. В его нижней части помещена >лампа 3 св, служащая для обозначения габаритов и через белый рассеиватель 1 освещающая номерной знак. В верхней части имеется лампа в 21 св, которая включается при нажатии на педаль тормоза или переключателем указателей поворота.
Коммутационная аппаратура. Центральный переключатель света служит для включения и выключения наружного освещения и ламп освещения приборов. Он установлен на панели, приборов в месте, легко доступном водителю без изменения его рабочей позы.
На рис. 235 изображен центральный переключатель света наиболее распространенной конструкции.
Переключение осуществляется осевым перемещением штока 1 с кареткой //. При этом пластины 8, расположенные на пластмассовом изоляторе 5, замыкают между собой ту или иную пару контактов на' текстолитовой панели 6. Шток имеет следующие три положения, фик- 332
Рис. 236. Ножной переключатель,Рис. 236. Ножной переключатель,света:света:/ — защитный резиновый уплотнитель; 2 — плунжер; 3 — пружина штока; 4 — корпус; 5 — шток; б — ось; 7 — храповик*, 8 — пружина храповика; 9 — текстолитовый диск; 10 — контактная плз- стииа; // — контактная панель; 12 — 32- жимы; 13, 14 и 15 •— контакты; 16 — выступ/ — защитный резиновый уплотнитель; 2 — плунжер; 3 — пружина штока; 4 — корпус; 5 — шток; б — ось; 7 — храповик*, 8 — пружина храповика; 9 — текстолитовый диск; 10 — контактная плз- стииа; // — контактная панель; 12 — 32- жимы; 13, 14 и 15 •— контакты; 16 — выступРис. 237. Схема прерывателя указателей поворота:Рис. 237. Схема прерывателя указателей поворота:/ — стеклянный изолятор; 2 и 10 — якоря; 3 — нить иакала; 4 — резистор; 5 и 7 — контакты включения контрольной лампы; 6— изоляционная прокладка; 8 — регулировочная планка; 9 — бронзовая пластина; 11 — сердечник; 12 — обмотка; 13 _ кронштейн; 14 — панель; 15 — контрольная лампа; 16 и 21 — сигнальные лампы задних фонарей; it и 20 — сигиаль- иЦе ламПЫ подфарников; 18 — регулировочный винт; 19 — переключатель указа- тёля поворотов/ — стеклянный изолятор; 2 и 10 — якоря; 3 — нить иакала; 4 — резистор; 5 и 7 — контакты включения контрольной лампы; 6— изоляционная прокладка; 8 — регулировочная планка; 9 — бронзовая пластина; 11 — сердечник; 12 — обмотка; 13 _ кронштейн; 14 — панель; 15 — контрольная лампа; 16 и 21 — сигнальные лампы задних фонарей; it и 20 — сигиаль- иЦе ламПЫ подфарников; 18 — регулировочный винт; 19 — переключатель указа- тёля поворотов
Рис. 236. Ножной переключатель,
Рис. 236. Ножной переключатель,
света:
света:
/ — защитный резиновый уплотнитель; 2 — плунжер; 3 — пружина штока; 4 — корпус; 5 — шток; б — ось; 7 — храповик*, 8 — пружина храповика; 9 — текстолитовый диск; 10 — контактная плз- стииа; // — контактная панель; 12 — 32- жимы; 13, 14 и 15 •— контакты; 16 — выступ
/ — защитный резиновый уплотнитель; 2 — плунжер; 3 — пружина штока; 4 — корпус; 5 — шток; б — ось; 7 — храповик*, 8 — пружина храповика; 9 — текстолитовый диск; 10 — контактная плз- стииа; // — контактная панель; 12 — 32- жимы; 13, 14 и 15 •— контакты; 16 — выступ
Рис. 237. Схема прерывателя указателей поворота:
Рис. 237. Схема прерывателя указателей поворота:
/ — стеклянный изолятор; 2 и 10 — якоря; 3 — нить иакала; 4 — резистор; 5 и 7 — контакты включения контрольной лампы; 6— изоляционная прокладка; 8 — регулировочная планка; 9 — бронзовая пластина; 11 — сердечник; 12 — обмотка; 13 _ кронштейн; 14 — панель; 15 — контрольная лампа; 16 и 21 — сигнальные лампы задних фонарей; it и 20 — сигиаль- иЦе ламПЫ подфарников; 18 — регулировочный винт; 19 — переключатель указа- тёля поворотов
/ — стеклянный изолятор; 2 и 10 — якоря; 3 — нить иакала; 4 — резистор; 5 и 7 — контакты включения контрольной лампы; 6— изоляционная прокладка; 8 — регулировочная планка; 9 — бронзовая пластина; 11 — сердечник; 12 — обмотка; 13 _ кронштейн; 14 — панель; 15 — контрольная лампа; 16 и 21 — сигнальные лампы задних фонарей; it и 20 — сигиаль- иЦе ламПЫ подфарников; 18 — регулировочный винт; 19 — переключатель указа- тёля поворотов
сируемые шариковым фиксатором: I ~ все освещение выключено; II <— включено освещение для городской езды; III1— включено освещение для загородной езды.
При положении II штока включаются габаритный свет в задних фонарях, освещение номерного знака и в зависимости от положения ножного переключателя света ближний свет в фарах или подфарники.
При положении III штока включается габаритный свет в задних фонарях, освещение номерного знака и в зависимости от положения ножного переключателя света дальний или ближний свет в фарах.
При положениях II и III штока можно включить лампы освещения приборов. Это освещение включается, и его интенсивность регулируется при помощи реостата, встроенного в центральный переключатель.
Ножной переключатель света для удобства управления устанавливают около педали сцепления (рис. 236). При каждом нажатии на плунжер 2 шток 5 выступом 16 поворачивает храповик 7 и вместе с ним текстолитовый диск 9 на угол 60”. При этом контактная пластина 10 попеременно замыкает между собой контакты 14 и 15 или 13
й 15, в результате чего достигается необходимое переключение. В каждом положении диск 9 удерживается шариковыми фиксаторами, рас- ’ положенными в контактной панели 11.
Переключатель указателей поворота состоит из двух частей: собственно переключателя, соединяющего электрические цепи сигнальных ламп с источником тока (см. рис. 239), и механического привода, осуществляющего включение переключателя при повороте рукоятки и автоматическое выключение при выходе автомобиля из поворота. Переключатель указателей поворота расположен на рулевой колонке под рулевым колесом.
Прерыватель указателей поворота (рис. 237) электромагнитного типа с управляющей нитью накала 3 (струной). Он служит для того, чтобы указатели поворота горели мигающим светом, что отличает их от габаритного фонаря и стоп-сигнала.
При включении указателей поворота образуется электрическая цепь: плюс аккумуляторной батареи •—элементы прерывателя (13, 2, 3, 4, 5) ।— обмотка 12 электромагнита ,— переключатель указателей поворота 19-— нити накала ламп >— масса — минус батареи. При этом вследствие прохождения тока через резистор 4 и нихромовую нить З накал ламп небольшой, а нить, нагреваясь, удлиняется. В результате удлинения нити 3 якорь 2 притягивается к сердечнику И электромагнита и контакты 5 замыкаются, выключая из цепи резистор . 4 и нить 3. Вследствие этого сила тока в цепи возрастает и лампы горят ярким светом. Нить, остывая, сокращается, и якорь 2 - отходит от сердечника 11, контакты 5 размыкаются, ток вновь проходит через струну и резистор 4, и процесс повторяется (с частотой 60—120 миганий в минуту).
Включатель сигнала торможения служит для включения соответствующих нитей в лампах задних фонарей при торможении автомобиля ножным тормозом. В соответствии с применяемым типом тормозного привода на автомобиле устанавливают гидравлический или пйевма- тический включатель сигнала торможения (рис. 238), действующие по одному принципу. При торможении под давлением тормозной жидкости или сжа'Гого воздуха, поступающих в корпус 3, прогибается диафрагма 2, в результате чего замыкаются контакты 5 цепи ламп сигнала торможения. При прекращении торможения пружина 1 возвращает подвижные детали в исходное положение (в котором они показаны на рис. 238), и цепь размыкается.
Схема освещения и световой сигнализации грузового автомобиля изображена на рис. 239.1
Электромагнитный звуковой сигнал. Устанавливаемый на автомобиле для наружной звуковой сигнализации, сигнал имеет электромагнитную вибрационную систему и включается кнопкой, смонтированной в центре рулевого колеса. При нажатии на кнопку 17 (рис. 240) в обмотку 8 электромагнита поступает ток через контакты 13 и 14 прерывателя. Возникающее при этом магнитное поле притягивает . к сердечнику 3 якорь 7, который штоком 12 связан с мембраной 2 и , подвижным контактом 14 прерывателя. Притяжение якоря к сердеч- I нику вызывает деформацию мембраны и размыкание контактов 13 J 334
Тормозная жидкость
Рис. 238. Включатели сигнала торможения:
а — гидравлический; б — пневматический; I — пружина; 2 — диафрагма; 3 — кор-пус; 4 — контактная пластина; 5 — контакты; 6 — изоляционная крышка; 7 — ла-тунная шина
Рис. 239. Схема освещения и световой сигнализации грузового автомобиля:
II и III — положения ротора переключателя указателя поворота соответственно нейтральное, при левом повороте, при правом повороте; I — фара; 2 — подфарник; 3 — ножной переключатель света; 4 — задний фонарь; 5 — лампы освещения шкал приборов; 6 — центральный переключатель цвета; 7 — контрольная лампа указателей поворота; 8 — прерыватель указателей поворота; 9 — переключатель указателя поворота П118; 10 — ротор переклю-
.чателя П118; II — включатель сигнала торможения
Рнс. 240. Схема звукового сигнала:
/ — рупор; 2 — стальная мембрана; 3 — сердечник электромагнита; 4 — стойка; 5, 9 и 10 — гайки; б — упругая пластина; 7 — якорь; 8 — обмотка; 11 — контргайка; 12 — шток; 13 — неподвижный контакт; 14 — подвижный контакт; 15 — конденсатор; 16 — искрогасящее сопротивление; I? — кнопка
и 14. При размыкании цепи обмотки 8 магнитное поле исчезает, в результате чего якорь и мембрана под действием сил упругости мембраны и пластины 6 возвращаются в исходное положение, контакты прерывателя замыкаются, и цикл повторяется.
Размыкания и замыкания контактов чередуются с частотой 400 раз в секунду. При этом перемещения мембраны вызывают колебания воздушной среды, воспринимаемые органами слуха. Высоту тона звука настраивают гайками 5, т. е. путем изменения зазора А, а следовательно, частоты колебаний якоря.
Часто на автомобиле устанавливак5т два одновременно действующих сигнала разной тональности. Такое устройство потребляет ток большой силы, поэтому, чтобы предохранить от подгорания контакты кнопки сигнала, включение сигналов йроизводится через реле.
Рнс. 241. Привод щеток и электрнче- екая схема стеклоочистителя:Рнс. 241. Привод щеток и электрнче- екая схема стеклоочистителя:/, // и 1Ц — положения ротора переключателя, при которых стеклоочиститель работает соответственно с большой, малой, скоростью или выключен; / — щетка -стеклоочистителя; 2 ■— кривошип; 3 — электродвигатель; 4 — редуктор; 5 — ротор переключателя; 6 — резистор; 7 — контактный диск; 8 — червячное колесо; 9 — червяк; 10 — неподвижная контактная пластина; // — термобиметаллический предохранитель/, // и 1Ц — положения ротора переключателя, при которых стеклоочиститель работает соответственно с большой, малой, скоростью или выключен; / — щетка -стеклоочистителя; 2 ■— кривошип; 3 — электродвигатель; 4 — редуктор; 5 — ротор переключателя; 6 — резистор; 7 — контактный диск; 8 — червячное колесо; 9 — червяк; 10 — неподвижная контактная пластина; // — термобиметаллический предохранительСтеклоочиститель. Он служит для механической очистки ветрового стекла от атмосферных осадков. Преимущественное распространение имеют стеклоочистители с электрическим приводом. Электро-
Рнс. 241. Привод щеток и электрнче- екая схема стеклоочистителя:
Рнс. 241. Привод щеток и электрнче- екая схема стеклоочистителя:
/, // и 1Ц — положения ротора переключателя, при которых стеклоочиститель работает соответственно с большой, малой, скоростью или выключен; / — щетка -стеклоочистителя; 2 ■— кривошип; 3 — электродвигатель; 4 — редуктор; 5 — ротор переключателя; 6 — резистор; 7 — контактный диск; 8 — червячное колесо; 9 — червяк; 10 — неподвижная контактная пластина; // — термобиметаллический предохранитель
/, // и 1Ц — положения ротора переключателя, при которых стеклоочиститель работает соответственно с большой, малой, скоростью или выключен; / — щетка -стеклоочистителя; 2 ■— кривошип; 3 — электродвигатель; 4 — редуктор; 5 — ротор переключателя; 6 — резистор; 7 — контактный диск; 8 — червячное колесо; 9 — червяк; 10 — неподвижная контактная пластина; // — термобиметаллический предохранитель
двигатель 3 (рис. 241) через червячный редуктор 4 приводит во вращение кривошип 2, который через систему приводных рычагов и тяг сообщает рычагам щеток 1 качательное движение.
Стеклоочиститель включают переключателем, который имеет три положения: выключено, малая скорость, большая скорость. Частоту вращения якоря электродвигателя изменяют включением и выключением последовательно обмотке возбуждения дополнительного резистора 6.
При выключении щетки стеклоочистителя располагаются вдоль нижней кромки ветрового стекла. Достигается это при помощи концевого выключателя, имеющего фасонный контактный диск 7, закрепленный на текстолитовом червячном колесе 8, и пластины 10. Концевой выключатель^ действует параллельно переключателю 5. Поэтому после перевода переключателя в положение «Выключено» электродвигатель продолжает работать, пока пластина 10 не выйдет из контакта с диском 7. Концевой переключатель срабатывает, когда щетки достигают крайних положений.
§ 120. КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫИ ПРЕДОХРАНИТЕЛИ
К основным контрольно-измерительным приборам относятся амперметр, указатели температуры охлаждающей жидкости, давления масла в системе смазки двигателя, количества топлива в баке, а также сигнализаторы давления масла и температуры охлаждающей жидкости.
Амперметр. Включен последовательно в цепь аккумуляторной батареи. Служит для контроля за режимами зарядки и разрядки батареи и позволяет судить о работе и состоянии источников тока.
Схема автомобильного амперметра современной конструкции и его основные детали изображены на рис. 242. Внутри стального экранирующего корпуса 4 закреплены две одинаковые, сложенные вместе пластмассовые колодки 3, а также постоянный .магнит 2. Между колодками в специальной круглой выемке помещен подвижный постоянный магнит 6, выполненный в виде диска и жестко связанный с осью стрелки 7. На колодки намотана обмотка 5, а параллельно ей включен шунт 1.
Когда цепь тока в амперметре разомкнута, то в результате взаимодействия магнитов 2 и б стрелка удерживается на нулевом делении шкалы. При прохождении тока по катушке создается магнитное поле, направленное под углом 90° к полю подвижного магнита. Вследствие этого магнит 6, а вместе с ним и стрелка прибора отклоняется от нулевого положения влево (ток разрядки) или вправо (ток зарядки) на угол, пропорциональный силе тока и ограничиваемый прорезью 9 и ограничителем 8.
Указатели. Используемые на автомобилях указатели являются дистанционными приборами, состоящими из датчика и устанавливаемого на щитке приборов приемника. Применяют указатели двух типов: магнитоэлектрические (логомеШры) и электротепловые импульсные. В отличие от импульсных указателей логометры не имеют
Рис. 242, Амперметр АП-100
а — схема; б — детали; / — шунт; 2 — неподвижный постоянный магнит; 3 — пластмассовая колодка; 4 — стальной экранирующий корпус; 5 — катушка; 6 — подвижный постоянный магнит: 7 — стрелка; 8 — ограничитель поворота стрелки;
S — прорезь; 10 — подшипник
размыкающихся контактов, поэтому они надежнее в работе, не создают радиопомех, их показания точнее.
По основным деталям логомётрические приемники унифицированы с амперметром (см. рис. 242, б), от которого отличаются В основном обмоточными данными и шкалами.
Указатель температуры охлаждающей жидкости (рис. 243) инфор- ‘мирует о температуре в рубашке охлаждения двигателя. Его датчик имеет латунный корпус, на дне которого находится термистор RL Термистор соединен с массой через корпус датчика, а с приемником — через выводной зажим, изолированный от корпуса. Датчик ввернут в головку блока цилиндров и омывается охлаждающей жидкостью. Его работа основана на том, что сопротивление термистора уменьшается с повышением температуры.
Приемник имеет три Катушки, обмотки которых соединены в две параллельные цепи: первая — обмотки £2 и L3 и термистор R2, служащий, для поддержания постоянного сопротивления этой цепи при изменении температуры обмоток, вторая — обмотка Lt и термистор R1 датчика.
На пластмассовой колодке 3 (см, рис. 242) обмотки Lv й Ьг намотаны соосно, а обмотка L3 под углом 90° к Йим, вследствие чего магнитные 338
Рис. 243. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя температуры охлаждающей жидкости и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока при разных температурах:Рис. 243. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя температуры охлаждающей жидкости и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока при разных температурах:
Рис. 243. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя температуры охлаждающей жидкости и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока при разных температурах:
Рис. 243. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя температуры охлаждающей жидкости и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока при разных температурах:
1 — подвижный постоянный магнит, соединенный со стрелкой
потоки Фх и Ф3 создаваемые обмотками £ги L3, взаимно перпендикулярны. Величина потока Ф3 практическй постоянна,- а поток Фх зависит только от сопротивления термистора R1. Вследствие этого направление результирующего магнитного потока Фрез, под действием которого подвижный постоянный магнит, соединенный со стрелкой, занимает определенное положение, зависит от измеряемой температуры. Обмотка L2, создающая постоянный магнитный поток Ф2, противоположный потоку Ф1, повышает чувствительность прибора.
Указатель давления масла информирует о давлении в главной масляной магистрали двигателя, в которой установлен датчик реостатного типа (резистор Riy Ползун реостата перемещается под давлением масла, уменьшая сопротивление датчика. Приемник устроен и работает аналогично приемнику указателя температуры охлаждающей жидкости, отличаясь от него обмоточными данными и схемой присоединения обмоток (рис. 244). Добавочный резистор R3 ограничивает силу тока в цепи приемника при выключенном реостате.
Указатель количества топлйва в баке (рис. 245) устроен и работает аналогично указателям температуры и давления. Он имеет датчик реостатного типа, устанавливаемый на топливном баке. Сопротивление ре- зитора R1 датчика изменяется в зависимости от положения поплавка,
Рис. 244. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя давления масла и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока:Рис. 244. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя давления масла и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока:
Рис. 244. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя давления масла и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока:
Рис. 244. Принципиальная схема магнитоэлектрического указателя давления масла и векторные диаграммы для определения вектора результирующего магнитного потока:
— подвижный постоянный магнит, соединенный со стрелкой; Я2 — термоком- пейса цнонный термистор; L, — L, — обмотки4
Рнс. 245. Принципиальная схема магнитоэлектрического 4 указателя количества топлива в баке:Рнс. 245. Принципиальная схема магнитоэлектрического 4 указателя количества топлива в баке:
Рнс. 245. Принципиальная схема магнитоэлектрического 4 указателя количества топлива в баке:
Рнс. 245. Принципиальная схема магнитоэлектрического 4 указателя количества топлива в баке:
Lj — Lg — обмотки; Д1 — резистор датчика реостатного типа; Д2 — термокомпеиСацион- иый термистор *
Рис. 246. Схемы сигнализаторов:
/ — давления масла; // — температуры, охла- ждающей жидкости; А — рабочая полость; / — сигнальные лампы; 2 — контакты; 3 штуцер; 4 — диафрагма; 5 — корпус; б — .биметаллическая пластина-
т. е. от уровня топлива в баке. Дополнительный резистор R3 ограничивает силу тока в обмотке Lt при выключенном реостате, предотвращая этим перегрев обмотки этой катушки.
Сигнализаторы. Сигнализатор давления масла (рис. 246, /) предупреждает водителя об аварийном понижении давления масла в системе смазки двигателя. Датчик сигнализатора штуцером 3 соединен с главной магистралью системы смазки двигателя.
При работающем двигателе под давлением масла в полости Д прогибается диафрагма 4 и контакты 2 удерживаются в разомкнутом состоянии. Когда двигатель не работает, или когда давление масла ниже Допустимого, контакты замыкаются, включая сигнальную лампу /, установленную на щитке приборов.
> Сигнализатор температуры охлаждающей жидкости (рис. 246, //) служит для предупреждения водителя об аварийном повышении температуры жидкости в системе охлаждения двигателя. Датчик сигнализатора ввернут в верхний бачок радиатора. Он имеет латунный корпус 5, внутри которого находится прерыватель, управляемый биметаллической пластиной 6.
В обычном состоянии контакты 2 прерывателя разомкнуты, и сигнальная лампа 1, установленная на щитке приборов, выключена, При возрастании температуры охлаждающей жидкости выше допустимого предела биметаллическая пластина 6, деформируясь, замыкает контакты прерывателя и включает сигнальную лампу.
Предохранители. Предохранители служат для защиты отдельных элементов электрооборудования автомобиля от перегрузок токами большой силы, которые обычно возникают при коротких замыканиях. 340
Рнс. 247. Термобнметаллнческне предохранители:
а — многократного действия; б — однократного Действия; / — зажимы; 2 — стальные пластины; 3 — бумажная изоляция; 4 — контак- ты; 5 — биметаллическая пластина; 6 — пластмассовый корпус;7 — пластмассовая кнопка; 8 — контргайка; 9 — регулировочный винт
Применяют предохранители двух типов, плавкие и термобиметаллические (однократного и многократного действия).'
Плавкие предохранители представляют собой колодки-вставки, - изготовленные из изоляционного материала, стойкой медной проволокой, рассчитанной на прохождения тока определенной силы. Их вставляют между пружинными контактами панели блока предохранителей, включая последовательно в определенную часть электрической сети автомобиля. При коротком замыкании проволока на колодке предохранителя мгновенно расплавляется, размыкая цепь тока.
Термобиметаллические предохранители (рис. 247) не имеют плавких частей. Их зажимами / подключают последовательно в защищаемую часть сети. В обычных условиях контакты 4 замкнуты под действием силы упругости биметаллической пластины 5. При прохождении через предохранитель тока, сила которого превышает допустимую, биметаллическая пластина нагревается и деформируется, размыкая контакты.
Биметаллическая пластина предохранителя многократного действия (рис.247, а) после остывания имеет прежнюю форму, вследствие чего контакты периодически замыкаются и размыкаются, ограничивая силу тока в поврежденной части сети, пока не будет выключена цепь или устранена неисправность. Действие предохранителя сопровождается характерным пощелкиванием, информирующим о повреждении сети.
Биметаллическая пластина предохранителя однократного действия после выключения остается в положении, показанном на рис. 247, б. После устранения неисправности разомкнутую цепь включают нажатием на кнопку 7,
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автобусе — Классификация 11
Автомобилестроение — Начало в СССР
5; — Развитие в 10-й пятилетке 6
Автомобиль — Безопасность 268
— Классификация 10
— Компоновка общая 13
— Общее устройство 7
— Свойства эксплуатационные 11,
12 — см. под их названием, например, Динамичность, Экономичность топливная
— Управляемость 268
Автомобильный транспорт — Значение в народном хозяйстве 5
Аккумуляторная батарея — Назначение 137; — Устройство 325
Амортизатор 252, 266, 267
Бак топливный 118
Баланс мощностной автомобиля — 164, 165
— тепловой 38
Безопасность автомобиля 11, 268
— Занос 275
— Опрокидывание 274 ■
— Стабилизация направляющих ко-
* лес 271
— Тормозные свойства 276—278
— Увод колес 269
— Угловые колебания направляющих
. колес 274
— Управляемость 268
— Установка направляющих колес 273
— Устойчивость 274—275
бензин аатомобильный 108
Блок цилиндров — Назначение 45
— Расчет гильзы 58
— Устройство 56, 57
Boat шатунный— Расчет 69
Буксирное устройство 323
Вал ведущий главной передачи 234
— вторичный коробки передач —
Силы, действующие на задний конец 218
Валы коробки передач 201 — Расчет 203—205
Вентилятор системы охлаждения 93, 94
Вентиляция картера 105, 106
Включатель сигнала торможения 334
Воздухоочиститель 121
Вспрыск легкого топлива 152, 153
Время разгона автомобиля 168
— торможения 277
Газовая турбина 154, 155
Глушитель шума выпуска 123
Гидромеханическая передача 206—211
Гидромуфта 208
Гидротрансформатор 207
Главная передача — Виды 220, 221; —
Назначение 220; — Основные детали 231—234; — Смазка 230 — двойная 221, 226 — двойная разнесенная 223 — двухступенчатая 223 — одинарная 221, 223—226 — проходная 223
Генераторы 327—329
Головка блока — Назначение 45
— Расчет шпилек 59' "
— Устройство 58
График работы двигателя — См.
Диаграмма индикаторная
Графики пути, скорости и ускорения поршня 49
Грузонесущая емкость 320
Давление в конце сгорания 32
— в процессе впуска 20, 26
— в процессе расширения 23, 33
— в процессе сжатия 21, 28
— индикаторное среднее теоретического цикла 24, 25
— среднее эффективное 36
Двигатели автомобильные — геометрические параметры 16
— Классификационные признаки 15 — Конструкция и расчет — см.
под названием деталей и механизмов
— Определение основных размеров 37
— Схема 16
— Тенденции в развитии конструкций 150—155
— Требования 15
— Уравновешивание 54—56 Двигатели многоцнлнндровые — ' Основные сведения 41; — Порядок
работы 41
— однорядные 41
— одноцилиндровые — Недостатки 40
— V-образные 44
Детонация 32
Диаграмме индикаторная 18
— подъема, скорости и ускорения толкателя 76
— торможения автомобиля 276
Динамика тяговая автомобиля 164, 165
— Баланс тяговый 162—163
— Показатели разгона 167
— Расчет тяговый 169, 170
— Реакции нормальные дороги 161
— Сила тяги 156—158
— Силы сопротивления движению 159, 160
— Характеристика динамическая 165, 166
Динамичность 11
Диск ведомый сцепления 176, 177 —
Расчет 178, 179
— нажимной сцепления 179—181
Дифференциал 229, 230
— Основные детали 234—236
— Смазка 230
- Жалюзи 93
Занос автомобиля 275
Кабина 319
Карданная передача — Общие сведе- - ния 212 — Особенности конструкции н расчет элементов 213—220
Карданный вал 219 — Опора промежуточная 220
Карданный шарнир кулачковый 217
— равных угловых скоростей 216
— с крестовиной 213 — Расчет 215
— сдвоенный 216
— шариковый 217
Картер главной передачи 231
— коробки передач 194
— масляный 98, 99
Катушка зажигания 139
Карбюратор 108
— Основные системы ПО—113
— Управление 115
— Элементарный 109;
Карбюраторы современные — Основные конструктивные особенности 114—116
Карбюрация 108
Клапан — Высота подъема 74
— «Время — сечение» 76 — Проходное сечение 73 — Устройство 79
Кожух сцепления 179
Колебания угловые направляющих колес 274
Коленчатый вал — Назначение 48; — Устройство 69; — Расчет 70, 71
Колеса 246—252
— грузовых автомобилей 250
— легковых автомобилей 250
Колеса зубчатые главной передачи 231 — Расчет 232—233
— дифференциала — Расчет 235
— коробки передач — Параметры зубчатых пар 196; — Расчет 195— 201; — Формулы для определения диаметров 198
Кольца поршневые 63 — Расчет 64 Комфортабельность 12
Коробка передач — Механизм управления 193—194
Муфты зубчатые с синхронизатором 190—192
Расчет синхронизатора 193
— Назначение 187
-- Особенности конструкции 194—206
— Работа 189, 190
— Устройство 187, 188
Коромысло 84 — Расчет 85
Коэффициент динамичности подвески 253
— избытка воздуха 28
— использования массы автомобиля 12
— молекулярного изменения 22, 31
—наполнения 26, 27
— неравномерности крутящего момента 53
— неравномерности хода 54
— остаточных газов 20
Коэффициент полезного действия гидротрансформатора 209 — индикаторный 37 — механический 36 — относительный 37 — рулевого управления 285 — термический теоретического цикла 24
— эффективный 38
— трансмиссии 156
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы 35
— приспособляемости двигателя 40 — сопротивления воздуха 168 .
— сопротивления дороги 160
— сопротивления качению 159
сопротивления уводу 269
сцепного веса 280
■— трансформации 209
— учета вращающихся масс 160
Крышка шатуиа — Расчет 68
Кузов — Назиачеиие 8
— автобусов 319
— грузовых автомобилей 319—324
— легковых автомобилей 318
— несущий 239
Лимузин 318
Литраж двигателя 16 — См. также Объем двигателя рабочий
Маневренность автомобиля 279
Масла для главной передачи 231
— для смазки двигателей 97
Маслоприемник 102
Масса иеподрессореииая 252
— подрессоренная 252
—полная 12
— собственная 12
— сухая" 12
Маховик — Назиачеиие 48
— Устройство и расчет 72
. Механизм газораспределения — «Вре
мя — сечеиие» клапана 76
— Высота подъема клапана 74
— Динамика 77, 78
— Диаграмма подъема, скорости и ускорения толкателя 76
— Кинематика 75, 76
— Конструкция и основы расчета — см. под названием деталей, например, Клапан, Толкатель
— Проходное сечеиие клапана 73
— Профиль кулачка 74, 75
— Работа 72, 73
Механизм кривошипио-шатунный —
Динамика 50—53
— Кинематика 48,. 49
— Конструкция и основы расчета — см.' под названием деталей, например, Блок, Головка блока, Поршень
— Назиачеиие основных частей 45— 48
Механизм подъемный самосвальной платформы 322
рулевой винто-реечный 290 — Расчет 292
рулевой червячно-роликовый 288- Расчет 289, 290
управления коробки передач 193
Мертвая точка верхняя 16
— нижняя 16
Момент крутящий эффективный 36
реактивный двигателя 53
сопротивления повороту направляющих колес 254
Мост задний 244 — Расчет 245
— передний 240—242 — Расчет 242—244
Муфта автоматическая опережения впрыска 133, 134
— выключения сцепления 181
Муфты зубчатые коробки передач 194
Мощность иидикаториая 35
механических потерь 36
— удельная 12
эффективная 36
Надежность 12
Направляющее устройство подвески 252
Насос системы охлаждения 91, 92
— масляиый 100 — Расчет 101
— топливный 120
топливный высокого давления 128-131
— топливоподкачивающий 125, 126
—^усилителя рулевого управления
— ускорительный 113, 115
Ободная лента 248
Объем двигателя рабочий 16
камеры сжатия 16
цилиндра полный 16
цилиндра рабочий 16
Ограничитель частоты вращения коленчатого вала 117
Октан-корректор 143
Опережение зажигания 30
Оперение 320
Опорно-сцепное устройство 322
Опрокидывание автомобиля 274
Палец поршневой 65 — Расчет 66
Передаточное число силовое гидротрансформатора 209 см. также Коэффициент трансформации
Переключатель света иожной 333
света центральный 332
— указателя поворота 334
Период видимого горения 29
— задержки воспламеиеиия 29, 30
Плавность хода автомобиля 253
Плечо обката 273
Поворачиваемость автомобиля 270
Подвеска — см. Амортизатор, Упругий элемент, Направляющее устройство; — Коэффициент динамичности 253; — Назиачеиие 252 — Характеристика 253
— балаисириая 252, 264
— зависимая 252
— задняя 255
— иазависимая 252, 260—263; —
Расчет 262; — Расчет пружины 263 — передняя 254 — пневматическая 265
— рессорная — Построение упругой характеристики 256; — Расчет 256
Подвески зависимые рессорные 254
Подвижной состав автомобильного транспорта 8—10
— Группы 9
— Производительность 9
Подфарник 331
Подшипники главной передачи 234 - — коленчатого вала 71"
— коробки передач 203 — Выбор и расчет 206
Показатели геометрические автомобилей 12
Покрышка 247
Поршень — Расчет 62
— Устройство 60
Прерыватель 141, 142
Привод к ведущим колесам 236, 237 — распределительного вала 88 — рулевой 285; — Расчет деталей 287
* — тормозной гидравлический 304— 309 — Расчет 310
— тормозной пневматический 310— '315
— сцепления 183, 184 — Расчет ,185—186
Процесс двигателя рабочий — Определение 16
Пробка радиатора 93
Противовесы коленчатого вала — Назначение 48; Расчет 55, 56
Проходимость автомобиля 12
— Параметры геометрические 278— 280
— Параметры опорио-сцепиые 280— 282
Пружина клапана — Сила упругости 78 — Устройство и расчет 81, 82
• Пружины нажимиые сцеплении — Расчет 182, 183
Пусковой подогреватель 137, 149
Пусковые устройства 147—150
Путь поршня 48
разгонД автомобиля 168, 312
— тормозной 277
Радиатор 92
— масляный 104
Радиус колеса статистический 158 — поворота автомобиля наименьший 279
— проходимости 279
Развал колес 273
Рама 238 '
Распределитель 140, 141
Распределительный вал 86 — Расчет 87, 88
Расход топлива индикаторный удельный 35
контрольный 12
— эффективный удельный 37
Работа индикаторная 34
Регулятор вакуумный 142, 143
инерционный 142
напряжения 329
частоты вращения коленчатого вала 135, 136
Реакции нормальные дороги 161
Реле тяговое 149
Рессоры 254 — Расчет 259
Роторный двигатель 153
Рулевая трапеция 268, 285
Рычаги выключения сцепления 181
Свечи зажигания 144
Сечение проходное клапанов 73
Сигнал звуковой 334
Силы, действующие в криВошипно-ша- туииом механизме 50—53
действующие иа автомобиль 156, 157
— сопротивления движению автомобиля 159, 160
— тяги автомобиля 156, 157
Система зажигания — Назиачеиие 137 — Устройство и работа 137—144 — Характеристика регулировочная 146
— Коитактио-траизисторная 145
Система охлаждения — Назначение; схема 89, 90
— основные приборы 91—97 — см. также под их иазваиием, иапример, Насос, Термостат
Система питания карбюраторного двигателя
— Назначение 106
— Приборы 118—123
— Схема 107
— Топливо 108
Система питания дизеля — Основные приборы 125—137
— Особенности 123
— Топливо 124
Система смазки — Назиачеиие 97
— Основные приборы 100—106 — см. также под их иазваиием, например, Насос масляный, Фильтры масляные
— Устройство 98, 99
Система тормозная. — Назначение 296 — Привод гидравлический 304—316 — Типы приводов 297 — Тормоза колодочные 297—303 — Требования 297
Система тормозная стояночная 315, 316
Скорость критическая по уводу колеса 271
— максимальная автомобиля 163, 165, 166
— поршня 48
Смесь рабочая 108
Соединение подвижное карданной передачи 218
Сопротивление дороги предельное 163, 166
Стабилизация направляющих колес 271, 272
Стартер 147
Стеклоочиститель 336
Степень повышения давления 22
— предварительного расширения 22
— сжатия 16
Стык газовый 59
Схождение колес 273
Сцепление — Назначение 173; — Приводы 183—187; — Типы 173
— двухдисковое 175, 176
— с диафрагменной пружиной 176
— однодисковое 175
— фрикционное — Классификация 175;. — Конструкция. типовых элементов 176—183; — Принцип действия 175; — Устройство 173, 174
Такт 16
Температура в конце впуска 20, 26
— в конце расширения 23, 33
— в конце сгорания 32
.— в конце сжатия 21
Термостат 95
Токсичность отработавших газов
151 — Способы обезвреживания 152
Толкатель 83 —■ Расчет 84
Топливо дизельное 124
Торможение служебное 276
— экстренное 276 .
Тормоз дисковый 303
— ножной 296
— ручной 296
Тормоза колодочные барабаииого
типа — 297 — Расчет 302
Тормозные свойства автомобиля 276— ,278
Трансмиссяя — см. под названием узлов, например, Сцепление, Коробка передач
— Назначение 7
— Определение основных параметров 169, 170
Трубопроводы впускной н выпускной
122, 123
Турбонагнетатель — Схема 33
Увод колеса ,269
Угол проходимости 279
— увода колеса 269
Управление рулевое — КПД 285
— Механизмы 288—293
— Назначение 283
— Передаточное число 283, 284
— Привод 285
— Усилитель 293—296
Управляемость автомобиля 268
Упругий элемент подвески 252.— Характеристика 253
Усилитель гидровакуумный тормозного привода ■ 306—308
— рулевого управления 293—296
Ускорение автомобиля 163, 164, 166, 167 — поршня 48
Устойчивость автомобиля 274, 275
Фазы газораспределения 34
Фары 330
Фаэтон 319
Фильтры масляные 102, 103
— топливные 119, 120, 127, 128
Фонари 331
Форсунка 132
Характеристика динамическая автомобиля 165, 166
— карбюратора 108
— кинематическая подвески 262
— скоростная двигателя 38, 39
— скоростная внешняя 39
— Скоростная —Особые режимы работы двигателя 39, 40
— скоростная частичная 39
— подвески 253
— регулировочная двигателя по зажиганию 146
— регулировочная карбюраторного двигателя по составу горючей смеси 116
—; тяговая автомобиля 158
— упругого элемента подвески 253
— экономическая автомобиля 171
Характеристики упругие зависимой рес-. сорной подвески 259
— независимой подвески 263
Ходовая часть — Назначение 8, 238 — см. под названием узлов, ее составляющих, например, Рама, Кузов, Мосты, Колеса
Центрифуга 103
Цикл действительный — Диаграмма газораспределения 34
— Особенности сгорания топлива в карбюраторных двигателях 28, 29
— Особенности сгорания топлива в дизеле 31
— Основные параметры 33
— Показатели индикаторные 34, 35
— Показатели эффективные 36
Процесс расширения 32
Процесс впуска 26
Процесс выпуска 33
Процесс сгорания 28
Процесс сжатия 27
— Теплонсполъзованйе в двигателях 37■
— Характеристика скоростная 38, 39
Цикл теоретический — Определение 19
Оценочные параметры 24, 25
Процесс впуска 20
Процесс выпуска 23
Процесс расширения 23
Процесс сгорания 21
Процесс сжатия 21
Термодинамический анализ 25
Цилиндр главный тормозного привода 304—306
Цилиндры колесные тормозного привода 306 ч'
Шатун 66 — Расчет 67, 68
Шатунио-иоршиевая группа — Назна- ' ченне 45_
Шейки коренные 69
— шатунные 69
Шина 249 — Выбор типа и размеров 249
— обозначение размерен 249
Ширина полосы движения 280
Щеки 69
Экономайзер 112, 115
Экономичность топливная 11, 171, 172
Электрооборудование автомобиля 324 —
336 — см. также под его названием, Например, Аккумуляторная батарея Генератор, Фары
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Введение ' 5
Краткая история развития автомобиля и автомобилестроения в .СССР5
Общее устройство автомобиля 7
Подвижной состав автомобильного транспорта 8
Классификация автомобилей основных типов 10
Эксплуатационные свойства автомобиля 11
Общая компоновка автомобиля ,13
Часть перваяТЕОРИЯ, КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Раздел первый. ОСНОВЫ ТЕОРИИ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава I. Начальные сведения об устройстве и рабочих процессах авто
мобильных двигателей 15
Схема и основные геометрические параметры двигателя15
Рабочий процесс одноцилиндрового четырехтактного двигателя16
График работы двигателя . 18
Глава II. Теоретический цикл автомобильного двигателя , . .20
Процесс впуска- ,20
§11. Процесс сжатия 21
v § 12. Процесс сгорания 21
Процессы расширения и выпуска 23
Оценочные параметры цикла . .24
Глава III. Особенности действительных процессов в автомобильном двигателе 26
Процессы впуска и сжатия 26
Процесс сгорания 28
Процессы расширения и выпуска 32
Диаграмма газораспределения 34
Глава IV. Показатели, характеризующие работу двигателя, и его основные параметры , , 34
Индикаторные показатели действительного цикла ..,,,....34
Эффективные показатели работы двигателя. Определение его основных размеров 36
Теплоиспользование в двигателях ..37
Скоростная характеристика двигателя . , ,38
Глава V. Особенности работы многоцилиидровых двигателей 40
Недостатки одноцилиндрового двигателя и начальные сведения о многоцилиндровых двигателях, . 40
Порядок работы двигателей . , , . . 41
Раздел второй. ОСНОВНЫЕ МЕХАНИЗМЫ И СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЯ
Глава VI. Кривошипно-шатунный,механизм. ., 45
Основные части кривошипно-шатунного механизма и их назначение 45
Кинематика кривошипно-шатунногомеханизма 48
Динамика кривошипно-шатунного механизма. . . . .50
Равномерность хода двигателя 53
Уравновешивание двигателя■ . .54
Глава VII. Конструкция и основы расчета деталей кривошипио-шатуиного механизма . .. . 56
Блок цилиндров. , 56
Головка блока цилиндров 58
Поршневая группа . . . , 60
Группа шатуна -66
Группа коленчатого вала . . , , 69
Глава VIII. Механизм газораспределения . , , 72
Работа механизма газораспределения, основные его части и их назначение 72
Проходное сечение ивысотаподъемаклапана 73
Профиль кулачка икинематикамеханизмагазораспределения 74
Время-сечение клапана 76
Динамика механизма газораспределения. Построение характеристики пружины клапана, 77
Глава IX. Конструкция, основы расчета деталей механизма газораспределения 79
Клапанная группа. 79
Группа толкателя 82
Группа распределительного вала 86
Гл а в а X. Система охлаждения ' 89
Общие сведения о системе охлаждения 89
Основные приборы системы жидкостного охлаждения91
Глава XI. Система смазки, 97
Общие сведения о системе смазки 97
Основные приборы системы смазки . 100
Глава XII. Система питания карбюраторного двигателя 106
Общие сведения 106
Начальные сведения о карбюраторе 108
Основные системы и устройства карбюратора: 110
Основные конструктивные особенности современных карбюраторов 114
Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу горючей смеси. . . 116
Ограничитель частоты вращения коленчатого вала 117
Приборы системы питания карбюраторного двигателя . ,,.,,,118
Глава ХШ, Система питания дизеля 123
Общие сведения о питании дизеля 123
Основные приборы и механизмы системы питания дизеля , . , . ,125
1
Глава XIV. Система зажигания й пусковые устройства ........
§ 56. Общие сведения
§ 57. Устройство и работа обычной системы.зажигания . . ... .
§ 58. Контактно-транзисторная система зажигания ........
§ 59. Регулировочная характеристика двигателя по зажиганию .
§ 60. Пусковые устройства
137^
137 Э 137
145 ^
146 '
147
§ 88. Дифференциал . .
§ 89. Смазка главной передачи и дифференциала ;
§ 90. Особенности конструкции и основы расчета основных деталей главной передачи и дифференциала
§ 91. Привод к ведущим колесам ..
229
230
231
236
Глава XV. Некоторые тенденции в развитии конструкций автомобильных .двигателей
1 §61. Токсичность отработавших газов и пути их обезвреживания , , , §62. Впрыск легкого топлива
§ 63. Роторный двигатель ..
§ 64. Газовая турбина
150 J
151 ’
152 >
153
154
. Раздел пятый. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Глава XXII. Несущие системы и мосты
§ 92. Несущие системы
Передний мост
Задний мост
Колеса .
Глава XXIII. Подвеска
238
238
240
244
246
252
Часть вторая .
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ШАССИ ' Раздел третий. ТЯГОВАЯ ДИНАМИКА АВТОМОБИЛЯ
- И ЕГО ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
§96.
§97.
§98.
§99;
Общие сведения, основные определения, условия плавности хода автомобиляj
Зависимые рессорные подвески..
Независимая подвеска.-
Балансирная и пневматическая подвески
Г ла-в а XVI. Внешние силы, действующие иа автомобиль
§65. Сила тяги щ тяговая характеристика автомобиля .........
. § 66. Силы сопротивления движению .'
§ 67, Нормальные реакции дороги-
Гл а в а XVII. Тиговые качества автомобиля и его топливная экономичность
§ 68. Тяговый баланс автомобиля
.§ 69. Мощностной баланс автомобиля .'
§ 70. Динамическая характеристика автомобиля .
§ 71. Показатели разгона автомобиля'?.
§ 72. Тяговый расчет автомобиля
§73. Топливная экономичность автомобиля
156
156
159
161
162
162
164
165
167
169
171
Раздел четвертый. ТРАНСМИССИЯ АВТОМОБИЛЯ
Глава XVIII. Сцепление
§ 74. Назначение и типы сцеплений
§ 75. Общее устройство и принцип действия фрикционного сцепления
§ 76. Конструкция и основы расчета типовых элементов фрикционных сцеплений
* § 77. Приводы сцепления
173
173
173
jit
176
183
§ 100. Амортизаторы . .
Раздел шеетой. БЕЗОПАСНОСТЬ И ПРОХОДИМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Глава XXIV. Безопасность автомобиля
§ 101. Управляемость автомобиля . . .
§ 102. Устойчивость автомобиля'
§ 103. Тормозные свойства автомобиля-
Глава X XV. Проходимость автомобиля § 104. Геометрические параметры проходимости
§ 105. Опорно-сцепные параметры проходимости
Раздел седьмой. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЕМ
Глава XXVI. Рулевое управление . , . . ,. . . .
§ 106. Общие сведения ......'
§ 107. Рулевой привод
§ 108. Рулевые механизмы . 1
§ 109. Усилитель рулевого управления
Глава XXVI1. Тормозные системы . . . .
252
254
260
264
266
268 '
268
274
276
278
278
280
Глава XIX. Коробка передач.. . .
§ 78. Общее устройство и работа механической коробки передач^. . .
§ 79. Зубчатые муфты с синхронизаторами . .
§ 80. Механизм управления коробкой передач
§ 81. Особенности конструкции и элементы расчета главных деталей коробки передач '
§ 82. Гидромеханическая передача-
Глава XX. Кардаииая передача
§ 83. Общие сведения о карданной передаче.
§ 84. Особенности конструкции элементов карданной пёредачи’и основы
.их расчета
Глава XXI. Главиаи передача, дифференциал и привод к ведущим колесам
- § 85. Общие сведения о главной передаче . .-
. л 86. Одинарная главная передача
g 87. Двойная главная передача ,
350''
187 .
187
190
193
194
206 .
■ 212 -212
213
220 -
220
223 -
226
§
§
§
§
§
ПО.
111.
112.
113.
114.
Общие сведения . . .
Колодочные тормоза рабочей тормозной системы ._ Гидравлический тормозной привод Пневматический тормозной привод *.. .
Стояночная тормозная система
•Раздел восьмой. КУЗОВА. ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ И ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ
■-ОБОРУДОВАНИЕ АВТОМОБИЛЕЙ
Глава XXVIII. Кузова и дополнительное оборудование автомобилей . . .
§ 115. Кузова легковых автомобилей и автобусов .. .
§ 116. Кузова грузовых автомобилей и дополнительное оборудование
Глава XXIX. Электрооборудование автомобиля•
§ § §
Обйще сведения
Источники тока
119. Приборы наружного освещения, световой й звуковой сигнализации. Стеклоочиститель . . . . ............
„ 120. Контрольно-измерительные приборы и предохранители . . . . 'Пред^метный указатель..,.
§
283
283 .
285
288
293 ,
296
, 296
297
304 ■ ■
310
- 315.
318
318
319
324
324
325
330
337
342
351
К 529.113.001(075) Г22
Рецензенты; инженеры А. Н. Вержбицкий и А. М. Семикопенко
Гаспарянц Г. А.
31803.-22331803.-223LKALKAГ22 Конструкция, основы теории и расчета автомобиля: Учебник для машиностроительных техникумов по специальности «Автомобилестроение». — М.: Машиностроение, 1978. — 351 с., ил. Впер.! 1 р. Юк.
31803.-223
31803.-223
LKA
LKA
ББК 39.33 ■6Т2.1
© Издательство «Машиностроение», 1978 г.