ОТ АВТОРА

комство с ними, с их достоинствами и недостатками весьма полезнокомство с ними, с их достоинствами и недостатками весьма полезно

комство с ними, с их достоинствами и недостатками весьма полезно

комство с ними, с их достоинствами и недостатками весьма полезно

Настоящая работа является опытом систематического и обобщенного изложения вопросов, связанных с проектированием и расчетами мото

цикла.

Технология производства не входила в план данной работы, теория же мотоцикла рассмотрена в ней весьма кратко, так как обе эти темы могут быть развиты с достаточной полнотой только в специальных монографиях. Ввиду невозможности увеличения объема книги изложение теории ограничено преимущественно вопросами динамики мотоцикла, имеющими непосредственную связь с практическим проектированием.

При выборе конкретных примеров исполненных конструкций мотоциклов и их узлов автор исходил из убеждения, что изучению должны быть подвергнуты наиболее характерные конструкции, представляющие

принципиальный интерес, независимо от того состоят ли они в данный момент на производстве, так как понять современные тенденции мото- циклостроения можно только в их последовательном историческом развитии. С этой точки зрения наряду с новейшими конструкциями могут быть поучительны даже оставленные в настоящее время конструкции, так как они нередко оживают в новой, более совершенной, форме и зна

ОГЛАВЛЕНИЕ

Частьпервая

Мотоцикл как средство транспорта Глава I. Основные типы мотоциклов ,

Классификация мотоциклов 7

Общая компоновка и основные механизмы мотоцикла 13

Габаритные размеры мотоцикла . 22

Распределение нагрузки на переднее и заднее колеса 25

Центр тяжести мотоцикла'—

Глава II. Динамика мотоцикла

Определение . 28

Характеристика двигателя . . . —

Мощность, подводимая к заднему колесу .. 33

Сопротивление качению35

Сопротивление воздуха 36

Рабочий баланс мотоцикла и запас мощности . . •39

Движение мотоцикла на подъеме . . . 41

Ускерение мотоцикла44

Время разгона мотоцикла 46

Экспериментальное определение времени разгона и ускорения мотоцикла 51

Путь разгона мотоцикла 54

Тяговая характеристика мотоцикла 56

Предельная сила тяги 62

Выбор мощности двигателя64

Часть вторая

Двигатель мотоцикла

Глава III. Основные параметры мотоциклетного двигателя

Характерные особенности мотоциклетных двигателей 65

Конструктивное оформление мотоциклетного двигателя . . . . . 66

Определение основных размеров двигателя 81

Приспособляемость двигателя к изменению нагрузки ...... 85

Выбор числа оборотов двигателя. Коэфициент многооборотности 88

Глава IV. Тепловые процессы мотоциклетного двигателя

Индикаторные диаграммы мотоциклетных двигателей 90

Построение индикаторной диаграммы 95

Общие замечания о тепловом расчете . • . . . 103

Примеры тепловых расчетов четырехтактных двигателей . . . . 105

Тепловой расчет двухтактного двигателя . 112

4

* Глава V. Конструкция и расчет деталей кривошипного механизма

Силы, действующие в кривошипном механизме мотоциклетного

двигателя117

Цилиндры•. . . . 124

Охлаждающие ребрацилиндра138

Поршни

Поршневые кольца .. •159

Поршневые пальцы ,. 155

Шатуны

Коленчатые валы 164

Маховики .175

Картер двигателя181

Глава VI. Уравновешивание двигателя Г- •'

Силы инерции вращающихся и прямолинейно движущихся частей кривошипного механизма .•187

Уравновешивание одноцилиндрового двигателя191

Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя . . . 193

Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежащими цилиндрами . . • . ".196

Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с параллельными цилиндрами

Глава VII. Распределительный механизм

198206210213217225228234244246198206210213217225228234244246249258249258Конструктивный обзор . . . . •

198

206

210

213

217

225

228

234

244

246

198

206

210

213

217

225

228

234

244

246

249

258

249

258

Клапаны

Толкатели, рокеры и коромысла

фазы распределения

Профили кулачков

Скорости ускорения и силы инерции клапанного механизма . . .

Клапанные пружины

Распредел -ние двухтактных двигателей. Расчет окон

Декомпрессоры ,,

Выхлопные трубы и глушители.. .

Глава VIII. Смазка двигателя

Системы смазки

Масляные насосы•. . .

Глава IX. Топливная система

Подача топлива 262

Подбор карбюратора 263

Моитаж карбюратора на мотоцикле .266

Глава X. Зажигание и электрооборудование мотоцикла

Свечи для мотоциклетных двигателей267

Системы зажигания и электрооборудования . . •270

Часть третья

Силовая передача

Глава XI. Трансмиссия мотоцикла

Передача крутящего момента двигателя на заднее колесо . . . . 277

Детали цепной передачи ,280

Карданная передача и ее детали 289

Глава XII. Перемена передач

Классификация и конструктивный обзор коробок передач , . ■ , 300

Крепление коробки передач•. . . . • • . • . . . 316

Механизмы переключения передач (ручные и ножные)317

Стартер323

Расчет передаточных отношений .325

Расчет коробки передач на прочность333

Глава XIII. Сцепление

Конструкция механизмов сцепления340

Расчет дискового сцепления 345

Часть четвертая

Ходовая часть мотоцикла

Глава XIV. Рамы

Трубчатые рамы 348

Рамы из листовой стали'354

Рамы смешанной конструкции —

Задняя рессорная подвеска рамы357

Проектирование рамы••358

Глава XV. Передняя вилка и рулевое управление

Конструктивный обзор• 362

Кинематика передней вилки 370

Рулевое управление и кинематика поворота373

Условия равновесия мотоцикла на повороте379

Амортизаторы и демпферы 383

Проектирование передней вилки 389

Глава XVI. Колеса

Конструкция колес391

Обода392

Спицы393

Ступицы, подшипникииоси394

Глава XVII. Тормоза

Типы и конструкции тормозов398

Расчет тормозов403

Глава XVIII. Прицепки к мотоциклам

Конструкция колясочных рам и крепление их к мотоциклу . . . 407

Влияние прицепки на динамику мотоцикла 412

ЧАСТЬ ПЕРВАЯ

МОТОЦИКЛ КАК СРЕДСТВО ТРАНСПОРТА

■==- ""=

Г Л A BA I

ОСНОВНЫЕ ТИПЫ МОТОЦИКЛОВ

Классификация мотоциклов

В основу классификации современных мотоциклов могут быть положены разные признаки. С точки зрения конструктора наиболее целесообразно подразделить мотоциклы на несколько характерных групп, исходя из их назначения, так как именно в зависимости от назначения машины и условий, в которых она будет работать, могут быть правильно оценены и различные конструктивные особенности механизма.

Сами по себе конструктивные признаки, взятые вне связи с указан

ными выше условиями, представляются недостаточными, и основанная на них классификация имела бы чисто формальный характер, лишенный практического значения. Упуская из виду назначение машины, нельзя произвести сравнительную оценку различных вариантов конструкции и выбрать из них наиболее целесообразный. Нельзя, например, утверждать, что четырехтактный двигатель для мотоцикла лучше двухтактного, что конструкция двигателя с верхними клапанами во всех случаях дает лучшие результаты, чем боковое расположение клапанов и т. п.

Только приняв в соображение весь комплекс условий работы проектируемой машины, а также производственные возможности и навыки завода, можно с достаточным обоснованием высказаться в пользу той или другой конструкции и должным образом ее оценить.

Поэтому, если мы хотим, чтобы классификация была не просто кабинетной схемой, но и рабочим орудием в руках проектировщика,

следует в основу ее положить назначение мотоцикла и в зависимости от него наметить конструктивные признаки. С этой точки зрения

можно разделить мотоциклы на три характерные группы:

дорожно-транспортный тип машины, предназначенный Для нормальной эксплоатации с переменным режимом работы, преимущественно на средних оборотах двигателя, с неполной нагрузкой, и рассчитанный на продолжительный срок службы без ремонта (touring model), рис. 1;

спортивный тип мотоцикла с повышенной динамикой и проходимостью, рассчитанный на продолжительную напряженную работу, близкую к полной мощности, но пригодный и для нормальной эксплоатации (sports model), рис. 2;

* ' . 7

Рис. 1. Дорожно-транспортный мотоцикл.

Рис. 2. Спортивный мотоцикл.

мотоциклы специального назначения, т. е. приспособленные' для тех или других особых целей, например гоночные (racing), вездеходы, пожарные, санитарные и пр. — рис. 3.

Наибольшее практическое значение из перечисленных имеет, конечно, первый тип, который мы называем транспортным или дорожным.

Главными конструктивными требованиями, предъявляемыми к этой категории машин, являются: простота и надежность конструкции, нетре-

бовательность в отношении ухода и регулировки, максимальная доступность всех частей машины и удобство их осмотра, демонтажа и монтажа. С производственной стороны мотоциклы этого типа должны удовлетворять требованиям крупно-серийного или массового производства в целях снижения стоимости и удовлетворения широкого круга потребителей.

ррОбычно машины этого типа снабжаются двухтактными или четырехтактными двигателями, причем в пределах до 250 ел? рабочего объема цилиндра двухтактные двигатели, как более простые и дешевые, являются преобладающими. Степень сжатия выбирается с расчетом на применение в качестве топлива бензина второго сорта, т. е. в пределах от 5 до 5,5 для четырехтактных двигателей и от 6 до 6,5 для двух-

р

р

в цилиндре боль-в цилиндре боль-тактных, менее склонных к детонации ввиду наличия шого количества остаточных газов.

в цилиндре боль-

в цилиндре боль-

мотоциклов этой современном конмотоциклов этой современном конОставляя подробную характеристику двигателей группы до следующей главы, отметим пока, что в

мотоциклов этой современном кон

мотоциклов этой современном кон

структивном оформлении они развивают мощность около 30 л. с. на 1 литр рабочего объема цилиндра при 3500—4500 об мин., что обеспечивает хорошие динамические качества машины и вполне достаточ-

ные максимальные скорости.

Мотоциклы спортивного типа рассчитаны на более квалифицированный и менее широкий круг потребителей, вследствие чего здесь вполне допустимо некоторое усложнение конструкции, в частности, например, применение верхних клапанов, дающих лучший коэфициент наполнения цилиндра и повышенную мощность. Машины этой группы снабжаются по большей части четырехтактными, форсированными двигателями со степенями сжатия 6,5—-7,5, дающими 50—60 л. с. на 1 литр рабочего объема цилиндра при 5000—6000 об/мин. В соответствии с большим запасом мощности повышаются, конечно, динамические свойства машины и максимально достижимые скорости, но применяемые высокие степени сжатия требуют топлива с повышенными антидетонационными свойствами, например бензино-бензольных смесей.

Специально-гоночный тип машин надо считать непригодным для нормальной эксплоатации, тем не менее он представляет большой технический и теоретический интерес, так как позволяет судить о предельных возможностях форсировки двигателя и осветить целый ряд вопросов, поддающихся только экспериментальному разрешению. Машины этой группы развивают мощность до 80—90 л. с. на 1 литр объема цилиндра при 6000—7000 об/мин., а при наличии нагнетателя — свыше 100 л. с. Необходимые для этого степени сжатия лежат в пределах от 8'до 12. Подобные двигатели могут работать только на специальных смесях, изготовленных на спиртовой основе.

Таковы три основных технических подразделения, которые охватывают все существующие разновидности современных мотоциклов и непосредственно касаются проектировщика, так как отнесение машины к той или иной группе определяет не только характеристику двигателя, но и другие существенные элементы конструкции: выбор передаточных отношений в коробке передач, тип передней вилки, размеры колес и шин, расположение и форму органов управления, способ посадки водителя и пр.

В рамках каждого из указанных трех подразделений предлагаемой классификации могут быть намечены дальнейшие группы, объединяющие ^наиболее характерные конструктивные признаки. С точки зрения проектировщика и конструктора представляют интерес следующие.

Рабочий процесс двигателя. По выполнению рабочего процесса двигателя мотоциклы разделяются на двухтактные и четырехтактные, причем и в том и в другом случае применяется почти исключительно воздушное охлаждение. Мотоциклетные конструкции с водяным охлаждением насчитываются единицами и не могут считаться типичными. Ввиду затруднительности воздушного охлаждения двухтактных двигателей при значительных диаметрах цилиндра и повышенного расхода горючего, двигатели этого рода строятся преимущественно с рабочим объемом до 250 с,и3 и во всяком случае не свыше 350 см3. Двухтактные двигатели с большим объемом являются редким исключением. Но в указанных пределах, т. е. до 250 см3, двухтактные двигатели для мотоциклов занимают господствующее положение. Мотоциклы этого типа редко применяются для целей спорта, основное их назначение — повседневные разъезды на небольшие расстояния, и в этих условиях двухтактный двигатель вполне целесообразен вследствие простоты конструкции, нетребовательности в отношении ухода, малого веса и сравнительно низкой производственной стоимости.

С увеличением рабочего объема цилиндра, начиная с 350 см3, двигатели мотоциклов выполняются почти исключительно четырехтактными, которые дают при более значительных размерах цилиндра лучшие показатели.

Число цилиндров. Число цилиндров двигателя также является довольно существенным признаком классификации мотоциклов, отражающимся на общей компоновке машины, и потому должно быть сразу же обдумано конструктором. Практика мирового мотостроения дает в этом отношении следующие указания. На мотоциклах устанавливаются одноцилиндровые, двухцилиндровые и четырехцилиндровые двигатели. Основной и преобладающий тип мотоцикла — одноцилиндровый. К нему относится до 85% всех мотоциклов. При рабочем объеме свыше 500—600 см3 двигатель выполняют обычно двухцилиндровым, иногда — четырехцилиндровым. По отношению к общему количеству двухцилиндровые машины составляют около 14% и четырехцилиндровые около 2% (по данным предвоенного периода).

Не входя здесь в подробную сравнительную оценку каждого из перечисленных типов (см. об этом в отделе «Двигатель»), отметим только, что приведенная статистика дает конструктору совершенно определенное указание: считаясь с основным назначением мотоцикла, как массового общедоступного транспортного средства, следует выбирать 10

наиболее простую конструкцию, т. е. по возможности одноцилиндровый двигатель (что всегда возможно, если заданный объем цилиндра не превышает 600 м3), если нет особых причин для увеличения числа цилиндров.

рабочий объем цилиндров (В целях сравнения между собой мотоциклов при различных испытаниях принято делить их на несколько классов по рабочему объему цилиндров двигателя, а именно: 75 ЮО, 125, 175, 250, 350, 500, 750 и 1000 см».

’ Классификация эта, имевшая первоначально только спортивное значение, отразилась и на конструктивных размерах двигателей, по крайней мере спортивных мотоциклов, которые строятся, как правило, с таким расчетом, чтобы рабочий объем цилиндров был возможно ближе к указанным выше числам. Что касается дорожных мотоциклов, то для них это требование не имеет значения, и с течением времени нашли применение промежуточные объемы —150, 200, 300,400 и 600 см5, а также свыше 1000 см».

Так как рабочий объем цилиндра определяет собой, при прочих равных условиях, мощность двигателя, а в связи с этим размеры и вес всей машины и возможную скорость движения, то, обобщая предыдущие сведения, можно подразделить мотоциклы на следующие четыре группы:

Сверхлегкий тип

Vk♦от 75 до 125 см^

Число цилиндров1

Двигатель двухтактный Вес мотоцикла 60—80кг

Максим, скорость 60—70км^ч.

Легкий тип

Vh. от 150до 250см?

Число цилиндров . '. .......... 1

Вес мотоцикла . . 120—140 кг

Двигатель преимущественно двухтактный, иногда четырехтактный

Максим, скорость 80—90 км/ч.

Средний тип

Vk ...... от 350 до 500 см?

Число цилиндров 1 (иногда 2)

Двигатель четырехтактный (как исключение — двухтактный)

Вес мотоцикла 150—170 кг

Максим, скорость100—НО км1ч.

Тяжелыйтип

Vkот 600 до 1300 м8

Число цилиндров 2 или 4 (для мотоц. 600 см? — 1 или 2)

Двигатель четырехтактный

Вес мотоцикла • 180—250 кг

Максим, скоростьНО—130 км[ч.

(Скорости^указаны для серийных мотоциклов).

Из^ приведенных данных видно, что вес современных мотоциклов весьма значителен и по мере оснащения мотоцикла всякого рода добавочным ’оборудованием, имеет тенденцию к дальнейшему росту. Между

тем со всех точек зрения — и с эксплоатационной, и с производственной—желательно, напротив, возможное уменьшение веса, и конструктор должен всегда иметь это в виду.

Однако снижение веса является очень трудной задачей: вес приходится убавлять граммами, Экономя по 5—10 2 на каждой отдельной детали. Более значительный эффект дает применение легких металлов. Каких результатов можно достичь в этом направлении, показывает, например, работа английского завода „Триумф" над военной моделью мотоцикла 350 см\ Путем применения ряда деталей из легких сплавов удалось довести вес этой машины до 104 кг, то есть снизить его нас\эЗО°/о.

Рис. 4. Мотоцикл с боковой прицепкой.

Мотоциклы-одиночки и с прицепками. Мотоциклы среднего и тяжелого типов обладают достаточным запасом мощности для того, чтобы не только нести груз непосредственно на своей раме, но и тянуть его при помощи специального дополнительного экипажа — прицепной тележки того или другого устройства. Такая прицепка крепится к раме мотоцикла, слева или справа, и превращает его из одноколейного в двухколейный экипаж (рис. 4). В остальном она не вносит в конструкцию мотоцикла никаких изменений, за исключением пониженного передаточного отношения между двигателем и задним колесом. Крепление тележки выполняется обычно легкоразъемным, чтобы при желании она могла быть отнята от мотоцикла. Присоединение к мотоциклам .прицепных тележек значительно расширяет область применения мотоцикла и его транспортные возможности. Соответственно целям, для которых они предназначаются, прицепки к мотоциклам отличаются

большим разнообразием. На рис. 4 показан обыкновенный тип коляски, предназначенный для перевозки пассажиров. Наряду с этим применяются прицепки специального назначения, приспособленные для перевозки всевозможных легких грузов, почты, сельскохозяйственных продуктов, противопожарных средств и т. п.

Общая компоновка и основные механизмы мотоцикла

При проектировании мотоцикла конструктору приходится считаться с наличием нескольких основных групп механизмов, обязательных для всякой современной машины и подлежащих размещению в определенных габаритах и в определенной связи друг с другом. Группы эти следующие: а) двигатель; б) силовая передача, включающая в себя механизм сцепления, коробку передач с пусковым приспособлением (стартером) и трансмиссию, передающую крутящий момент от двигателя к коробке передач и от коробки передач к заднему колесу; в) ходовая часть, состоящая из рамы, колес, передней рессорной вилки, вращаемой с помощью руля, седла и подножек для водителя, багажника, инструментального ящика и грязевых щитов; г) система питан ия двигателя, то есть бак для топлива, емкостью 10 —15 литров, карбюратор и бензинопровод; д) смазочная система, состоящая из масляного бака, насоса и маслопроводов; е) система зажигания и электрооборудования, включающая в себя магнето или генератор постоянного тока (или то и другое вместе), аккумуляторную батарею, фары, звуковой сигнал и контрольные приборы; ж) система выпуска отработавших газов, состоящая из одной или двух выхлопных труб с общим или отдельными глушителями; и з) механизмы у п р а- • в л е н и я, т. е. манетки дросселя, воздушной заслонки и опережения зажигания, ручной или ножной рычаг для переключения передач, рычаг или педаль сцепления и тормозы. Общепринятое расположение перечисленных групп механизмов достаточно ясно видно на рис. 1—3 и поясняется дальнейшими схемами.

Из рассмотрения этих иллюстраций следует, что двигатель устанавливается внизу средней части рамы таким образом, чтобы сторона выхлопа, наиболее горячая, была обращена вперед по движению машины и, следовательно, подвергалась более интенсивному охлаждению, а карбюратор крепится с- противоположной стороны цилиндра. Попытки помещать двигатель другими способами не имели успеха. Последняя из этих попыток была сделана в 20-х годах германской фирмой Megola, выпустившей мотоциклы с пятицилиндровым звездообразным двигателем (640 см4), установленным на ступице переднего колеса, которое таким образом и было ведущим. Однако мотоциклы этого типа не удержались в производстве.

Расположение двигателя относительно продольной оси рамы обусловлено избранным типом силовой передачи: при цепной передаче — ось коленчатого вала двигателя для упрощения конструкции должна быть к Раллельна оси заднего ведущего колеса, т. е. перпендикулярна продольной оси рамы. При этом трансмиссия от двигателя к коробке редач выполняется также цепной или несколькими цилиндрическими ■L шестернями.

Рис. 5. Схемы расположения одноцилиндрового двигателя: а) при цепной передаче, б) при карданной передаче.

Рис. 7. Мотоцикл с одноцилиндровым двигателем и карданной передачей.

Рис. 8. Схемы расположения двухцилиндровых V-образных и горизонтальных двигателей при цепной и карданной передачах.

Рис. 9. Схемы расположения двухцилиндрового двигателя с параллельными цилиндрами при цепной и карданной передачах.

линейным двигателемлинейным двигателем

линейным двигателем

линейным двигателем

При карданной передаче ось коленчатого вала двигателя целесообразно располагать параллельно продольной оси рамы, причем вращающее усилие сообщается заднему колесу через пару конических шестерен.

Схемы расположения одноцилиндрового двигателя, в зависимости от типа силовой передачи, представлены на рис. 5. При этом ось цилиндра устанавливается вертикально, как на рис. 1—3 или с наклоном вперед, как на рис. 6. Последнее вызывается либо стремлением распределить более равномерно нагрузку между передним и задним колесами, либо конструктивными соображениями, например, желанием облегчать монтаж головки цилиндра, которая при достаточной высоте двигателя упирается в бак, обеспечить доступность к клапанам, увеличить клиренс и т. п. Рис. 7 дает общее представление о компоновке мотоцикла с одноцилиндровым двигателем при карданной передаче.

ности на коробку передач производится от одного из них. Схемы а и б относятся к первому типу двигателя, схемы в и г—ко второму типу при цепной и карданной передачах. Лучшими из них являются схемы а при цепной передаче и г — при карданной.

Четырехцилиндровые двигатели, в зависимости от их кон

струкции, могут быть расположены по одной из схем, приведенных на рис. 12. При обычном линейном расположении цилиндров в один ряд двигатель размещают вдоль оси рамы (схемы а и б) как при цепной, так и при карданной передаче, причем в случае цепной передачи привод от двигателя к коробке передач выполняется посредством пары конических шестерен.

Общий вид мотоцикла с четырехцилиндровым и цепной передачей представлен на рис. 13.

Рис. 10. Мотоцикл с двухцилиндровым горизонтальным двигателем и цепной передачей.

Различные схемы расположения двухцилиндровых двигателей даны на рис. 8 и 9.

Рис. 8 изображает схемы V-образных и горизонтальных двигателей при цепной и карданной передачах. Из них наибольшее распространение имеют схемы а и г. Схему в, т. е. горизонтальный двигатель при цепной передаче, иллюстрирует также рис. 10. Эта схема обладает тем недостатком, что требует специальной удлиненной конструкции рамы ввиду значительной длины двигателя, и ставит задний цилиндр в неблагоприятные условия в смысле охлаждения. Схема г, применяемая при карданной передаче, лишена этих недостатков, но цилиндры выступают в стороны, легко забрасываются грязью и плохо защищены на случай падения (рис. 11).

На рис. 9 представлены четыре возможных схемы расположения двухцилиндрового двигателя с вертикальными параллельными цилиндрами. Этот двигатель может быть выполнен с одним коленчатым валом, на который действуют шатуны обоих цилиндров, или с двумя параллельными валами, соединенными между собой парой зубчатых колес. В последнем случае валы вращаются в разные стороны, и отбор мош- 16

Основным недостатком такой схемы, помимо удлинения базы мотоцикла, является плохое охлаждение задних цилиндров. Этот недостаток может быть устранен либо устройством искусственного охлаждения от вентилятора, либо расположением двигателя поперек рамы, что практи-

чески возможно только при очень малых размерах цилиндров.

Схемы в и г иллюстрируют расположение так называемого „кв др - О ^ ного“ четырехцилиндрового двигателя с двумя коленчатым

Ох связанными парой цилиндрических шестерен (см. стр. 79), схем _ _ Э расположение сдвоенного V-образного двигателя, и последняя схемД расположение четырехцилиндрового горизонтального двигателя.

вид мотоцикла, выполненного по последней схеме, представлен на фиг. .

| Коробка передач вместе с муфтой сцепления и старт р , если она выполняется в виде отдельного агрегата, крепится к р

«А непосредственно позади двигателя или приболчивается к самому двига- ^^телю (Вполублокированная“ конструкция). Весьма часто, однако, она составляет единый блок с двигателем, что с чисто конструктивной сто- ^ РОНЫ можно признать более правильным, но с производственно-эконо- *V* мической не всегда оказывается выгодным, так как при этом отпадает возможность производства коробок передвч— на специальном заводе,

* А. М. Иеруеаднмокий SISI

■feIs** IW;

Рис. 12. Схемы расположения четырёхцилиндровых двигателей при цепной и карданной передачах.

Рис. 13. Мотоцикл с четырёхцилиндровым линейным двигателем и цепной передачей.

Рис. 14. Мотоцикл с четырёхцилиндровым горизонтальным двигателем и карданной передачей.

?ис. 15. Пример расположения выхлопных труб V-образного двигателя. *

по принципу кооперации. Место над коробкой передач, позади двигателя используется обыкновенно для помещения аккумуляторной батареи или масляного бака, или даже того и другого вместе.

При циркуляционной смазке двигателя, получившей в настоящее время широкое распространение, емкость масляного бака должна быть довольно значительна (2—4 литра), и потому устройство его в виде небольшого отделения в бензиновом баке, практиковавшееся раньше, в настоящее время оставлено, тем более, что оно уменьшает вместимость топливного бака, усложняет его устройство и вызывает необходимость в длинных масляных трубках, всегда нежелательных. Таким образом, на современных машинах масляный бак отделяется от бензинового и помещается обыкновенно так, как показано на рис. 1 и 2. Наиболее радикальным и компактным решением задачи является выполнение масляного резервуара в общей отливке с картером, причем совершенно отпадает надобность во внешних маслопроводах.

Расположение и современные формы топливного бака видны на вышеприведенных иллюстрациях и не нуждаются в комментариях.

Приборы зажи гания и электрооборудования современного мотоцикла довольно многочисленны, и размещение их требует от конструктора серьезного внимания еще до проектировки двигателя. Площадка для магнето предусматривается на самом картере двигателя, обычно позади цилиндров. Это же место может быть использовано для помещения динамо в случае батарейного зажигания, или магдино, если таковое предполагается. При раздельных системах зажигания и освещения возникает необходимость найти удобное место для динамо. Таковым, повидимому, является передняя часть картера, где может быть устроено специальное гнездо или лапы для крепления динамо.

Для двухтактных мотоциклов вполне рациональное решение задачи дает помещение генератора или магнето в маховике двигателя.

Расположение фар не вызывает сомнений и понятно из рисунков; что касается звукового сигнала, то его помещают самым разнообразным образом — на передней вилке, на раме, под баком и пр. Интересное решение можно отметить на мотоциклах Цюндапп (рис. 14), где для сигнала предусмотрено специальное гнездо в передней части штампованной рамы. Наконец, щиток с контрольными приборами помещается на верхней части топливного бака, на руле или в корпусе фары.

Выхлопная система мотоцикла, как это видно из прилагаемых иллюстраций, занимает относительно очень много места, а конфигурация и расположение ее элементов играют немаловажную роль в общей компоновке и стиле машины. Обыкновенно выхлопная труба направляется от цилиндра вперед, плавно загибается вниз и далее идет по прямому направлению, ниже подножек, до глушителя, конец которого доходит, по крайней мере, до оси заднего колеса. При таком расположении выхлопные трубы меньше всего мешают доступу к остальным частям машины. На спортивных мотоциклах глушитель нередко поднимают выше оси заднего колеса, изгибая соответствующим образом выхлопную трубу. Это увеличивает проходимость машины по бездорожью, но несколько затрудняет доступ к двигателю. В целях возможного уменьшения сопротивления выпуску отработавших газов, быстрого их расширения и бесшумности выхлопа, часто применяют два глушителя 20

две выхлопных трубы, проводя их симметрично по обеим сторонам Иашины. Такое расположение весьма удобно также при двухцилиндро- ом горизонтальном двигателе, помещенном поперек рамы (рис. 11). В случае V-образного двигателя затруднения возникают с выхлопной трубой заднего цилиндра: трудно придать ей плавные очертания и не заградить одновременно доступ к лежащим за нею агрегатам. Чтобы избежать резких поворотов струи отходящих газов, в этом случае тоже

нередко применяют два глушителя, располагая их один выше другого с правой стороны машины. Другое возможное решение с одним обшим глушителем показано на рис. 15. Оставляя двигатель совершенно открытым, эта конструкция с производственной стороны имеет еще то преимущество, что отливки обоих цилиндров могут быть

одинаковы.

Переходя, наконец, к последней группе механизмов мотоцикла— к органам управления,— надо прежде всего отметить, что необходимость однообразия в этом отношении может считаться очевидной; отступления от него не только затрудняют переход водителя от одной машины к другой, но могут быть и прямой причиной аварий, так как безопасность езды требует автоматизма всех действий водителя, вырабатываемого привычкой.

Многолетняя зарубежная практика пришла на этот счет к определенным правилам, сделавшимся общепринятыми и нашедшими отражение в соответствующих стандартах).

Аналогичный стандарт утвержден и для отечественной мотоциклетной промышленности (ГОСТ 3185). Содержание его иллюстрируется рис. 16 и заключается в следующем.

Дроссель карбюратора управляется вращающейся рукояткой, расположенной на правом конце руля. Открытие дросселя производится поворотом рукоятки „на себя" (т. е. против часовой стрелки, смотря с правой стороны по ходу мотоцикла).

Корректор карбюратора (воздушная заслонка или обогатительная игла, если таковые предусмотрены в конструкции карбюратора) открывается манеткой, расположенной на правой стороне руля, поворотом „на себя".

Опережение зажигания управляется манеткой или вращающейся рукояткой, расположенными на левой стороне руля. Раннее зажигание получается, вращением рукоятки „на себя" или поворотом манетки „от себя".

Декомпрессор, если таковой предусмотрен в конструкции двигателя, управляется рычагом, помещенным на левой стороне руля.

Передний тормоз управляется рычагом, расположенным на правой стороне руля.

Педаль заднего тормоза помещается возле правой подножки и приводится в действие нажимом вниз (носком ноги).

Сцепление управляется ручным рычагом на левой стороне руля.

Переключение передач производится правым ручным рычагом или ножной педалью, расположенной с левой стороны мотоцикла. Для пере- ключения передач с первой на последующие ручной рычаг передвигается

вперед, а педаль поднимается носком ноги вверх. Подобное же расположение органов управления было стандартным в германской мотоциклетной промышленности.

сцеплениясцеплениядекомпрессорадекомпрессораКнопка сигналаКнопка сигналаПереключатель светаПереключатель светаРис. 16. Расположение органов управления по ГОСТ 3185.Рис. 16. Расположение органов управления по ГОСТ 3185.ПедалЬ тормоза заднего КолесаПедалЬ тормоза заднего КолесаСтае тормоза переднего колесаСтае тормоза переднего колесаРЬтаг ручного пере ключения передайРЬтаг ручного пере ключения передайПедалЬ ноокного переключения передачПедалЬ ноокного переключения передачМонетка воздушного корректораМонетка воздушного корректорарЬтагрЬтагPb/чагPb/чагВращающаяся рукоятка или.

сцепления

сцепления

декомпрессора

декомпрессора

Кнопка сигнала

Кнопка сигнала

Переключатель света

Переключатель света

Рис. 16. Расположение органов управления по ГОСТ 3185.

Рис. 16. Расположение органов управления по ГОСТ 3185.

ПедалЬ тормоза заднего Колеса

ПедалЬ тормоза заднего Колеса

Стае тормоза переднего колеса

Стае тормоза переднего колеса

РЬтаг ручного пере ключения передай

РЬтаг ручного пере ключения передай

ПедалЬ ноокного переключения передач

ПедалЬ ноокного переключения передач

Монетка воздушного корректора

Монетка воздушного корректора

рЬтаг

рЬтаг

Pb/чаг

Pb/чаг

Монетка опережения

Вращающаяся рукоятка газаВращающаяся рукоятка газаГабаритные размеры мотоцикла

Вращающаяся рукоятка газа

Вращающаяся рукоятка газа

Все перечисленные основные механизмы должны быть, как мы сказали, размещены в определенных габаритных размерах, которые также установлены практикой.

На рис. 17 отмечены размеры, имеющие для конструктора наибольшее значение при общей компоновке машины.

Размер I, т. е. расстояние между осями колес, называется базой мотоцикла и определяет собой общую длину машины. Как увидим дальше, с удлинением базы увеличивается и радиус поворота мотоцикла при одном и том же угле отклонения переднего колеса от нейтрального положения, т. е. машина становится менее поворотливой.

Средние размеры базы у мотоциклов:

Сверхлегкого типа/^1250мм

Легкого„Z~1300„•

Среднего,/=^1400„

'Тяжелого„I ^ 1500„

Минимальный размер, встречающийся в выполненных конструкциях — 1220 мм, максимальный —у очень длинных и тяжелых машин доходит m 1580 м^.

При расположении колес в одной плоскости база очевидно равна асстоянию между точками касания колес к поверхности дороги. При РОвороте переднего колеса обе величины изменяются, и равенство между п и нарушается вследствие того, что ось вращения передней вилки наклонна. Таким образом при езде база все время изменяется, что, однако, не имеет практического значения, так как эти изменения не превосходят нескольких миллиметров. Более серьезны, в смысле нарушения устойчивости машины, могут быть изменения базы, вызываемые колебаниями рессорной передней вилки. Как увидим в своем месте, это обстоятельство должно быть учтено в конструкции передней вилки с тем, чтобы при прогибе пружин или рессор база оставалась по возможности неизменной.

—-—-ьн

яj

Рис 17. Габаритные размеры мотоцикла.

Размеры а и Ь, которыми определяется положение средней оси двигателя, в сумме равны очевидно /.

Отношение их 4 = °,8— 0,9 (в среднем 0,85); при наклонном расположении цилиндра или V-образном двигателе

>>■40,9 —1.

О

Таким образом вертикальная ось двигателя почти всегда проходит немного ближе к переднему колесу, чем к заднему.

Высота центра коленчатого вала т^250 мм у машин всех типов, с небольшим отклонением от этой средней цифры в обе стороны. Размер к на схеме характеризует так называемый клиренс, т. е. расстояние низшей точки машины от поверхности дороги в промежутке между колесами. Величина к у выполненных машин колеблется в довольно Широких пределах — от 80 до 200 мм. Имея в виду проходимость машины по плохим дорогам, следует принимать к не менее 125 мм

с учетом деформации шин под нагрузкой. Надо, впрочем, заметить, что имеет значение не только абсолютная величина клиренса, но и отношение его к длине базы /, которое иногда называют коэфициентом проходимости. Для наших дорожных условий желательно, чтобы

Знаком с на рис. 17 обозначен так называемый вылет переднего колеса мотоцикла, т. е. расстояние от точки касания колеса к поверхности дороги до точки пересечения с той же поверхностью оси вращения передней вилки. При движении машины реакция на колесо со стороны дороги приложена в точке касания, лежащей, как видно из чертежа, позади оси вращения вилки. Таким образом создается стабилизирующий момент, стремящийся автоматически вернуть колесо в нейтральное положение при всяком отклонении его под действием случайных сил, которые возникают при ударах колеса о неровности дороги.

Для мотоциклов дорожного типа обычно с = 50 — 70 мм. В некоторых конструкциях передних вилок величина вылета изменяется при прогибе пружин в очень широких пределах, принимая иногда даже отрицательные значения. Это нарушает устойчивость машины и ее способность держать дорогу. Следует поэтому размеры вылета выбирать так, чтобы он оставался положительным даже при наибольшем прогибе пружин передней вилки.

Угол наклона оси передней вилки а лежит в пределах от 60 до 70"; хорошим средним значением является а = 65°.

Длина вилки tZ = 650 — 675 мм.

Радиус колес /-=330— 360 мм, в зависимости от размера применяемых покрышек.

Размеры h, п, е, f и g определяют удобство и вид посадки водителя.

Высота седла h выбирается с таким расчетом, чтобы водитель мог свободно поставить ноги на землю всей ступней. Это требование выполняется при А = 650 — 720 мм. Следует стремиться к нижнему из указанных пределов, не превосходя по возможности h = 700 мм.

Высота подножек д ^ 200 мм.

Показанное на схеме относительное расположение подножек, седла и руля соответствует посадке, которая в настоящее время считается наиболее целесообразной. Вес водителя при ней передается главным образом не на седло, а на подножки, и корпус слегка наклонен вперед- Тряска при этом в значительной мере амортизируется ногами водителя и не передается на позвоночник.

Для получения такой посадки подножки располагаются приблизительно на одной вертикальной линии с передним концом седла, или с небольшим отклонением от нее в обе стороны на величину е~ 50 мм.

Расстояние / от переднего конца седла до середины рукояток руля равно 320 — 350 мм.

Высота рукояток руля от земли g ^ 850 мм.

Поворот руля ограничивается углом около 45° в каждую сторону специальными упорами (ограничителями поворота), так как при бдльшем" угле поворота боковые фермы передней вилки упираются в бак и могут его повредить, особенно при падении.

24

Наряду с вышеописанной применяется иногда и совершенно прямая садка, при которой подножки выносятся вперед так, что середина их овпадает приблизительно с передним краем картера двигателя , рИс, 13); ручки руля сильно отгибаются назад, и размер / уменьшается л о 150 — 200 мм.

Что касается ширины руля р, то она для всех типов машин ограничивается пределами 750 — 850 мм. Следует еще обратить внимание на величину угла f, которым определяется возможность наклонять машину при прохождении виражей. Чтобы избежать зацепления поверхности дороги и возможных ее неровностей выступающими в стороны частями машины, необходимо, чтобы Ду^^б0.

Распределение нагрузки на переднее и заднее колеса

Как собственный, так и общий с водителем вес мотоцикла не является строго постоянной величиной. Так, например, вес машины в 100 кг может при полной заправке горючим и маслом увеличиться до ПО кг, т. е. на 10%. Общий вес такого мотоцикла в зависимости от физических качеств водителя и степени наполнения баков может колебаться в пределах от 165 до 195 кг, т. е. почти на 20%. Указанные колебания веса самой машины и водителя, а также способ его посадки отражаются также и на распределении нагрузки между передним и задним колесами. Поэтому в дальнейшем можно говорить только о некоторых средних нормах, справедливых лишь при определенных условиях.

Изучение с этой точки зрения выполненных конструкций машин приводит к следующим выводам.

Собственный вес заправленного топливом и смазкой мотоцикла распределяется приблизительно поровну на оба колеса.

При нормальной посадке водителя нагрузка на заднее колесо несколько превышает нагрузку переднего колеса; в среднем можно принимать: на заднее колесо — 55°/0, на переднее — 45°/0 общего веса.

Что касается веса самого водителя, то около 2/3 его (60 — 65%) приходится на заднее колесо и около % (35—40%) — на переднее).

Таково распределение нагрузки в статическом состоянии.

При движении оно изменяется, так как реакция крутящего момента, передаваемого заднему колесу, облегчает передок машины. Это уменьшение нагрузки переднего колеса достигает максимального значения на первой передаче и составляет нормально '■—15%, но при весьма форсированном двигателе или большом передаточном отношении может быть гораздо больше.

Обратное явление, т. е. увеличение нагрузки переднего колеса за счет заднего, получается при торможении.

Центр тяжести мотоцикла

Положение центра тяжести мотоцикла должно быть, во-первых, так во, чтобы удовлетворялось указанное в предыдущем параграфе рас- нредедение собственного веса машины приблизительно поровну на оба

колеса, или с превышением на несколько процентов в пользу заднего колеса. Во-вторых, в целях устойчивости машины стремятся получить возможно более низкое расположение центра тяжести, имея, однако, в виду сказанное выше относительно клиренса (§3).

В исследованных нами выполненных конструкциях центр тяжести получался немного выше середины горизонтальной прямой, проведенной через оси колес, т. е. на высоте 350 — 400 мм от земли.

Определить положение центра тяжести исполненного мотоцикла можно взвешиванием его на десятичных весах согласно схеме на рис. 18, т. е. в наклонном положении, для чего демпфер руля затягивается до предела

и под ось переднего колеса подводится соответствующая подставка.

Предварительно определяются нагрузки на переднее колесо Gt и на заднее колесо мотоцикла G2.

Разделив базу I в отношении обратно-пропорциональном нагрузкам Gt и G2, находят место вертикальной прямой, на которой лежит центр

тяжести при расположении колес на горизонтальной плоскости.

Рис. 18. Определение центра тяжести взвешиванием.Рис. 18. Определение центра тяжести взвешиванием.Чтобы найти на этой прямой положение центра тяжести, достаточно вычислить величину h по формуле

Рис. 18. Определение центра тяжести взвешиванием.

Рис. 18. Определение центра тяжести взвешиванием.

а = z(°3-G2)

G-tga *

где G — полный вес мотоцикла,

Оз — показание весов

при наклонной установке мотоцикла и

Высота центра тяжестиВысота центра тяжестиа — угол наклона.

Высота центра тяжести

Высота центра тяжести

Н над уровнем дороги:

Н = к-^гм

где гА— радиус колеса (с учетом деформации покрышки). Для уменьшения погрешности измерений следует придавать углу а достаточно большую величину. Удобно сделать а = 45°, так как tga=l. Зная длину базы Z, легко определить, что для получения a = 45° необходимо приподнять ось переднего колеса на величину 3^— = у^у п0 вертикали.

Для проектируемого мотоцикла предполагаемое положение центра тяжести может быть определено приближенно по чертежу общего вида, как показано на рис. 19, т. е. по способу сложения параллельных сил. При этом достаточно ограничиться нанесением на чертеж лишь векторов Pv Р^ Р3 и пр. для нескольких основных агрегатов, из принимая во внимание рамы, колес и др. Сложив графически векторы, получают направление равнодействующей /? и точку ее приложения, т. е. центр тяжести.

Веса Ръ Р^ Р^ и др. берутся из каталогов или справочников, либо вычисляются приближенно. Вместо абсолютных весов можно наносить 26

осительные, средние значения которых следующие: если принять °Тг двигателя с магнето или динамо за 100%, то вес коробки ско- вес й с муфтой сцепления и стартером составит ~ 30%, аккуму- Р°торная батарея или масляный бак ~ 10%, топливный бак (с топливом) - 35%.

Рис. 19. К определению центра тяжести.

Остальные части машины по условиям своего размещения не оказывают заметного влияния на положение центра тяжести, и потому можно не принимать их во внимание.

При наличии водителя, вес которого всегда составляет значительную долю собственного веса мотоцикла (в среднем 70 кг), положение об

щего центра тяжести несколько изменяется. Его также можно найти графически согласно схеме, показанной на рис. 20, если принять, что вес водителя G' приложен на высоте около 100 мм над серединой седла. При этих условиях положение ц. т. получается обычно на высо- Те около 0,4/ от земли (т. е. 500 — 600 мм)' и на расстоянии ~ 0,45/ °Т оси заднего колеса, где /—база машины.

ГЛАВА 1!

ДИНАМИКА МОТОЦИКЛА

Определение

Динамикой мотоцикла называется совокупность ходовых качеств обусловливающих наибольшую среднюю скорость движения в определенных дорожных условиях.

Основными показателями, характеризующими динамические качества машины, являются: 1) максимальная скорость на высшей передаче, возможная на горизонтальном участке дороги; 2) способность брать подъемы и 3) быстрота разгона, т. е. ускорение поступательного движения, которое может сооб цить мотоциклу его двигатель.

Перечисленные свойства зависят: а) от эффективной мощности двигателя, б) от коэфициента полезного действия перед 1чи, в) от величины пepeдaтo^нoгo отношения на высшей и промежуточных передачах, г) от радиуса ведущего колеса. Косвенное влияние на среднюю скорость движения имеют и другие конструктивные факторы, например устойчивость мотоцикла на скользкой дороге, коэфициент проходимости, наименьший радиус поворота, эффективность тормозов и др. Однако влияние их менее значительно и, кроме того, не может быть выражено в точных количественных соотношениях.

Предварительное исследование динамики проектируемого мотоцикла надо считать обязательным, так как оно дает конструктору указание на необходимую мощность двигателя, определяет выбор передаточных отношений и пр.

Методика исследования динамических качеств автомобиля, как она изложена в известных работах акад. Е. Чудакова, вполне приложима и к мотоциклу.

Поэтому, не останавливаясь на подробностях, мы отметим в дальнейшем, главным образом, те специфические особенности, которые должны быть учтены при тяговых расчетах мотоцикла.

Характеристика двигателя

В основу тяговых расчетов можно положить так называемую внешнюю или предельную характеристику двигателя, т. е. кривую, выражающую изменение эффективной мощности двигателя Ne) в зависимости от числа оборотов, при полном открытии дросселя.

Для выполненного двигателя такая характеристика получается непосредственным лабораторным испытанием путем торможения вала двигателя тем или иным способом.

Для проектируемого двигателя характеристика неизвестна, поэтому приходится или воспользоваться характеристиками других существующих двигателей подходящего типа, или построить характеристику теоретически, пользуясь уравнениями полуэмпирического характера. Одним из первых уравнений такого рода является, например, известная формула Пуансе (Poincet) для построения характеристики автомобильного двигателя по заданной максимальной мощности Nmwx и соответствующему ей числу оборотов пт.

Применительно к мотоциклетным двигателям она дает неудовлетворительные результаты, отклоняющиеся от действительных на 40 — 50% в области малых и средних оборотов. *

Проф. Ф. Л. Хлыстов, специально занимавшийся этим вопросом*), вывел ряд других уравнений, в которых в достаточной мере учтены факторы, влияющие на протекание кривой мощности, и которые позволяют построить характеристику любого типа проектируемого двигателя с достаточной для практических целей точностью.

Очень хорошее совпадение теоретической и действительной характеристики мотоциклетных двигателей получается при построении ее по следующей формуле, предложенной Ф. Л. Хлыстовым:

м п — 4а п 1 / Л \31

— В- т. е. отношению числа оборотов, отвечающего максимуму

лВс

Рис. 21. Вид кривых мощности и крутящего момента двигателейразных типов.

Проверка этой формулы на большом экспериментальном материале позволяет рекомендовать ее, как наиболее удовлетворяющую особенностям многооборотных и в большинстве случаев форсированных мотоциклетных двигателей.

При а = 0 указанная формула превращается в формулу Пуансе, являющуюся, таким образом, частным случаем первой**).

, Для оценки средних величин коэфициента а на рис. 21 приведены три типичные кривые мощности и крутящего момента мотоциклетных Двигателей, соответствующие различным степеням форсировки.

Фиг. А относится к двигателю нормального дорожного мотоцикла с низкой степенью сжатия. Максимальный крутящий момент здесь имеет место при 2000 — 2200 об/мин., а максимальная мощность, достигается при 3800 — 4500 об/мин. Коэфициент а = — = 0,50— 0,55.

_пт

Ф.Л. Хлыстов, Тяговые расчеты гусеничных и колесных автомашин, 1937.

) Формула Пуансе:

Кривая М здесь значительно поднимается вверх при уменьшении числа оборотов, вследствие чего двигатель хорошо приспособляется к ^изменениям нагрузки и не требует частого переключения передач.

Фиг. В характеризует двигатель спортивного типа с повышенным сжатием, рассчитанный на работу преимущественно при более высоком числе оборотов.

Максимум крутящего момента достигается при пг = 3000 —. 3500 об/мин., а максимум мощности при лот = 5000—-5500 об/мин.; следовательно, а = 0,60 — 0,70.

Рис. 23. Кривые Ne, полученные на стенде и построенные (двигатель С—1-350 см3 и BSA Special 500 см3).Рис. 23. Кривые Ne, полученные на стенде и построенные (двигатель С—1-350 см3 и BSA Special 500 см3).Фиг. С дает представление о характеристике весьма форсированного двигателя гоночного типа с высоким сжатием, широко раздвинутыми фазами распределения и пт — 5500 — 6000 об/мин. Крутящий момент достигает максимума лишь при очень высоких оборотах, порядка 4000 — 4500 об/мин., вследствие чего а = 0,70 —0,75. Кривые Ne и М

Рис. 23. Кривые Ne, полученные на стенде и построенные (двигатель С—1-350 см3 и BSA Special 500 см3).

Рис. 23. Кривые Ne, полученные на стенде и построенные (двигатель С—1-350 см3 и BSA Special 500 см3).

Рис. ^2, Кривые Ne„ полученные на стенде и построенные (BSA — 500 см3 и BMW —R-71, 750 ел®).

получают обычно в начале характерный изгиб вследствие позднего закрытия всасывающего клапана.

При а = 0,7 написанная выше общая формула принимает более простой вид:

Nmax « I 7R

При а = 0,75 первый член выражения, стоящего в прямых скобках в основной формуле (стр. 29) —"^^ = 0.

С учетом указанных особенностей характеристика двигателя проектируемого мотоцикла может быть построена с достаточным приближением к действительности и положена в основу динамических расчетов.

О величине допускаемой при этом погрешности можно судить по рис. 22 и 23, на которых сплошной чертой показаны характеристики разных типов двигателей, полученные непосредственно на испытательном стенде, а пунктиром нанесены характеристики, построенные по вышеприведенной формуле.

30

Если учесть, что при определении мощности быстроходного двигателя на стенде также неизбежны некоторые неточности, и принять во внимание, что совершенно однотипные двигатели серийной сборки обнаруживают при испытаниях расхождения в мощности на Ю°/о и более, надо поизнать, что построение характеристики аналитическим путем дает конструктору вполне надежные данные. Для иллюстрации этого положения на рис. 22 приведены две кривые мощности двигателя BMW — R-71, полученные на стенде при двух различных регулировках карбюратора*). При построении кривой, нанесенной пунктиром, было принято Nmax=25 л. с.; дл = 4700 об/мин., а = 0,6. Построенная кривая весьма близка к опытным и может соответствовать некоторой промежуточной

ииОб/минОб/минРис. 24.Рис. 24.регулировке карбюратора.,„

и

и

Об/мин

Об/мин

Рис. 24.

Рис. 24.

Кривая крутящего момента ' строится на основании известной зависимости:

2И=716,2—^ л

Число оборотов д1( соответствующее максимальному крутящему моменту, весьма просто находится графически— проведением из начала координат касательной к кривой Ne: точка касания и определяет пх (рис. 24).•

При тяговых расчетах кривую

неа к скорости движения, выражен-неа к скорости движения, выражен-мощности необходимо относить к числу оборотов двигателя, ной в ^и/ч.

не

а к скорости движения, выражен-

не

а к скорости движения, выражен-

Связь между оборотами (д) и скоростью (-э) выражается равенством:

-о = А • п,

где А — постоянный для данной машины и данной передачи коэфи- циент:

(1)(1). 2л Гь-3,6Д =.

(1)

(1)

60-z

Здесь гд — радиус колеса с учетом деформации покрышки (в метрах), 1-— передаточное отношение. Деформацию шины учитывают, уменьшая номинальный радиус покрышки на 2—3°/0 для шин высокого давления и на 5—6°/0 для баллонов)**)

^Лаборатория Ленинградского карбюраторного завода.

, и " ) Надо заметить, что номинальный диаметр покрышки не совпадает с её МЛСТВ11^ЛЬНЫМ наружным диаметром. Так, например, при номинальном диа- "= ^^ мм’ пРям°бортные мотопокрышки низкого давления имеют ^нии диаметр 671,5+6, а клинчерные высокого и низкого давления 696+6 мм.

Мани СЮда видно’ чт0 допуски на размеры шин превышают поправку на дефор- Прип ’ И ПОТОМУ последняя вовсе не имеет того значения, которое ей обычно

Рис. 25. Примерная характеристика мотоцикла на разных передачах.

Рис. 26. Связь между оборотами и скоростью.

Пример: При передаче 5:1 и номинальном диаметре покрышки 26"* =а 660 ММ*.

г> = 0,33-0,97 = 0,32 м

АА__ 2тг.0,32-3,6~60-5__ 2тг.0,32-3,6~60-5= 0,0242.= 0,0242.

А

А

__ 2тг.0,32-3,6

~60-5

__ 2тг.0,32-3,6

~60-5

= 0,0242.

= 0,0242.

Следовательно.

V = 0,0242-я, или пV = 0,0242-я, или пи0,0242и0,0242

V = 0,0242-я, или п

V = 0,0242-я, или п

и0,0242

и0,0242

На основании найденной зависимости между п и -и характеристика двигателя может быть перестроена в функции от скорости движения, и притом отдельно для каждой передачи (см. рис. 25). Масштабы оборотов, соответствующие каждой передаче, построены параллельно оси абсцисс, внизу. Пересчет масштабов удобно производить графическим путем, откладывая на оси абсцисс обороты двигателя, а на оси ординат скорости в км/ч. и проводя лучи из начала координат, соответствующие той или иной передаче (рис. 26). Для нахождения второй точки, определяющей направление луча, достаточно вычислить выражение <0 = А-п только один раз для каждой передачи, подставив вместо п произвольное число оборотов, например 1000.

Мощность, подводимая к заднему колесу (Л^)

Часть мощности двигателя расходуется на преодоление трения в механизмах силовой передачи. Эта потеря оценивается коэфициентом полезного действия трансмиссии—7ir,

Таким образом

Величина т)г зависит от степени совершенства изготовления и сборки машины, от состояния и смазки частей передачи, а также от числа участвующих в передаче элементов, поэтому убудет больше на прямой передаче, нежели на промежуточных. Кроме того, т\т зависит от нагрузки и от числа оборотов и с возрастанием последнего уменьшается, как это видно из рис. 27, представляющего результаты опытов HATH, произве-

2 А. М Церуеалимскпй 913

денных на мотоцикле BSA*). При тяговых расчетах пренебрегают незна- чительными изменениями т]г на разных передачах и принимают его п0. стоянным.

Имея в виду высокое число оборотов мотоциклетных двигателей при максимальной мощности, следует из осторожности в предварительных расчетах принимать ^^0,80, хотя в действительности потери в транс- миссии могут быть и меньше, чем предполагается в этом случае.

Помимо того надо заметить следующее. При непосредственном измерении Nk на беговых барабанах стенда Ридлера полученная кривая мощности на заднем колесе учитывает уже не только потери в транс- миссии, но и потери на качение заднего колеса, т. е. расход мощности на деформацию покрышки.

Рис. 28. Мощность двигателя (Ng) и мощность, подведенная к заднему колесу (Ад).Рис. 28. Мощность двигателя (Ng) и мощность, подведенная к заднему колесу (Ад).Значения т]г, представленные на рис. 27, относятся именно к этому последнему случаю. Если исключить отсюда потерю на качение заднего колеса и ограничиться только потерей мощности в самой трансмиссии, то значения т, получились бы приблизительно на 3°/0 выше, т. е. изменялись бы в пределах от 0,87 до 0,81.

Рис. 28. Мощность двигателя (Ng) и мощность, подведенная к заднему колесу (Ад).

Рис. 28. Мощность двигателя (Ng) и мощность, подведенная к заднему колесу (Ад).

Графически, подведенная к заднему колесу, мощность Л/д выражается кривой, аналогичной характеристике двигателя, но лежащей ниже последней (рис. 28). Разность ординат обеих кривых выражает потери в трансмиссии.

Подведенная к заднему колесу мощность расходуется

на преодоление различных сопротивлений, возникающих при движении машины.

Будем обозначать:

Nf— мощность, расходуемую на сопротивление качению мотоцикла, т. е. главным образом на деформацию покрышек и дороги;

Nh — мощность, расходуемую на подъем, при движении мотоцикла в гору;

Nw— мощность, расходуемую на сопротивление воздуха;

Nj — мощность, расходуемую на ускорение движения при разгоне мотоцикла.

Тогда в наиболее общем случае движения будем иметь:

N^^N.-NjA-N^NhA-N).№

При установившемся равномерном движении по горизонтальной Д°‘ роге Nh и Nj, очевидно, равны нулю. В таком случае: ,Nk = Nf-VNw.

*) В. И. Ланин, Испытание мотоцикла БСА, Труды НАТИ, вып. 81. ,^.

Сопротивление качению

Сопротивление качению слагается главным образом из усилий, затрачиваемых на деформацию шин и дороги; меньшее значение имеет трение в подшипниках колес и в рессорах.

При тяговых расчетах предполагается, что сопротивление качению не изменяется от скорости движения и зависит только от веса машины, качества шин и от свойств поверхности дороги, т. е. ее гладкости и твердости*)

Последние два фактора оцениваются так называемым коэфициентом качения /.

Величины f для дорог разного качества приводятся в справочниках /

Для хорошего шоссе можно принимать /=0,016 для шин высокого давления и /=0,0 2 для баллонов.

Обозначая через G полный вес машины с водителем, можем написать, что сопротивление качению:

Рис. 29. Мощность, расходуемая на сопротивление качению.

Такова же будет и та горизонтальная сила тяги, которую надо приложить для передвижения мотоцикла.

Тогда мощность, расходуемая на сопротивление качению, будет пропорциональна скорости и выражается равенством:

Nf—G'f^ кгм]сек.

Здесь скорость у выражена в метрах в секунду и мощность в кило- граммо-метрах в секунду.

Чтобы получить выражение мощности в лошадиных силах при скорости, заданной в километрах в час, надо разделить правую часть написанного равенства на 75 и на 3,6.

При этих условиях будем иметь:

^ = ^ л- =■«)

Если требуется определить отдельно мощности, затрачиваемые на ка- чение переднего и заднего колес, то вместо G надо подставить Gx или

боль*) ^то приблизительно верно до скоростей 150—160 км!ч. При очень ои скорости, порядка 200 км!ч. и выше, пренебрегать изменением коэ- Й ф z уже нельзя-

J См., например, Мотоциклетный справочник, 1941 г.

Gy т. e. нагрузку, приходящуюся на то или другое колесо. Графически Ny изображается прямой, исходящей из начала координат, что весьма упрощает ее построение: достаточно подсчитать Л^ для какой-либо одной произвольной скорости, например 100 км)ч., и соединить найденную точку с началом координат (рис. 29). При построении линии Nf на рис. 29 принято: /==0,022 и G = 220 кг. Как видим, затрата мощности на качение мотоцикла по хорошей горизонтальной дороге относительно очень невелика, даже при больших скоростях движения.

Сопротивление воздуха

Сопротивление, оказываемое воздухом движущемуся телу Rw, зависит от лобовой площади тела, его формы и скорости движения.

Зависимость эта выражается равенством:

RW = K-F.^ кг,

где F—лобовая площадь в м^, v—скорость в лг/сек. и К—коэфициент сопротивления воздуха или коэфициент обтекаемости, зависящий от формы тела и характера его поверхности *).

Коэфициент К является именованным числом. Он представляет собой сопротивление воздуха в кг на 1 мг лобовой поверхности при скорости движения 1 лг/сек. Если скорость выражена в км!ч, то

Написанное равенство показывает, что сопротивление возрастает пропорционально квадрату скорости. Сила тяги, необходимая для преодоления этого сопротивления, очевидно, также равна Rw.

Умножая правую часть равенства на -у, получим мощность, расходуемую на сопротивление воздуха:

Nw — К • Р*^ кг я! сек.

или, выражая скорость в км (час и мощность в лошадиных силах:

Для мотоциклов главными факторами, влияющими на К и F, являются посадка водителя и характер его одежды в отличие от автомобиля, величина этих коэфициентов определяется устройством и размера кузова.

С изменением посадки изменяется в широких пределах не только пл щадь F, но и коэфициент обтекаемости К, который может быть УмеНЬ|| шен еще плотно облегающей тело водителя одеждой и специальн приспособлениями, наподобие показанного на рис. 30.

*) Строго говоря, К зависит также и от плотности воздуха, т. е. от ^f температуры и давления. Однако вводить соответствующие поправю . смысла, так как они лежат за пределами точности данных вычислении, г ванных на приближенных допущениях. Поэтому принимают, что массовая ность воздуха (или масса 1 м5 воздуха) постоянна и равна р = 0,125, т. е. значению, которое она имеет при IS0 С и 760 мм атмосферного давлеш • ;

36

По опытам ЦАГИ с мотоциклом Харлей-Давидсон тяжелого типа, подвергнутым пР°ДУвке в аэродинамической трубе, величины К и F та- ковы#):

Мотоцикл-одиночка

FК

Прямая посадка0,576 м20,065—0,0675

Согнутая „ 0,502 „0,059-0,060

Мотоцикл с коляской

Прямая посадка (ветровой щиток на коляске поднят) 1,078м2 0,079—0,081

Согнутая посадка (ветровой щиток

опущен, пассажир лежит в коляске) . . . 0,996 л#0,069

Рис. 30. Гоночный мотоцикл с обтекателем.Рис. 30. Гоночный мотоцикл с обтекателем.

Рис. 30. Гоночный мотоцикл с обтекателем.

Рис. 30. Гоночный мотоцикл с обтекателем.

По данным автотракторной лаборатории Ленинградского Политехнического института, полученным на основании дорожных испытаний семи различных мотоциклов-одиночек, коэфициент сопротивления воздуха К= =0,065—0,079, лобовая же площадь, в зависимости от посадки, изменяется от F = 0,42 м2 при согнутой посадке до Л = 0,80 м2 при прямой посадке.

Надо заметить, что применявшаяся в опытах ЦАГИ согнутая посадка не является типично гоночной, для получения которой ручки руля изги- °аются вниз, подножки и седло отодвигаются назад и водитель почти дежит на баке мотоцикла. При такой посадке лобовая площадь мотоцикла с водителем может быть меньше 0,5 м2 (от 0,35 до 0,45 мг^ с одновременным уменьшением К.

^ Инж. Кузнецов, Лобовое^ Инж. Кузнецов, Лобовоесопротивлениесопротивлениемотоцикла, Труды ЦАГИ,мотоцикла, Труды ЦАГИ,

^ Инж. Кузнецов, Лобовое

^ Инж. Кузнецов, Лобовое

сопротивление

сопротивление

мотоцикла, Труды ЦАГИ,

мотоцикла, Труды ЦАГИ,

Совершенно прямая посадка, примененная в опытах ЦАРИ, в настоящее время также встречается редко. Нормальным типом посадки надо считать слегка согнутую, при которой подножки располагаются примерно на одной вертикальной линии с седлом, и корпус водителя немного наклонен вперед. Для этого типа посадки можно принимать в среднем F = 0,55 м- и /<=0,06.

Лобовую площадь машины и водителя можно с достаточным приближением определить по чертежу или фотографиям, придав наружным контурам геометрические формы, как показано на рис. 31.

Для практических тяговых расчетов вполне допустим и более простой способ определения лобовой площади, состоящий в том, что полную высоту мотоцикла с водителем умножают на расстояние между серединами рукояток руля и на поправочный коэфициент 0,8.

Очевидно, максимальная скорость может быть достигнута только при согнутой (гоночной) посадке. Однако такая посадка не свойственна нормальным условиям эксплоатаиии и требует специальных навыков у водителя. Имея это в виду, следует при тяговых расчетах принимать второй из указанных на фиг. 31 типов посадки. Это несколько снижает максимальную скорость, которой мог бы достичь на данной машине специалист-гонщик, но дает более правильное представление о действительной динамике мотоцикла при нормальной эксплоатации.

На рис. 32 нанесены кривые мощности Nto, расходуемой на сопротивление воздуха при трех различных типах посадки, вычисленные по формуле (5).

При этом были приняты следующие данные:

I —прямая посадка F=0,6^5; /<=0,065И—нормальная „ F = 0,55 л/2; К = 0,06

III—гоночная,F=0,4m2; К=0£5

Как видим, на больших скоростях движения требуется очень большая мощности на сопротивление воздуха, при малых же скоростях ЗЗТРмоЖНО пренебречь.

СЮ Складывая ординаты Nf (рис. 29) и Nw (рис. 32), можно построить марную кривую 2V/+w, которая даст представление о мощности, необ- Содимой для движения по горизонтальному пути с той или иной скоростью.

Рис 32. Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха (Nw\Рис 32. Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха (Nw\

Рис 32. Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха (Nw\

Рис 32. Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха (Nw\

Рабочий баланс мотоцикла и запас мощности

Для исследования динамических свойств мотоцикла строят график,

известный под именем рабочего баланса и изображающий распределение мощности двигателя по отдельным рассмотренным выше сопротивлениям (рис. 33).

Построение его производится следующим образом.

Умножая ее ординаты наУмножая ее ординаты наПрежде всего наносят на чертеж характеристику двигателя , Ne, которая должна быть известна или построена по формуле, указанной в § 7.

Умножая ее ординаты на

Умножая ее ординаты на

т]г, получают кривую Ык— мощность,

п°лводимую к заднему колесу.

кривой Nb ординаты кривой"^, взятыекривой Nb ординаты кривой"^, взятыес Затем откладывают вниз от ..к._^.. ..6 «г^....... ..w,

кривой Nb ординаты кривой"^, взятые

кривой Nb ординаты кривой"^, взятые

Рис. 32, и получают кривую Ма, т. е. мощность, которой располагает тоцикл для преодоления сопротивления качению, взятия подъемов и

^я разгона.

39

Далее, задаваясь тем или другим коэфициентом качения /, наносят N в виде прямой, исходящей из начала координат.

Отрезки ординат, заключенные между кривой Na и прямой N#1 выражают избыточную мощность Nu, или так называемый запас мощности, который может быть использован на преодоление подъемов или ускорение движения.

Как видно из чертежа, отрезки Мц неодинаковы при разных скоростях движения. Своего максимального значения они достигают в данном слу. чае при скорости около 60 км/ч.

В точке а, где кривые Ма и ^пересекаются, Nu = 0. Это значит, что мотоцикл в данных условиях не располагает никаким запасом мощности и, следовательно, соответствующая скорость (104 км/ч.) является для него максимальной.

Зная запас мощности Nu при любой скорости движения, можно определить ускорение, которое способен проявить мотоцикл в каком- либо интервале скоростей, или подъем, который он может преодолеть (см. дальше §§ 12 и 13).

Для возможности сравнения машин разного веса и типа запас мощности относят к единице веса, а именно к 1 тонне.

Таким образом получают удельный запас мощности на 1 т\

_ 7Уц-1000« — G

Удельный запас мощности современных мотоциклов дорожного типа составляет 20—25 л. с.; для гоночных машин с форсированными двигателями он достигает 60 л. с. и больше.

Максимальные значения Nu для мотоциклов транспортного типа желательно иметь при скоростях около 40—50jcm/ч.

40

С увеличением сопротивления дороги / прямая Nf поднимается круче, точка а (пересечение с Л^д) сдвигается влево и соответствующая ей максимальная скорость уменьшается. Соответственно уменьшается и запас мощности Nu.

Предельное сопротивление, которое мотоцикл еще способен преодолеть на данной передаче, определяется прямой /V/, касательной к Na. Движение при этом возможно только со скоростью, соответствующей точке касания b и называемой критической скоростью.

Пример построения рабочего баланса. Дано: мотоцикл транспортного типа с двигателем 500 см4, развивающим Nm&x = 13,2 л. с. при 71=4600 об/мин; передача I = 5,3; номинальный диаметр покрышек низкого давления 26" = 660 мм (внешний сл 670 мм), вес машины принимаем 150 кг; вес водителя —70 кг; общий вес G = 150 4- 70 = 220 кг.

Характеристику двигателя предполагаем известной.

Для нанесения ее по скорости движения вычисляем переводной коэфициент по формуле (1), стр. 31.

2л-0,32-3,6

А = —ч — = 0,0228,60-5,3’

считая гд = 0,335-0,95 = 0,32 м.

Таким образом v = 0,0228-л и, следовательно, например, 1000 оборотам двигателя соответствует и = 22,8 кл//час.

На основании этого соотношения и построены масштабы скоростей и оборотов на рис. 33.

Нанеся кривую Ne, умножаем ее ординаты, соответствующие скоростям 30, 40, 60 и т. д. км)ч., на т\т = 0,8. Получаем при 1> = 30 40 50 60 70 80 90 1С0 НО кж/час,

А* = 3,9 5,2 6,5 7,6 8,6 9,4 10,1 10,5 10,4 л. с.

По этим точкам наносим кривую N^.

Мощность, теряемую на сопротивление воздуха, берем по кривой II, рис. 32, т. е. предполагаем нормальную дорожную посадку.

Откладываем эти значения Nw вниз от кривой N^ и получаем кривую Na.

Для построения прямой /V/принимаем коэфициент качения/= 0,022.

Тогда при скорости 100 км)ч., на основании уравнения (4), стр. 35 имеем;

L220-0,022-100. о

N, =^- = 1.8л. с.

На основании этого равенства проводим прямую Nf из начала координат.

Она пересекается с кривой No в точке а, которой соответствует скорость v=104 км(час.

Это — максимальная скорость, которой может достичь рассматриваемый мотоцикл на хорошем горизонтальном шоссе.

Максимальный запас мощности, выражаемый отрезком NB1 равен 4,8 л. с. и соответствует скорости 60 км)ч.

Относя его к 1 тонне, найдем удельный запас мощности

N'B =N'B =4.8-1000 о

N'B =

N'B =

—220— = 21,8 л. с.

только для одной высшей можно построить его и длятолько для одной высшей можно построить его и дляна подъемена подъемеНа рис. 33 рабочий баланс построен передачи. Совершенно таким же образом Других передач.

только для одной высшей можно построить его и для

только для одной высшей можно построить его и для

на подъеме

на подъеме

Движение мотоцикла

При движении мотоцикла на подъеме в а0, как это видно из рис. 34, возникает дополнительное сопротивление

Rh = G • sin а кг

Умножая это сопротивление на скорость движения -у, получим мощность Nh, которую необходимо затратить на преодоление данного подъема:

Nh — G • sin а • -у кгм]сек.

Или, выражая у в км/ч. и Nh в л. с.: м G-sina-y ^ = -270 (6)

Легко видеть, что это выражение совершенно аналогично формуле (4), определяющей расход мощности на качение, поэтому графически Nh изображается так же, как и Nf, т. е. прямой линией, исходящей из начала координат (рис. 29).

Весьма часто подъемы определяют не углом а0, а выражают в процентном отношении вертикального перемещения движущегося тела к горизонтальному. Таким образом, например, выражение „подъем 5°/0“ означает, что при передвижении тела в горизонтальном направлении на 1 м оно одновременно поднимается вертикально на 5 см или 6/100 м.

Связь между обоими способами обозначения подъемов выражается равенством:

где т— число процентов, которым обозначен уклон*).

Надо заметить, что сопротивление качению на подъеме будет несколько иное, чем на горизонтальной плоскости, так как сила веса G направлена на подъеме не перпендикулярно к дороге.

пормальная к дороге составляющая силы веса, как видно из схемы на рис. 34:

Q = G cos а,

и, следовательно, сопротивление качению

Rf= G • / • cos а,а не О •/, как на горизонтальной дороге.

Однако при малых углах подъема (до 10°), которые встречаются на обыкновенных дорогах, cos а настолько близок к единице, что его можно вовсе не принимать во внимание. Считаться с ним приходится только при определении максимального подъема, возможного на 1-й передаче.

Зная из рабочего баланса запас мощности Мц1 которым располагает мотоцикл при любой скорости движения (рис. 33), можно по формуле

пишется так.УГЛ°В Д° 10° М0ЖН° Считать tg^-sina. Тогда формула (6) пере- ~ 270 • 100 '(6а)

или (6a) определить подъем, который может быть взят при данной скорости.

Обращаясь к рис. оо, мы видим, например, что скорости 60 км/ч. соответствует Nu= 4,8 л. с.

. q 220-60-sin a—270. q 220-60-sin a—270откудаоткудаИспользуя весь этот запас мощности на преодоление добавочного сопротивления на подъеме, т. е. полагая Nh = Nn, получим на основании формулы (6):

. q 220-60-sin a—270

. q 220-60-sin a—270

откуда

откуда

.4,8*270

5,П“= 220.60-= °’°98

т. е. подъем 9,8°/0, или в градусах а = 5°37'.

Максимальный подъем, который может быть взят на высшей передаче, согласно рис. 33, соответствует точке Ь, т. е. скорости -и = 31 км1ч. И Nu = 3,3 л. с.

Следовательно, по предыдущему:

т, е. подъем 13%, или а = 7°30'.

Как увидим дальше, эти вопросы еще более просто и удобно решаются на основании так называемой тяговой или динамической характеристики мотоцикла (§ 17).

Общее сопротивление движению на подъеме (не считая сопротивления воздуха) представляет собой, очевидно, сумму сопротивлений качения Rf и добавочного Rh.

Суммарная мощность, потребная для покрытия этих сопротивлений, будет на основании формул (4) и (6):

। GyT । Go sin a Gv ।^' + ^= 275" + —270 276 <'+Slna)-

Множитель, стоящий в скобках, можно рассматривать как общий Коэфициент сопротивления дороги <*,=/-[-sin а, оценивающий не только состояние ее поверхности, но и профиль дороги, т. е. встречающиеся на ней подъемы.

Если, например, состояние поверхности дороги оценивается коэфици- ентом качения /=0,02, а имеющиеся на ней подъемы в среднем со- ставляют 3°/0, или 0,03, то общий коэфициент сопротивления дороги можно выразить через

^ = 0,024-0,03 = 0,05, или 5%.

С практической точки зрения такое суммарное обозначение сопротивления дороги представляется иногда более удобным и дает более низкое к действительности представление о динамике машины, так как 8еРшенно горизонтальных дорог в практике не встречается.

43 тай' ■

В таком случае формулу (4) можно переписать так:

=<7)

' ф 270

где N^, — суммарная мощность, равная Ny-\-Nh> а ф— коэфициент общего сопротивления дороги.

Ускорение мотоцикла

Как было уже сказано выше (§ 11), избыточная мощность Ми может быть использована также на сообщение машине ускорения. От величины ускорения зависит быстрота нарастания скорости при разгоне мотоцикла, т. е. качество, называемое „приемистостью" машины и имеющее большое значение в условиях практической езды.

Сопротивление, вызываемое инерцией мотоцикла, равно произведению его массы на ускорение:

Rj = m- j,

где т — масса мотоцикла с водителем и j — ускорение.

Так как

т = “9^Г’

то

R.R.G-f9,81 •G-f9,81 •

R.

R.

G-f

9,81 •

G-f

9,81 •

Умножая правую часть равенства на скорость -о .и/сек., получим мощность, которую надо затратить на преодоление этого сопротивления

G-j-v .

N,= q ■ кгм)сск.

или, разделив на 75 и 3,6, чтобы выразить мощность в л. с. и скорость в км/ч;.

N. = ^°}265UN. = ^°}265Uл. с.л. с.

N. = ^°

}265U

N. = ^°

}265U

л. с.

л. с.

Последнее равенство не учитывает еще мощности, теряемой на ускорение вращающихся частей машины, т. е. маховиков, сцепной муфты, шестерен в коробке передач, цепей и колес.

Эту потерю оценивают, вводя в написанное равенство коэфициент 8>1.

Таким образом получаем окончательно:

^ = -2650--W

Для мотоциклов можно принимать на высшей передаче 8^1,1.

На промежуточных передачах:

8=1+ 0,1/ft2,

где ife — передаточное отношение в коробке скоростей. Таким образом для низшей передачи получается обычно 8=1,6 —1,8.

44

И» уравнения (8) можно определить j для любой скорости движения, полагая, что весь запас мощности, соответствующий этой скорости, обращен на ускорение движения, т. е. Nu = Nje

При этом условии равенство (8) можно переписать так:

(9)(9)2650- Nu

(9)

(9)

J = ~^G1T‘

Пример. Из рабочего баланса, представленного на рис. 33, следует, что при скорости 60 км]час Nu = 4,8. Принимая попрежнему G = 220 кг и 6 = 1,1, найдем

2650-4,8 АОв , ,ц^60- = 0,88 «1««?.

7 =7 =Вычислив таким же образом ускорения для ряда других скоростей, можно построить кривую изменения ускорения, которая дана на рис. 35.

7 =

7 =

Кривая эта показы вает, что по мере возрастания скорости ускорение убывает, и при достижении мотоциклом своей максимальной скорости (104 км [час.)] = О, что и понятно, так как при этом запас мощности тоже равен нулю.

Кривая ускорения на рис. 35 относится только к высшей передаче (5,3:1). Аналогичным образом могут быть построены кривые / и для других пере

Рис. 35. Ускорение мотоцикла (на высшей передаче).Рис. 35. Ускорение мотоцикла (на высшей передаче).дач, причем значения ускорения получились бы,

Рис. 35. Ускорение мотоцикла (на высшей передаче).

Рис. 35. Ускорение мотоцикла (на высшей передаче).

конечно, более высокие.

Для мотоциклов транспортного типа на 1-й передаче и хорошем горизонтальном шоссе максимальные ускорения jmax~2—2,5 л/сек.

Запас мощности двигателя, особенно форсированного, дает возможность получить теоретически и ббльшую величину ускорения, но на практике предельная величина / ограничена условиями сцепления заднего колеса с дорогой (см. § 18).

Заметим, что графиком ускорений (рис. 35) можно пользоваться и для определения подъемов, которые может взять мотоцикл на данной, передаче, если соответствующим образом перестроить масштаб

ординат.

Действительно, сравнивая между собой уравнение ускорения

_ 2650-^o-G.v

и уравнение подъема

sina = 270.^-,Gv

видим, что разница между ними только в постоянных коэфициентах 270 и ^^, функциональная же зависимость от скорости одна и та же.

Следовательно, не изменяя самую кривую, достаточно только сделать пересчет масштабов, что выполняется очень просто.

Выше (§ 12) было найдено, например, что для скорости 60 км!ч. максимальный подъем в процентах:

т = 9,8%.

Соответствующее той же скорости ускорение на рис. 35 выражается отрезком 88 мм.

Значит подъем в 1% надо изобразить отрезком 88:9,8 = 9 мм, или подъем 10% — отрезком 90 мм. Это и выполнено на правой шкале рис. 35\

Время разгона мотоцикла

Чем больше ускорение, которое может развить мотоцикл, тем, очевидно, меньше будет время, которое потребуется для достижения той или иной скорости, другими словами — тем быстрей будет разгоняться машина.

Определить время разгона мотоцикла в заданном интервале скоростей, так же как и ускорение, можно теоретическим путем на основании следующих соображений.

На протяжении бесконечно малого отрезка времени dt можно считать ускорение у постоянным. Следовательно, приращение скорости d^ за этот промежуток времени будет

.dv = i • dt,

или

dt — dv • -у •

Чтобы получить время разгона со скорости их до скорости f2, надо проинтегрировать предыдущее равенство в пределах от ч)х до ф2:

t="b" j 7-^

(множитель ^- вводится, если скорость и выражена в кх-ч.).

Для вычисления этого интеграла необходимо представить у как функцию от -и, что возможно лишь в том случае, если кривая мощности двигателя Ме построена по определенному закону, например по формуле проф. Хлыстова (см. § 7). Как будет показано ниже, в этом

иисек*/!*сек*/!*33гг<<10 80 30 км/ч10 80 30 км/чРис. 36. К определению времени разгона.Рис. 36. К определению времени разгона.30 '40 5030 '40 503^ ^сек'3^ ^сек'0,10,1

и

и

сек*/!*

сек*/!*

3

3

г

г

<

<

10 80 30 км/ч

10 80 30 км/ч

Рис. 36. К определению времени разгона.

Рис. 36. К определению времени разгона.

30 '40 50

30 '40 50

3^ ^сек'

3^ ^сек'

0,1

0,1

случае не трудно установить зависимость между / и у и, следовательно, вычислить У -у • d-и. Если же в основу расчета положена характеристика двигателя, полученная экспериментально, — зависимость между у и -у неизвестна. При этих условиях решить указанный интеграл возможно только графическим путем, что обычно и практикуется.

С этой целью строят для выбранного интервала скоростей кривую значений -. , обратных ускорению, рис. 36. Площадь, заключенная между этой кривой, осью абсцисс и ординатами -у1 и т^, выражает в опреде- ленном масштабе j -у dvt т. е. время, потребное на разгон от -их до -у2.

Пример. Определим время разгона мотоцикла, кривая ускорений которого дана на рис. 35, со скорости 30 км/ч. до скорости 70 км/ч.

На основании кривой рис. 35 имеем:

у = 30 40 50 60 70 80 90 км/ч.

/ = 1,18 1,1 1,02 0,88 0,71 0,52 0,33 л/сек 2

^ = 0,85 0,91 0,98 1,14 1,41 1,93 3,03 секЛ/м.

1

Поданным последней строки и построена кривая -у на рис. 36.

Измерив площадь, заключенную между кривой, осью абсцисс и ординатами 30 и 70, находим, что она равна 415 мм2.

Определим теперь время, экви- С валентное 1 мм1 этой площади.

По оси ординат: 1 мм —

—1,0 л/сек2.

По оси абсцисс: 1 мм—1 км/ч.—

Следовательно, 1 мм2 — ^ сек. И таким образом искомое время:

^»Л-11,5 сек.3,о

Заметим, что тот же результат мы могли бы получить и более простым способом, не прибегая к построению кривой -у, а определив среднее ускорение считая его постоянным в пределах скоростей от 30 до 70 км/ч.

Действительно в этих пределах.

_ _1,18 + 0.71_ = 0 5 ^/ceK2«).

'ср —2

Считая это ускорение постоянным, найдем время t из выражения: t_ ^ —°1 .

icp

•) Или несколько точнее:

0,98 сек.20,98 сек.21,18 + 1,1 + 1,02 +0,88 + 0,71

0,98 сек.2

0,98 сек.2

55'ср =

5

5

Полученный результат надо еще разделить на 3,6, чтобы выразить время в секундах.

Сделав подстановку, получим:

0,95 -3,6 “П'7 сеК1

Принимая во внимание возможные погрешности в построениях кривых и в измерении площадей, оба результата надо считать вполне равноценными.

Покажем теперь аналитический метод определения времени раз. гона, которым можно воспользоваться в том случае, если характеристика проектируемого мотоцикла построена по одной из формул, приведенных в § 7.

Он основан на следующих соображениях.

Упомянутые формулы представляют Ме и, следовательно, Nk как некоторую функцию от числа оборотов — п.

Nk = Ne.*qT=J(n).

При данном передаточном отношении I и радиусе колеса rh суще-, ствует вполне определенная зависимость между числом оборотов двигателя п и скоростью движения машины -и.

Именно:

п = —

А >

где А— постоянный коэфициент (см. § 7).

Следовательно, заменяя п на -^-, мы можем представить Nk как функцию скорости:

Вычитая отсюда Nf и NW1 зависящие также от скорости, найдем избыточную мощность Nu, выраженную через v:

Na = Nk-N,-Nw=№) *^

Остается установить связь между Nu и ускорением /; ее дает уравнение (9):

2650 Nu

Ъ-G * v '

После соответствующей подстановки, найдем выражение для / в зависимости от скорости -и.

Оно получается в виде:

j = a-\-by — с^,(10)

где а, b и с — постоянные коэфициенты.

Функции, имеющие вид трехчлена 2-й степени, как известно, могут быть интегрированы.

*) Все эти рассуждения можно относить и к силе тяги на заднем колесе Pfr Тогда избыточная сила тяги, за счет которой создается ускорение, также мож быть выражена как функция у:

Pu = Pfe-Pf-Pu = faW-

_ u М Р D Положим, что характеристика рассмотренного выше мотоцикла построена по формуле Ф. Л. Хлыстова при а = 0,53, т. е. имеет вид, покаянный на рис. 22.

Тогдап Г3-4а _п1/JL.Y] •

Кк — ^е * "^Т ^ " nm 1 — о L 2‘ а Пт 2 \ Пт / J

Для рассматриваемого мотоцикла ^шax = 13,2 л. с.;

у

пт = 4600; а = 0,53; i = 5,3 и п = g 0228 "

После подстановки:

Nfe = 0,215 • у (0,44 + 0,00505 v — 0,0000476 У2).

Для упрощения арифметических выкладок будем относить дальнейшие операции не к мощности, а к силе тяги на заднем колесе Рк.

Рк = ^^- * 58 (0,44 + 0,00505 v - 0,0000476 у2).

Чтобы найти избыточную силу тяги Рц, надо из Рк вычесть силу тяги, расходуемую на сопротивление качения и. воздуха, т. е.

V pf = Rf=f. 0 = 0,022 • 220 = 4,84 кг

KF • у2

Pw = Pw =J3— = 0,00225 у2 кг.

Тогда избыток силы тяги:

рц = Pk - Р, - Pw = 20,66 + 0,293 у - 0,00501 у2.

j = ^-^ = 0,836 + 0,0119 у - 0,000203 у2 ,

т. е. трехчлен вида a-F bv — су9.

Следовательно, время разгона

у»уя

Г^ _ ^ Гdv

t = 3.6 ' J i "~ 3,6 ■ J ’ 0,836+ 0,0119 v-0,000203 у2 ■

Dx

Это выражение легко интегрируется нахождением корней трехчлена и разложением подинтегральной дроби.

После соответствующих преобразований будем иметь:

dv 1_а + bv - су2 - уьз + 4асdv 1_а + bv - су2 - уьз + 4ас•to+-;+c=K.m+-;+c,•to+-;+c=K.m+-;+c,

dv 1_

а + bv - су2 - уьз + 4ас

dv 1_

а + bv - су2 - уьз + 4ас

•to+-;+c=K.m+-;+c,

•to+-;+c=K.m+-;+c,

где аир— корни уравнения a + bv—cu^O, а знаком АГ обозначен постоянный коэфициент

1

УЬ2 + 4ас

Следовательно, время разгона от скорости vy до скорости у3 км/ч.

,1 f dvL . к • In ^-^ I =

।- 3,6 " J a + bv - су2 - 3,6 v — p|

:У,У,

Г, (®2—«)(°1—P)'

'3,6 •«•ln(v2-P)(y1-a)-(n)

|^ A. M. Иерусалимский 81349

В рассматриваемом частном примере:

а = 0,836; 6 = 0,0119; с = 0,000203;

»г = 30 км/ч. и v2 = 70 км/ч,

Корни трехчлена:

6 — V bi * 4ас0,0119 — V0^0119а + 4 • 0,836 ■ 0,000203

2с ”2 - 0,000203- 41,3

6 + 1/6а + 4ас 0,0119 + V0,01193 + 4 - 0,836 - 0,000203 _.

2с ”2 - 0,000203

Коэфициент К = г—*~ = 34,9.

Уь»4-4ас /6^1192 + 4 • 0,836 - 0,000203

Таким образом время разгона согласно уравнению (11):

_ 34,91(70+ 41,3) (30 —100)34,9 • 0,56п г

3,6 ' lg с * lg (70— 100) (30 + 41,3)3,6 - 0,43412,5 сек-

т. е. результат, мало отличающийся от полученного графическим путем для действительной характеристики двигателя.

Полагая у, = 0, можно определить время разгона на данной передаче с места до у2 (что, впрочем, имеет реальный смысл только для 1-й или 2-й передачи).

Верхний предел у2 не следует брать выше 0,95 Ушах так ках практически можно считать, что к этому моменту разгон закончен, и дальнейшее ускорение настолько мало, что время разгона до Утах очень затягивается (теоретически до бесконечности). Заметим еще, что выведенное выше уравнение (10), выражающее зависимость ускорения j от скорости у, дает возможность вычислить Утах (при заданном коэфи- циенте сопротивления качению /).

Действительно, при Утах ускорение / = 0. Поэтому, приравнивая О правую часть уравнения (10) и решая его относительно у, найдем утах. В данном частном случае

^тах^ 100 Км/4-

(второй корень уравнения (10), как отрицательный, не имеет физического смысла в рассматриваемой задаче).

Произведенные нами расчеты относятся только к одной высшей передаче взятого для примера мотоцикла. Совершенно таким же образом можно было бы исследовать его в отношении времени разгона и на других передачах, причем заранее можно предугадать, что на более низких передачах разгон потребует меньше времени.

Современные мотоциклы дорожного типа разгоняются со скорости 30 км/ч. до 70 км/ч.. на высшей передаче в 10—12 сек., на второй передаче в 7—8 сек. Мотоциклы с форсированными двигателями разгоняются в указанных пределах еще скорей.

50’

(акселерометры) недостаточно удобны широкого применения. Напротив, время(акселерометры) недостаточно удобны широкого применения. Напротив, времябыть измеренобыть измереноРис. 37. Кривая времени разгона мотоцикла.Рис. 37. Кривая времени разгона мотоцикла.разгона можетразгона можетРис. 38. Кривая пути разгона в зависимости от времени.Рис. 38. Кривая пути разгона в зависимости от времени.

(акселерометры) недостаточно удобны широкого применения. Напротив, время

(акселерометры) недостаточно удобны широкого применения. Напротив, время

быть измерено

быть измерено

Рис. 37. Кривая времени разгона мотоцикла.

Рис. 37. Кривая времени разгона мотоцикла.

разгона может

разгона может

Рис. 38. Кривая пути разгона в зависимости от времени.

Рис. 38. Кривая пути разгона в зависимости от времени.

Экспериментальное определение времени разгона и ускорения 3мотоцикла

Исследуя динамику мотоцикла, в частности, его способность разго- ться расчетным путем, мы находим сначала ускорения машины на Н зных передачах и затем определяем время разгона, как показано в пре- дыдушем параграфе.

На практике, при испытаниях исполненного мотоцикла, идут обратным путем, т. е. определяют опытным путем именно время разгона в различных интервалах скоростей, и отсюда получают величины уско-

рений.

сколько-нибудьсколько-нибудьСуществующие приборы для непосредственного измерения ускорений

сколько-нибудь

сколько-нибудь

■' ,,„„«„tI н не получили с^пмт-нибуль

с достаточной точностью, для чего применяются приборы, записывающие нарастание скорости в зависимости от времени или пройденного расстояния. Нанося эту запись в увеличенном масштабе на координатных осях -и и t, получают кривую разгона мотоцикла, подобную рис. 37*).

Графическое диференцирование этой кривой дает величины ускорений с той точностью, какая вообще свойственна графическим построениям.

При отсутствии самозаписывающих приборов, регистрирующих скорость в зависимости от времени или пути, можно построить кривую разгона приближенно, измеряя с помощью секундомера время последовательного прохождения мотоциклом ряда равных отрезков пути определенной длины (например по 100 м). Техника такого измерения сравнительно проста. Участок дороги длиной в */, километра разбивают на пять частей.

На втором или третьем из отмеченных пунктов помещается хроно- метрист с двухстрелочным секундомером, в остальных четырех пунктах

ОСТ

2 ~ВКХТ 7639 рекомендует для оси и масштаб 10 км/ч. — 20 мм и для оси t — ^««"^ ММ' ^Ри постР°ении кривой ускорений масштаб для / — 0,5 л#/секЛ—

его пбМощнйкй, делающие резкий взмах флагом или рукой в момент прохождения мимо них мотоцикла. На основании произведенных засечек времени ^, f2, £3 и т. д. строится кривая s=f(t) (рис. 38). Пяти точек для этой цели вполне достаточно. Отсюда путем общеизвестных построений могут быть найдены интересующие нас кривые -&=/(/) и j=f^ при этом надо помнить, что у получается в ^/сек. Для получения 4 в км/ч. вводится множитель 3,6.

Опыты могут быть произведены на каждой передаче отдельно, причем для 1-ой и 2-ой передач длину мерного участка пути следует уменьшить до 200—250 -и, а интервалы между последовательными засечками до 40—50 м.

Разгон на 1-й и даже 2-й передаче можно начинать с места, для высших передач — с какой-либо заранее назначенной скорости, с которой мотоцикл подводится к мерному участку.

Имея кривые разгона для отдельных передач, можно далее построить полную кривую разгона мотоцикла при движении его с места с последователь 1ым переключением передач, задаваясь определенными моментами переключения.

Для суждения о способности современных мотоциклов быстро разгоняться на рис. 39 нанесено несколько кривых разгона, полученных экспериментально. Все мотоциклы верхнеклапанные, с ножным переключением передач (вследствие чего время переключения с одной передачи на другую со :тавляет не больше % секунды). Моменты переключения отмечены на кривых ступеньками.

На рис. 40 показана кривая пути разгона s = f(v) при трех различных регулировках карбюратора (двухтактный мотоцикл DKW, Vh — 500 смг, 2 цил., карбюратор AMAL), откуда видно, между прочим, что даже для одного и того же мотоцикла расхождение кривых может составлять 10—15% в зависимости только от одного фактора — настройки карбюратора. Следовательно, несовпадение кривых, построенных расчетным путем, сданными опыта в пределах 10 и даже 15% надо считать вполне допустимым и не порочащим ни качества расчета, ни его методики.

Для сравнительной оценки способности мотоциклов разгоняться могут быть установлены и более простые показатели.

В Англии, например, в качестве такого показателя принята средняя скорость ^ср мотоцикла при разгоне с места на участке длиной % мили (400 м\ с последовательным переключением передач. Длина участка в 400 м выбрана из тех соображений, что на таком расстоянии разгон с места можно считать законченным. Для определения -уср достаточно измерить секундомером время / прохождения мотоциклом мерного участка, откуда

400-3,6,

Уср =-t— кл^ч.

По нашему мнению, было бы правильней оценивать способность мотоциклов к разгону не по vCp. а отношением-уср, определенной выше- vcp указанным способом, к г/щах, т. е. отвлеченным коэфициентом/С —-"""> так как это дает возможность сравнивать мотоциклы с разным объемом цилиндра и разной степенью форсировки.

52

Рис. 39. Кривые времени разгона мотоциклов.

Рис. 40. Кривая пути разгона мотоцикла DKW.

Ниже приводится несколько значений этого „коэфициента разгона** полученных из опытов:

Мотоцикл

Ln км,ч.

*0 max

км!ч.

K = III. ^max

Ariel 250 сл3

Sunbeam „

Norton 350 см3

P-M„ ,

Velocette „ „

DKW-SB 500 см3 (2-тактный)

Levis 500 cm3

BSA-M-24 . ,

BMW-R-5 . „

Triumph , „

59,5 58,5 66

61 73.5

68,5

72,4 82,5 82

96

107 109

110 119

125 115

116 148

148

132

0,56 0,53 0,60 0,51 0,59 0,60

0,63 0,56 0,55 0,73

16. Путь разгона мотоцикла

Для определения расстояния, не котором разгоняется мотоцикл со скорости V] до скорости v2, пользуются обычно следующим методом. Разбивают весь интервал скоростей от ^ до у2 на ряд равных частей и определяют время разгона для каждого отдельного промежутка способом, описанным в § 14 (рис. 36). По вычисленным точкам строят кривую времени разгона.

--ичТогда, как известно,

площадь /', заключенная между осью t, ординатами *У1—^2 и построенной кривой, представляет собой в определенном масштабе путь, пройденный за время разгона от -У] до -у2 ).

Проделаем эту операцию, пользуясь данными § 14.

Рис. 41. Определение пути разгона в задан- Разобьем весь интересующий ном интервале скоростей.нас интервал скоростей на

ряд равных промежутков: 30, 40, 50, 60, 70 км^ч.

Найдем далее время t, необходимое на разгон до указанных скоростей, начиная с 30 км/ч. Получим следующие результаты:

-у = 40 50 60 70 км/ч.

t = 2,5 5,1 7,9 11,5 сек.

По этим точкам и построена кривая на рис. 41.

Площадь F, ограниченная этой кривой, осью абсцисс и ординатами «! и у2, равна 5900 мм2.

Масштаб ординат :1 мм — 0,1 сек.

Масштаб абсцисс:

1^ — 1 «м!ч. = "^ л/сек-

Масштаб площади: 1 мм? = .^ м.

Таким образом путь, необходимый для разгона со скорости 30 до 70 км/ч. на высшей передаче:

5900-0,1.„.

$ = -^=164 м.

Как показывает вид кривой t на рис. 41, она очень незначительно отличается от прямой линии в интервале v;— v2. Поэтому заранее можно предсказать, что,взяв среднее ускорение и считая его постоянным от Vj до 'Уз» мы получили бы приблизительно тот же результат гораздо более простым способом, не требующим ни построения кривых, ни измерения площадей.

Действительно, мы нашли в § 14, что для данного примера = «=0,94 м{сек? и /=11,7 сек.

При этих условиях путь разгона определится по элементарной формуле равноускоренного движения:

163 м.163 м.О//о*О//о*$ = е,(+У^- =8,35- 11,7 +-°’952 138

163 м.

163 м.

О/

/о*

О/

/о*

Оба результата совладают с точностью до ~

Если закон изменения ускорения / в зависимости от скорости известен, например, выражается уравнением (10), то путь разгона от скорости vt до скорости v2 может быть вычислен более точно, аналогично времени разгона.

Действительно ,., v-dv

ds = v-dt =,—„,

откудаоткудаa 4- bv — су3

откуда

откуда

55v-dv bv — cv1

5

5

Этот интеграл может быть решен обычным приемом, т. е. разложением под- интегрального выражения на сумму простейших дробей,

В данном случае удобно произвести это разложение следующим образом:

р v-dv 1_ Г b — 2cvр dv

— J а + bv — cv2~ 2с J а-\- bv — cv22с J а + bv — cv2'

Числитель дроби, стоящей под знаком первого интеграла, представляет собой производную знаменателя. Поэтому этот интеграл легко берется подстановкой:

Тогда« + »—«-»=>.

(b — 2cv) dv = dy.

Следовательно

Г b — 2cv pdy , , , .

/ ——5 = / — = In (<z + bv - co3).

J a-Vbv — cv2 J у’

^^й же интеграл "уже взят раньше, при определении времени разгона t

Таким образом имеем окончательно:

, = -l.ln(« + »v-«^ + ^.К.Щ^ + С.

Путь, проходимый при разгоне от скорости рх до скорости у2 км[ч<

. _ 1 . Г^=1а-УЬУ^-с^ b

,6= J а + Ьи - с у23,6=.2с а+^-^^З.б’-гс'* (у^аД^й)

(12)

(Следует обратить внимание на то, что переводной коэфициент, вводимый в том случае, когда скорость у выражена в км[ч., будет в уравнении (12) —L^

3.6* *

а не —, так как в числителе дроби имеются два множителя— у и d*U)» 0,0

Так как

A in (_^z±(£lz91 - t

3,6(У1-а)(у2-|3)"1-(стр. 49)

то уравнение (12) можно переписать в более краткой 4орме:

s=1|па + 6у2-су2=6

3,6=-2с а 4-Ьиг — су!3 * 3,6-2с '(13)

Применительно к рассматриваемому частному примеру получим:

10,836 + 0,0119-30 — 0,000203-900 ,

3,6=-2-0,000203-Ige ‘ g0,836 + 0,0119-70 — 0,000203-4900 +

+ 2 -0,000203 -3,6”12,5 = 875’lg 0^74 + 10’2 — 164,2 м*

Тяговая характеристика мотоцикла

Динамические качества мотоцикла могут быть охарактеризованы не только запасом мощности двигателя и распределением ее по отдельным видам сопротивлений, как мы делали это до сих пэр, но и тем тяговым усилием, которое мотоцикл развивает на окружности ведущего колеса. Как увидим сейчас, анализ динамики мотоцикла именно с этой точки зрения, т. е. в отношении силы тяги, дает наиболее полную, удобную и наглядную характеристику.

Сила тяги на окружности заднего колеса определяется следующим образом.

Крутящий момент двигателя Мд , в зависимости от мощности и числа оборотов, выражается известным равенством:

Мо = 716,2 кгм.

Примерный вид кривых крутящего момента мотоциклетных двигателей разного типа представлен выше на рис. 21.

При передаточном отношении i и к. п. д. трансмиссии\7 к заднему колесу подводится момент:

Mk = Md Л«т\т.

разделив этот момент на его плечо, т. е. получим силу тяги на окружности колеса:

Мд-Ьт1Т

на радиус колеса, мы ина радиус колеса, мы иГк гк

на радиус колеса, мы и

на радиус колеса, мы и

Если имеется кривая мощности Nk, построенная по скорости (рис. 28 и 33), то силу тяги для разных скоростей движения можно найти простым делением Nk на скорость (так как произведение силы на скорость и выражает секундную работу, или мощность):

(14)(14)рА = ^.27О кг.

(14)

(14)

Множитель 270 вводится для того, чтобы получить Рк в килограммах, если D выражена в кж/час и Nk в л. с.Таким образом по формуле (14) можно построить кривую изменения силы тяги Рк в зависимости от скорости движения (или от оборотов двигателя), не прибегая к вычислению крутящегоМножитель 270 вводится для того, чтобы получить Рк в килограммах, если D выражена в кж/час и Nk в л. с.Таким образом по формуле (14) можно построить кривую изменения силы тяги Рк в зависимости от скорости движения (или от оборотов двигателя), не прибегая к вычислению крутящегоПример. На основании рис. 33Пример. На основании рис. 33имеемимеемна высшейна высшеймомента.передаче 5,3: 1 для рас-момента.передаче 5,3: 1 для рас-смотренного ранеесмотренного ранеемотоцикла:мотоцикла:•и =30•и =30405,235,1405,235,1506,535,1506,535,16060708,6708,67,634,2 33,27,634,2 33,2809,431,8809,431,890 10,1 30,490 10,1 30,410010,528,410010,528,4Nk" 3,9Рк = 35По этим точкам и построена кривая Рк на рис. 42.Nk" 3,9Рк = 35По этим точкам и построена кривая Рк на рис. 42.НО км)ч.10,2 л. с.25 кг.НО км)ч.10,2 л. с.25 кг.R V

Множитель 270 вводится для того, чтобы получить Рк в килограммах, если D выражена в кж/час и Nk в л. с.

Таким образом по формуле (14) можно построить кривую изменения силы тяги Рк в зависимости от скорости движения (или от оборотов двигателя), не прибегая к вычислению крутящего

Множитель 270 вводится для того, чтобы получить Рк в килограммах, если D выражена в кж/час и Nk в л. с.

Таким образом по формуле (14) можно построить кривую изменения силы тяги Рк в зависимости от скорости движения (или от оборотов двигателя), не прибегая к вычислению крутящего

Пример. На основании рис. 33

Пример. На основании рис. 33

имеем

имеем

на высшей

на высшей

момента.

передаче 5,3: 1 для рас-

момента.

передаче 5,3: 1 для рас-

смотренного ранее

смотренного ранее

мотоцикла:

мотоцикла:

•и =30

•и =30

40

5,2

35,1

40

5,2

35,1

50

6,5

35,1

50

6,5

35,1

60

60

70

8,6

70

8,6

7,6

34,2 33,2

7,6

34,2 33,2

80

9,4

31,8

80

9,4

31,8

90 10,1 30,4

90 10,1 30,4

100

10,5

28,4

100

10,5

28,4

Nk" 3,9

Рк = 35

По этим точкам и построена кривая Рк на рис. 42.

Nk" 3,9

Рк = 35

По этим точкам и построена кривая Рк на рис. 42.

НО км)ч.

10,2 л. с.

25 кг.

НО км)ч.

10,2 л. с.

25 кг.

Сила тяги, подведенная к заднему колесу, затрачивается на преодоление сопротивлений движению, т. е. в наиболее общем случае на сопротивление качению (R^, сопротивление воздуха (Rq,), сопротивление на подъеме (/?Л) и сопротивление ускорению (Rj).

Таким образом:

Рк = R/-VRw-V Ph-VR?

При установившемся движении по горизонтальной дороге Rh и Rj равны нулю и, следовательно,

Кривая Рк, представленная на рис. 42, относится только к одной высшей передаче.

Совершенно таким же образом могут быть построены кривые силы тяги и для других передач, причем, очевидно, абсолютные значения ординат будут тем выше, чем больше передаточное отношение.

Если отложить вниз от кривой Рк сопротивление воздуха Rw = = F.K--u3 (§ 10), то полученная кривая Ра выразит тот остаток силы тяги, которым располагает мотоцикл для преодоления сопротивлений Дороги и ускорения.

Этот остаток называют тяговым запасом мотоцикла или свободной силой тяги. Сопротивление качению (^) и сопротивление на заданном подъеме VP^, как величины постоянные, выразятся при этом способе изображения прямыми, параллельными оси абсцисс.

Например сопротивление качению при /= 0,02 и весе мотоцикла ° ^ 220 кг-’

/?,= G-/= 220-0,02 = 4,4 кг.

На рис. 42 это сопротивление представлено горизонтальной прямой R

Точка пересечения ее с кривой Ра определяет максимальную скорость, которую может развить данный мотоцикл на горизонтальном шоссе, ибо сила тяги в точке а равна сопротивлению. Как и раньше = ^4 км/час (см. рис. 33).

Добавочное сопротивление на подъеме, например в 5° или 8,7°/0, равно (§ 12):

Rh=Q sin « = ^.= 19,2 кг.

Суммарная сила тяги, необходимая для преодоления этого подъема: Rh-= Rf-\-Rh = ^,4 + 19,2 = 23,6 кг.

Приведенная на этом уровне горизонтальная прямая пересекается с кривой Ра в точке Ь, которой соответствует скорость 68 км/час. Это значит, что на подъеме а = 5° может быть достигнута t»max = = 68 км/час.

Отрезки ординат, лежащие между кривой Ра и прямой Rf, или R/-'rRh выражают оче- вилно тот избыток силы тяги, которым располагает мотоцикл в данных дорожных условиях для ускорения своего движения.

Например, на горизонтальной дороге этот избыток достигает 29 кг при скорости 30 км/час. Если весь этот запас силы тяги обратить на ускорение, то оно будет равно (см. § 13):

9,81-/?/9,81-29. 1О ,

л,« = -^ = 22<мТ =118 */сек-2

При скорости 60 км/час избыток силы тяги, как показывает рис. 42, равен 22 кг. Следовательно, ускорение, возможное на этой скорости:

>=та-=°'89 м^'

Те же результаты мы получили й раньше другим путем.

Пользование графиком тягового баланса делается особенно удобным, если свободную силу тяги Ра выражать не в абсолютных единицах (в кг), а в процентном отношении к весу мотоцикла.

Это отношение принято называть динамическим фактором (D) или удельным тяговым запасом.

Таким образом

100-Ра.G

Разумеется, характер кривой Ро при этом не изменится, но по оси ординат откладываются в этом случае не килограммы, а проценты (рис. 43).

Преимущество такого способа изображения состоит в том, во-пер- что он дает возможность сравнивать и сопоставлять мотоциклы разного веса и типа и, во-вторых, в том, что величины сопротивлений качения и подъемов наносятся на нем особенно удобно.

Действительно, как мы видели выше (§ 12), сопротивления качению и подъему могут быть выражаемы в процентах веса машины, т. е. так же, как и сам динамический фактор D.

Например, при f= 0,02 сопротивление качению равно 2% веса мотоцикла. На подъеме 8,7% добавочное сопротивление равно 8,7%

вых,

веса машины, а общее: ф == 2 4-8,7= 10,7% и т. п.

На графике (рис. 43) эти

их

<5

сопротивления представлены горизонтальными прямыми, проведенными на соответствующей высоте. Максимальные скорости, отвечающие данным дорожным условиям, определяются точками а и Ь.

Максимальное сопротивление, которое может преодолеть мотоцикл на высшей передаче, составляет, по рис. 43, 15% его веса, чго при /=2% соответствует максимальному подъему т= 15 — 2 = 13%. Ускорение для любой скорости

<0

б

^-8.7*2-10,77.

Хм.оНА

30 «О 50 60 70 80 90 <00 «Окм/Ч

Рис. 43. Динамический фактор (О) на высшейпередаче.

и на любом подъеме также очень просто

определяется по рис. 43.

Так, например, при скорости 60 К-и’час динамический фактор равен по графику 12°/0. На горизонтальной дороге 2% этого тягового запаса пойдут на покрытие сопротивления качению, а 10% можно использовать либо на ускорение, либо на преодоление подъема в 10%.

Согласно приведенному раньше (рис. 35) соотношению между подъемами и ускорениями, видно, что подъему 10% эквивалентно ускорение /=0,9 л/сек2.

Можно также найти /, исходя из того, что

.Рц-9,8

J 100-8 *

где Du—избыток динамического фактора (в данном примере 10%) и о — коэфициент, учитывающий инерцию вращающихся частей.

Таким образом

^- = °,89^ceK.=

На подъеме 8,7% избыток динамического фактора выразится отрезком Z)„=12—10,7 = 1,3%. И, следовательно, при той же скорости получим возможное ускорение:

.,1,3-9,8лш/ 2

1 =Л65лл=°«Х2м1“к-

(то же и по графику рис. 35).

Итак, с помощью графика, представленного на рис. 43, все интересующие нас динамические свойства машины определяются действительно очень удобно и просто.

Выше было показано, что в том случае, когда зависимость между N и у известна, сила тяги Рь и, следовательно, Ра — Рь — р^ может быть представлена в виде а-\-Ьи— су2 (стр. 48). Это дает возможность определить динамический фактор D аналитически для любой скорости движения мотоцикла:

_100-Ря100 ,, ,

D = —~• =-q (а-\- bv — си2) = mynv — lv',(15)

где m, n и I — постоянные для данной машины коэфициенты.

Например, при тех параметрах, которые были приняты для рассматриваемого мотоцикла, будем иметь

D = ,00.(25,5 +0,293V-0,00501^) = ^ + „ ^ _ „^

Пусть у = 50 км/ч. При этой скорости:

D = 11,6 + 6,65 - 5,7 = 13.50/0, что мы нашли и путем графических построений (см. рис. 42).

Уравнение (15) позволяет определить критическую скорость данного мотоцикла. Действительно, при критической скорости динамический фактор имеет максимальное значение. Поэтому, приравняв нулю первую производную выражения т + лу— /у2 и решив полученное уравнение, найдем критическую скорость. Для рассматриваемого примера

У = 0,133 — 0,00203-2 у = 0. Откуда

Укр = "0,00406" = 32,6 КМ'4* (СР" рИС1 33)1

Соответствующее этой скорости значение динамического фактора:

Ошах = 11,6 + 0,133-32,6 —0,00203-32,62= 13,78 ~14<>/0.

Рис. 43 относится только к одной высшей передаче. Очевидно, подобным же образом можно определить динамический фактор D и для всех других передач мотоцикла.

График, изображающий изменение D по скорости для всех передач, принято называть тяговой или динамической характеристикой мотоцикла.

Пример такой характеристики для дорожного мотоцикла с 4-тактным двигателем 500 слР и 4-ступенчатой коробкой передач дан на рис. 44.

На рис. 45 воспроизведена динамическая характеристика двухтактного мотоцикла ИЖ-8 (по заводским данным).

Отрезки ординат Da (рис. 44) представляют тот удельный тяговой запас, которым располагает данный мотоцикл на каждой передаче для преодоления подъемов и ускорения.

60

iQ го 304050 N ™'

Рис. 45. Динамическая характеристика двухтактного мотоцикла 300 сж.

Этот запас, по рис. 44, достигает максимума на 1-й передаче при скорости 16 км',ч. и составляет в данном случае Dn = 450]0.

Следовательно, максимальный подъем, который можно теоретически взять на 1-й передаче, равен 45°/0, или 24е, при условии достаточного сцепления покрышки с дорогой.

Максимальное же ускорение на горизонтальной дороге при том же условии:

DU-9,S 45-9.8 п,

■/тах 100-3 — 100-1,8“ 2,45 J</ceK- >

принимая для 1-й передачи коэфициент 8 — 1,8.

Предельная сила тяги

Если коэфициент сцепления (трения покоя) покрышки с дорогой равен уЛ, то максимальное тяговое усилие, которое может быть использовано без буксования ведущего колеса:

Рmax ^5 P-Go,

где О2 — сцепной вес мотоцикла, т. е. часть веса машины с водителем, приходящаяся на заднее колесо. Как мы видели в § 4, в статическом

Г i —,Г i —,Рис. 46. Перераспределение нагрузки на переднее и заднее колеса.Рис. 46. Перераспределение нагрузки на переднее и заднее колеса.состоянии

Г i —,

Г i —,

Рис. 46. Перераспределение нагрузки на переднее и заднее колеса.

Рис. 46. Перераспределение нагрузки на переднее и заднее колеса.

G2 ~0,55G.

Реакция крутящего момента, передаваемого задним колесом, стремится приподнять передок машин и, следовательно, переносит часть нагрузки с переднего колеса на заднее.

Величина этого облегчения переднего колеса, как видно из схемы на рис. 46, составляет

I

где Мк крутящий момент на заднем колесе и I— база мотоцикла в метрах.

Пусть, например, полный вес мотоцикла G = 220 кг\ база I = 1,5 м, максимальный крутящий момент двигателя достигается при числе оборе/ тов 2100 об/мин. и мощности 7 л. с.

При этих' условиях:

^=716,2-2^ = 2,39 кгм.

Предполагая передаточное отношение на первой скорости ^ = 15,8 и т]/-= 0,8, найдем

Мк = 2,39 -15,8 - 0,8 = 30 кгм. Следовательно:

А = ^ = ^ = 10Кг.

——-I

) Значения р. для" разного состояния дорог см. Мотоциклетный справоч-

Таким образом, если астатическом состоянии Gt = 0,45 • G = 100кг и у, — 0,53 • G = 120 кг, то при работе заднего колеса с моментом - распределение нагрузки изменится, и мы будем иметь:

G1 = 100 — 20 — 80 кг и G„ = 120 4- 20 = 140 кг,

т. е. сцепной вес увеличится на 161/2°/0> а нагрузка на переднее колесо уменьшится на 20%*).

Предположим, что движение происходит на обыкновенном сухом шоссе. При этом условии у.~0,6.

Следовательно, максимально допустимая сила тяги на заднем колесе: Лпах==Н02 = °>6,140 = 84 кг-

Мотоцикл, тяговая характеристика которого дана на рис. 44, имеет максимальный динамический фактор на первой передаче D = 47,5%, следовательно, может развить силу тяги

n D-G 47,5-2201П-

Ртах= 1(Ю —100— 105 к2,

т. е. значительно больше той, которая может быть использована.

Это значит, что, пустив в дело весь запас тягового усилия на первой передаче, мы неизбежно вызовем буксование заднего колеса даже на сухой дороге.

Отсюда следует, что и найденное нами в предыдущем параграфе максимальное ускорение на первой передаче тоже невозможно в реальных условиях. Предельной силе тяги Ртах = 84 кг соответствует динамический фактор:

n_100-Pmax 100 84 _

D — G - 220 "

За вычетом 2%, идущих на покрытие сопротивления качению, остается:£)и = 38 — 2 = 36%,

а не 45%, как мы предполагали.

Следовательно, .в реальных условиях

■Рц-9,8100-5■Рц-9,8100-536-9,8 п 2

■Рц-9,8

100-5

■Рц-9,8

100-5

10571^ = 2 Л/сек?

Максимальный подъем будет тоже меньше, чем найдено раньше без учета ограниченности сцепления покрышки с дорогой.

Он будет равен только 36%, или 20° (а не 24°), даже если мы не будем принимать во внимание уменьшения сцепного веса на подъеме.

С учетом этого уменьшения результат еще несколько изменится.

Действительно, на подъеме а0 сцепной вес будет уже не G2, a С2 cos я (§ 12), т. е. 140 • cos 20°= 140 • 0,94 = 132 кг.

Следовательно, Ртах <, 132 • 0,6 = 79 кг.

Откуда

D = *^ = 360/0.

*) Предполагается равномерное движение на горизонтальной дороге. При ускоренном движении или на подъеме перераспределение нагрузки будет еще •значительней.

На покрытие сопротивления качению пойдет

/• cosa = 2 • 0,94 = 1,88%.

Остается £)ц = 36— 1,88 = 34,12%, что соответствует подъему а^19°.

Следует заметить, что сцепной вес мотоцикла может быть значительно увеличен при наличии груза или пассажира на багажнике. Эта дополнительная нагрузка почти целиком падает на заднее колесо. Предполагая, например, на багажнике пассажира весом 60 кг, мы должны были бы в предыдущих расчетах приниматцО2~ 140—|—60 = 200 кг при общем весе G = 220 + 60 = 280 кг.

При этих условиях максимально допустимая сила тяги на заднем колесе была бы:

Ртах <200.0,6 = 120 кг,

т. е. весь запас тягового усилия на первой передаче может быть использован без буксования заднего колеса.

С этим обстоятельством приходится считаться при выборе низшей ступени в коробке передач (§ 69).

Выбор мощности двигателя

Изложенные в предыдущих параграфах расчеты дают конструктору руководящие основания для выбора мощности двигателя, необходимдй для получения определенных ходовых качеств машины. Впоследствии мы увидим, что и выбор передаточных чисел в коробке передач тоже опирается на тяговые расчеты.

Определить необходимую мощность двигателя ф^ можно, если задаться максимальной скоростью 'Утах, которую желательно иметь на очень хорошей горизонтальной дороге, оцениваемой общим коэфициен- том сопротивления ф = 0,015— 0,020.

Для транспортных мотоциклов можно удовлетвориться следующими значениями:

Легкий тип 80— 90 км]ч.

Средний „100—ПО„

Тяжелый „ ...... .110—120„

Вес мотоцикла определяется по данным, указанным в § 1, или по аналогии с выполненными конструкциями.

Так как при максимальной скорости / = 0, то вся мощность, подводимая к заднему колесу, пойдет только на преодоление сопротивления дороги и воздуха, т. е.

Nft = -nr-Ne = N^Nw.

Отсюда мощность двигателя:

N ^/Уф + АГ^/15)

в ^т

Как определяются величины, входящие в правую часть этого равенства, нам уже известно (§§ 8, 9 и 10).

ЧАСТЬ ВТОРАЯ

ДВИГАТЕЛЬ МОТОЦИКЛА

•i

)

ге’":ге’":

ге’":

ге’":

ГЛАВА III

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ МОТОЦИКЛЕТНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Характерные особенности мотоциклетных двигателей

Наиболее характерной чертой мотоциклетных двигателей является их многооборотность, т. е. высокое число оборотов вала в единицу времени. В этом отношении они занимают крайнее место в ряду других двигателей внутреннего сгорания. Если даже оставить в стороне рекордные достижения отдельных экспериментальных машин, число оборотов которых удавалось доводить до 11000 в минуту (под нагрузкой), то все же конструктору необходимо считаться с тем, что и серийные мотоциклетные двигатели, предназначенные для нормальной эксплоатации, развивают максимальную мощность при 4000—5000 об/мин., начало же устойчивой работы их под нагрузкой лежит в пределах от 1500 до 2000 об/мин.

Двигатели форсированные, предназначаемые для спортивных мотоциклов, дают максимальную мощность при еще более высоком числе оборотов, порядка 6000 в минуту.

Такие громадные числа оборотов современных двигателей вызываются необходимостью — при малом весе и габаритах мотора получить достаточный запас мощности, обеспечивающий хорошую динамику машины, т. е. ее ходовые качества.

Многооборотность двигателя должна быть в первую очередь принята во внимание как при проектировании его, так и при изготовлении. Проектировщика она обязывает критически пересмотреть общие методы расчета двигателей внутреннего сгорания и оценить те влияния, которые оказывает высокое число оборотов на рабочие процессы в цилиндре; конструктору она предъявляет требование возможного облегчения веса всех движущихся деталей; перед технологом она ставит задачу точной и тщательной обработки и применения высококачественных материалов.

И при всем том двигатель должен быть прост и надежен даже в руках малоквалифицированного водителя. Это последнее обстоятельство конструктор также никогда не должен упускать из поля своего зрения.

вторая характерная особенность мотоциклетного двигателя — его в 0 3 ДУ ш но е охлаждение, которое весьма редко применяется Других типах транспортных двигателей. Для мотоциклов оно является, против, основным и наиболее желательным способом охлаждения. Так

6565А. М. Иерусаднмскай 913

65

65

как оно применяется на мотоциклах в наиболее примитивной своей форме-—обдувания цилиндра встречным воздухом, без всяких вентиляторов, направляющих кожухов и т. п., и, следовательно, зависит от скорости движения, то конструктору приходится считаться с целым рядом вытекающих отсюда явлений, которые не имеют места при других, более совершенных методах охлаждения.

Третьей особенностью мотоциклетных двигателей можно считать широкое применение для них двухтактного процесса с кривошипно-камерной продувкой, который, почти никогда не встречается в двигателях автомобильных или авиационных. Напротив, у мотоциклов легкого типа, с рабочим объемом до 250 см3, двухтактный процесс является преобладающим и наиболее уместным в силу простоты конструкции двигателя, уменьшения веса и производственной стоимости. Таким образом вопрос о выборе двухтактного или четырехтактного процесса, который даже и не возникает у автомобильного конструктора, является при проектировании мотоцикла весьма существенным и подлежащим всестороннему рассмотрению.

Наконец, четвертая характерная черта мотоциклетного двигателя — малое число и малый литраж цилиндров. В подавляющем большинстве случаев мотоциклы снабжаются одноцилиндровыми двигателями. Так по крайней мере обстоит дело, если рабочий объем цилиндра не превышает 600 см3. Более крупные двигатели (750—1200 см3) выполняются, как правило, двухцилиндровыми. Четырехцилиндровые конструкции являются исключением в практике мотостроения и при всех своих преимуществах не удовлетворяют основному требованию — простоте и надежности двигателя, особенно при малой квалификации водителя.

Наиболее распространенный рабочий объем мотоциклетных двигателей от 250 до 500 см3. Предельным объемом надо считать 1000 см3, хотя и встречаются изредка модели мотоциклов с общим рабочим объемом цилиндров 1200—1300 см3.

Таким образом подводя итог сказанному, мы можем охарактеризовать мотоциклетный двигатель как малолитражный, многооборотный карбюраторный двигатель воздушного охлаждения с одним или двумя цилиндрами, работающий по четырехтактному или двухтактному способу

Конструктивное оформление мотоциклетного двигателя

Конструктивные формы мотоциклетного двигателя были найдены еще Даймлером и с тех пор сохраняют свои общие характерные черты до нашего времени, подвергаясь изменениям и усовершенствованиям только в деталях. Формы эти обусловлены главным образом расположением и креплением двигателя на раме мотоцикла и, следовательно, необходимостью размещения двигателя со всеми обслуживающими его приборами в довольно ограниченных габаритах.

Несколько типичных конструкций одноцилиндровых двигателей представлены на рис. 47—50. Из рассмотрения их следует, что двигатель крепится к раме мотоцикла своим картером, который является основанием для цилиндра и опорой для подшипников коленчатого вала. Маховики четырехтактного двигателя, диаметр которых не превосходит 66

180—200 мм, помещаются внутри картера, образуя вместе С двумя коренными шейками и цапфой кривошипа составной коленчатый вал. Вынесение маховика из картера наружу редко применяется для четырехтактных двигателей, так как связано с увеличением его диаметра и неудобствами практического характера. Оно имеет место только в двухтактных двигателях (рис. 50), где маховик используется обычно для помещения в нем магнето. Кроме того, вынесение маховика диктуется здесь необходимостью уменьшить объем картера, используемого в качестве продувочного насоса. При карданной передаче в маховике помещают муфту сцепления и по этому его также выносят из картера.

Распределительный механизм, управляющий открытием клапанов, помещается с правой стороны картера (считая по направлению движения мотоцикла), в специальной камере, прилитой к картеру и закрываемой крышкой. Привод на трансмиссию — с противоположной стороны. Расположение клапанов, при наличии отъемной головки, не вносит особых изменений в конструкцию кривошипного и распределительного механизмов: изменение касается лишь формы самой головки, кроме того, добавляются длинные толкатели (рис. 48).

Головка цилиндра располагается таким образом, чтобы патрубок выхлопной трубы был обращен вперед по движению мотоцикла, а крепление карбюратора—позади цилиндра.

Площадка для магнето или магдино также в большинстве случаев помещается сзади цилиндра, образуя одно целое с картером. Картер нередко объединяется в одно целое с резервуаром для масла (рис. 47).

Двухцилиндровые двигатели могут быть выполнены по одной из схем, представленных на рис. 51.

Схема а представляет V-образное расположение цилиндров, при котором шатуны надеты своими нижними головками на общую цапфу кривошипа. Конструкция картера и коленчатого вала при этом остается такой же, как в одноцилиндровом двигателе. Угол между цилиндрами заключается в пределах от 45 до 60°. При угле больше 60° становится затруднительным размещение двигателя в габаритах рамы. Рабочие такты чередуются в цилиндрах через неравные интервалы 360+ а, где а—угол между цилиндрами. Это неравенство возрастает при увеличении угла а, что и послужило главной причиной к отказу от V-образных двигателей с углом между цилиндрами 90°, несмотря на прекрасную уравновешенность этих двигателей.

Конструктивный чертеж V-образного двигателя дан на рис. 52, на котором ясно видно расположение отдельных его деталей. В данном случае представлен двигатель с боковыми клапанами, но общая композиция его сохранилась бы и при верхнем расположении их, по рис. 48.

Карбюратор весьма удобно размещается в углу между цилиндрами, причем длина всасывающих труб получается очень незначительная.

Картер в данном случае представляет собой общую отливку с масляным резервуаром, что, однако, не является обязательным.

Схемы b и с на рис. 51 иллюстрируют параллельно-вертикальное Расположение цилиндров. Кривошипы в этом случае могут быть смещены на 180° (схема 5) или на 360° (схема с), В первом случае поршни дви- жутся в разные стороны и, следовательно, силы инерции до некоторой

Степени уравновешиваются, но чередование рабочих ходов в четырехтактном двигателе получается крайне невыгодным, как это видно из следующей таблички:

1-й цилиндр2-й цилиндр

Всасывание. . . . Сжатие

СжатиеСгорание

СгораниеВыхлоп

ВыхлопВсасывание

т. е. рабочие такты следуют непосредственно один за другим-

Рис. 47а. Одноцилиндровый двигатель с боковым расположением клапанов (85 х 100 мм, 595 см3)—разрез.

Поэтому такое расположение цилиндров применяется лишь для двухтактных двигателей (см. рис. 53).

Более выгодно в отношении последовательности рабочих тактов расположение цилиндров по схеме с, при котором оба поршня движутся одновременно вверх или вниз, следовательно, промежутки между рабочими тактами можно сделать одинаковыми и равными 360°. В отношении уравновешивания инерционных сил такой двигатель не имеет особых преимуществ перед одноцилиндровым, но крутящий момент получается более равномерным.

4 03

47б. Одноцилиндровый двигатель с боковым расположением клапанов (85x108 мм; 595 см3)—вид слева.

Рис. 48. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (74x81 мм; 348 см3).Рис. 48. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (74x81 мм; 348 см3).

Рис. 48. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (74x81 мм; 348 см3).

Рис. 48. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (74x81 мм; 348 см3).

Примером конструкции, выполненной по этой схеме, может служить мотоциклетный двигатель известного английского завода „Триумф" (Triumph), хорошо зарекомендовавший себя в условиях эксплоатации.

На рис. 54 показан общий вид этого двигателя с частичными разрезами позволяющими видеть некоторые детали его механизма. Отливка цилиндров произведена в одном блоке; головка съемная, также общая для обоих цилиндров, с двумя отдельными крышками для клапанов и коромысел. Маховик помещен в средней плоскости картера. Коленчатый вал состоит из двух частей, привернутых болтами к маховику.

Двигатель устанавливается в раме мотоцикла с цепной передачей таким образом, чтобы ось вала была перпендикулярна к продольной оси машины.

Возможно выполнение двухцилиндрового двигателя с параллельными вертикальными цилиндрами также по схеме д, т. е. с двумя коленчатыми валами, соединенными парой зубчатых колес и потому вращающимися в разные стороны, что обеспечивает очень хорошую уравновешенность двигателя. При карданной передаче такая схема имеет еще то преимущество, что один из коленчатых валов и карданный вал можно расположить по одной прямой линии и, следовательно, осуществить прямую передачу в коробке передач (см. рис. 9, схема г).

Наконец, схема в рис. 54 показывает еще один, довольно употребительный для четырехтактных двигателей, способ расположения цилиндров: здесь цилиндры помещены горизонтально и обращены головками в разные стороны. Шатуны соединены с двумя отдельными кривошипами, разведенными на 180°, вследствие чего поршни движутся всегда в противоположных направлениях, т. е. оба к коленчатому валу или оба к цилиндровым головкам. Таким образом рабочие такты чередуются здесь равномерно, через каждый полный оборот вала (360°), а силы инерции полностью уравновешиваются. При цепной передаче двигатель располагается так, что оси цилиндров лежат параллельно продольной оси мотоцикла (рис. 10), при карданной — перпендикулярно (рис. 8, схемы в и г).

Конструктивный чертеж двигателя с горизонтально-противоположными цилиндрами дан на рис. 55, из которой видно размещение основных деталей.

Ввиду значительной длины двигателя, в особенности при верхнем расположении клапанов), применение такого рода двигателей наиболее целесообразно при карданной передаче, что обычно и практикуется. Чтобы длина двигателя не превосходила приемлемых величин 550—600 мм, приходится уменьшать ход поршня, который у двигателей этого типа меньше или равен ходу поршня, и сокращать длину шатуна, что создает несколько невыгодные соотношения основных размеров. Карбюратор по необходимости надо относить далеко от головок цилиндров и подводить смесь посредством длинных всасывающих труб. Чтобы избежать связанных с этим недостатков, предпочитают устанавливать два карбюратора отдельно для каждого цилиндра, что, однако, усложняет их регулировку.

Наконец, сама конструкция рамы мотоцикла, особенно при продольном расположении двигателя, претерпевает ряд существенных изменений

•) Двигатель BMW—R-75 при тех же размерах цилиндров, что и на рис, М, но с верхними клапанами, имеет длину 735 мм.

Рис. 49а. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (69x93 мм; 346 слЗ)—вид справа.

Рис. 50. Двухтактный одноцилиндровый двигатель (74x68 мм\ 293 cmS).Рис. 50. Двухтактный одноцилиндровый двигатель (74x68 мм\ 293 cmS).

Рис. 50. Двухтактный одноцилиндровый двигатель (74x68 мм\ 293 cmS).

Рис. 50. Двухтактный одноцилиндровый двигатель (74x68 мм\ 293 cmS).

ejejРис. 51. СхемыРис. 51. Схемыдвухцилиндровых двигателей.двухцилиндровых двигателей.,? ОДЖ 'til г-*,? ОДЖ 'til г-*

ej

ej

Рис. 51. Схемы

Рис. 51. Схемы

двухцилиндровых двигателей.

двухцилиндровых двигателей.

,? ОД

Ж 'til г-*

,? ОД

Ж 'til г-*

по сравнению с рамой для одноцилиндрового или V-образного дви

Для двухтактных двигателей V-образное расположение цилиндров также возможно, но соединение обоих шатунов на общей цапфе в этом j случае уже не может быть выполнено, так как, во-первых, кривошипы надо развести на угол 180°—а, где а —угол между цилиндрами, чтобы получить равномерное чередование рабочих процессов, и, во-вторых, картер должен быть разгорожен на две половины, из которых каждая служит продувочной камерой для одного цилиндра. При этом оси цилиндров располагаются по необходимости в двух разных плоскостях. Конструкция таким образом, усложняется, причем это усложнение не компенсируется никакими преимуществами. Поэтому V-образное расположе-

ние цилиндров на двухтактных двигателях не получило распространения, хотя можно назвать две-три выполненных конструкции этого рода.

Четырехцилиндровые двигатели, как мы уже отмечали раньше, не являются типичными для мотоциклов и применяются довольно редко вследствие их сравнительной сложности. Не следует забывать, что мотоцикл только тогда может конкруировать с автомобилем, когда он прост, дешев и общедоступен, и только при этом условии он вообще имеет право на существование. Пример Америки, где мотоцикл почти совершенно вытеснен автомобилями, достаточно убедителен в этом отношении. Тяжелый мотоцикл с четырехцилиндровым двигателем и с прицепной коляской всегда обойдется в производстве, если не дороже, то во всяком случае не дешевле легкого автомобиля и все же не сравняется с ним в отношении удобств, предоставляемых пассажирам. Поэтому целесообразнее, нам кажется, в таком случае добавить еще одно колесо и проектировать машину именно как малолитражный автомобиль. Не считая че- тырехцилиндровый двигатель специфичным для мотоцикла, мы в дальнейшем совершенно исключаем его ив рассмотрения, так как все необхо-

цилиндров получается не вполне удовлетворительное. На рамецилиндров получается не вполне удовлетворительное. На рамесреднихсреднихРис. 56. Схемы четырёхцилиндровых двигателей.Рис. 56. Схемы четырёхцилиндровых двигателей.

цилиндров получается не вполне удовлетворительное. На раме

цилиндров получается не вполне удовлетворительное. На раме

средних

средних

Рис. 56. Схемы четырёхцилиндровых двигателей.

Рис. 56. Схемы четырёхцилиндровых двигателей.

димые сведения могут быть получены из соответствующих автомобильных курсов. Здесь же отметим только общие конструктивные формы этих двигателей, встречающиеся на современных мотоциклах.

Четырехцилиндровые мотоциклетные двигатели выполняются по схемам, представленным на рис. 56. Схема Л изображает линейное расположение цилиндров в том виде, как оно практикуется обычно и на автомобилях. Цилиндры обыкновенно отливаются и крепятся к картеру каждый отдельно, с промежутками для циркуляции воздуха, или отливаются подарно. Двигатель при этом приобретает сравнительно большую длину, охлаждение же

мотоцикла двигатель устанавливается продольно так, что ось коленчатого вала совпадает со средней плоскостью машины. Наиболее целесообразным типом трансмиссии при этом будет карданный вал, хотя применяется и цепная передача по схеме, показанной раньше на рис. 12, а.

Схема В поясняет сдвоенное V-образное расположение цилиндров, при котором нижние головки шатунов соединяются попарно с двумя кривошипами коленчатого вала. Двигатель при такой конструкции получается более компактным, чем при линейном расположении цилиндров, условия

же охлаждения, повидимому, более благоприятны, тем не менее и в этом случае оно оставляет желать лучшего. Так, при испытаниях в НАТИ подобного двигателя, постройки первоклассного английского завода „Матч- лес (Matchless), было установлено, что температура головок задних Цилиндров уже через 5—8 минут работы на полном дросселе доходила До 450—460°, т. е. почти в два раза превышала нормальную, а основания свечей начинали светиться; температура стенок задних цилиндров достигала 340°; температуры головок передних цилиндров были примерно

На 100° ниже. Двигатель мог работать устойчиво и без Перегрева только при уменьшении нагрузки до 66°/0 от полной.

Чтобы улучшить охлаждение, завод AJS, выпустивший в 1936 г. ’акой же двигатель (495 см8, 50 X 60 мм), увеличил угол между цилиндрами до 50° и расположил двигатель поперек рамы так, что ось коленчатого вала перпендикулярна к продольной оси машины.

На схеме С представлено так называемое „квадратное* расположение четырех цилиндров, осуществленное заводом „Ариель" (Ariel). Здесь цилиндры расположены в два ряда вертикально и отлиты в общем блоке. Два параллельных вала вращаются в противоположном направлении и связаны зубчатой передачей. Общий объем всех цилиндров 497 или 597 см8 (^=51 или 56; 5=61 мм). Двигатель очень компактен, хорошо уравновешен и по своим габаритам мало отличается от обыкновенного одноцилиндрового двигателя того же литража, но едва ли эти преимущества искупают усложнение кривошипного механизма.

Следующая схема D иллюстрирует сдвоенное горизонтально-противоположное расположение цилиндров, выполненное заводом Цюндап (Ztin- dapp).

Цилиндры отлиты попарно и при поперечном расположении двигателя на раме мотоцикла (см. рис. 14) должны хорошо и равномерно охлаждаться. Габаритные размеры двигателя с общим рабочим объемом — 790 см3 (d = 62 мм, 5 = 66—мм)—практически одинаковы с размерами двухцилиндрового двигателя того же типа. Пожалуй, в соединении с карданной передачей подобная схема является наиболее здоровой конструктивной идеей многоцилиндрового мотоцикла вследствие превосходной уравновешенности двигателя и равномерности крутящего момента, которые необходимы для карданной передачи.

Наконец, схема Е поясняет еще один вариант четырехцилиндрового двигателя, осуществленный известным английским заводом Brough-Superior (1^=1000 см8; d= 71; $ = 63 мм). Здесь горизонтальные цилиндры, отлитые попарно, расположены в общей вертикальной плоскости, один над другим. Коленчатые валы сцеплены шестернями и вращаются в разные стороны. Каждая пара шатунов надета нижними головками на общую цапфу кривошипа, поэтому все четыре поршня движутся одновременно влево или вправо. В любом положении поршней все силы инерции могут быть полностью уравновешены противовесами. На мотоцикле двигатель установлен поперек рамы, причем применяется карданная передача.

Для полноты описания многоцилиндровых двигателей для мотоциклов следует упомянуть еще о трехцилиндровом двухтактном двигателе 1000 см8, выпущенном в 1935 г. известным заводом Scott. Как и на других типах двигателей этого завода, цилиндры охлаждаются водой. Картер разделен перегородками на три отдельных кривошипных камеры по числу цилиндров. Коленчатый вал—составной—образован тремя парами маховиков, соединенных шейками. Кривошипы смещены на 120° один относительно другого. На раме мотоцикла двигатель располагается продольно. При этом силовая передача выполняется по схеме, представленной выше на рис. 12 (схема а). В отношении равномерности крутящего момента двигатель аналогичен 6-цилиндровому четырехтактному.

Таковы основные варианты решения задачи о применении для мотоциклов многоцилиндровых двигателей.

80

Определение основных размеров двигателя

В распоряжении мотоциклетного конструктора имеется такой богатый арсенал средств для повышения мощности двигателя, что задание одной Nmax> необходимой для получения определенных динамических качеств машины (см. § 19), почти не связывает его в отношении выбора

основных размеров. Повышая степень сжатия, изменяя фазы распределения, улучшая условия всасывания и выхлопа, увеличивая размеры карбюратора и т. п., конструктор имеет возможность форсировать двигатель в весьма широких пределах.

Это положение хорошо иллюстрируется кривыми мощности, представленными на рис. 57.

Все они относятся к одноцилиндровому мотоциклетному двигателю с одними и теми же размерами d=85 и s=88 мм.

® А. М. Иерусалим кий 91381

Как видим, при этих размерах диаметра цилиндра и хода поршня, максимальная мощность двигателя может быть повышена с 13 до 33 л. с., т. е. почти в три раза.

Нужны, таким образом, дополнительные условия, на основании которых конструктор мог бы сделать те или другие выводы.

Наиболее правильным с технической точки зрения является, по нашему мнению, указание на род топлива, на котором должен работать мотоцикл. Этим предопределяется выбор степени сжатия и, следовательно, устанавливается довольно жесткий предел для форсировки двигателя.

Еще лучше прямо указать в качестве дополнительного условия желательный тип проектируемого мотоцикла—транспортный, спортивный, гоночный, так как при этом условии проектировщик может не только рассчитать размеры двигателя, но и выбрать для него наиболее целесообразные конструктивные формы. Мы исключаем из рассмотрения тот случай, когда рабочий объем цилиндра является наперед заданным, так как при этом самый вопрос о выборе основных размеров, собственно говоря, снимается и сводится к геометрической задаче: по данному объему цилиндра определить его диаметр d и высоту s, задавшись d тем или иным отношением —.

s

Предполагая, наоборот, что рабочий сбъем двигателя является искомым, мы можем для его определения идти следующим путем. Связь между литражем двигателя (VA), мощностью (N^, числом оборотов (л) и средним эффективным давлением газов на поршень (ре) выражается, как известно, следующими равенствами:

для четырехтактного двигателя:

/V = Pe^JL.(1)

е 900>' '

иля двухтактного двигателя:

N(2)

7 4504 7

Если Ne и п заданы, то для определения по этим формулам Vh необходимо знать только одну величину ре—среднее эффективное давление.

Величина ре может быть найдена теоретически на основании теплового расчета двигателя (см. дальше § 28), или взята на основании практических данных по аналогии с выполненными конструкциями*).

При максимальной мощности двигателя средние значения ре можно принимать:

четырехтактные двигатели

нормальные (для работы на обыкновенном бензине)5—6 кг [см2

средней форсировки . . . 6,5—7.

высокой форсировки ......'8—11 ,

двухтактные двигателинормального типа2,6—3,5 „

форсированные .4—4,5 ,

Максимальное значение рвтах имеет место при меньшем числа обо-

ротев, причемротев, причемР^== 1,2—1,3 ргР^== 1,2—1,3 рг

ротев, причем

ротев, причем

Р^== 1,2—1,3 рг

Р^== 1,2—1,3 рг

Для двигателей, кривые мощности которых даны на рис. 57, легко найти следующие значения ре, соответствующие максимальной мощности:

при е = 4,4 ре —при е = 4,4 ре —= 1,8- ^-=5,2 №/«’

при е = 4,4 ре —

при е = 4,4 ре —

Vh-n4600

„ £=5,8 ре = 1,8 • s^^6’5 кгИ

„ е=6,9 ^=1,8--^-=9,7 кг1смй

,» £=7,5 ре~ ',8 • —^^-=10,3 кг]см^

Из них только первые два можно считать пригодными для нормальной эксплоатации при использовании топлива с низким октановым числом; два же остальных относятся к категории форсированных и требуют специального топлива.

Имея зто в виду, можно с достаточным приближением выбрать ре по данным практики и, пользуясь уравнением (1) или (2), подсчитать требуемый литраж двигателя.

Пример: Найти Vft четырехтактного двигателя, предназначаемого для дорожного мотоцикла среднего типа, способного развивать на шоссе нормального качества скорость до 90 км/час на обыкновенном бензине.

Согласно уравнению (15) § 19, потребная мощность двигателя: ^=^Н^.

Определим мощность, расходуемую на качение, оценивая дорогу циентом ф = 0,03 и считая вес машины 150 кг и водителя 70 кг:220.0,03-90N* =270= 2'12 л-с"Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха при К ■= 6,06 = 0,55 м9, будет:0,06.0,55.909Nw "3500" 8 Л1С‘Определим мощность, расходуемую на качение, оценивая дорогу циентом ф = 0,03 и считая вес машины 150 кг и водителя 70 кг:220.0,03-90N* =270= 2'12 л-с"Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха при К ■= 6,06 = 0,55 м9, будет:0,06.0,55.909Nw "3500" 8 Л1С‘и F =и F == 12,6 л.с.= 12,6 л.с.коэфи-

Определим мощность, расходуемую на качение, оценивая дорогу циентом ф = 0,03 и считая вес машины 150 кг и водителя 70 кг:

220.0,03-90

N* =270= 2'12 л-с"

Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха при К ■= 6,06 = 0,55 м9, будет:

0,06.0,55.909

Nw "3500" 8 Л1С‘

Определим мощность, расходуемую на качение, оценивая дорогу циентом ф = 0,03 и считая вес машины 150 кг и водителя 70 кг:

220.0,03-90

N* =270= 2'12 л-с"

Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха при К ■= 6,06 = 0,55 м9, будет:

0,06.0,55.909

Nw "3500" 8 Л1С‘

и F =

и F =

= 12,6 л.с.

= 12,6 л.с.

К.п.д. трансмиссии т)Г= 0,8.

Тогда потребная мощность:

с ~0,8

Предполагая двигатель свыбираем ре = 5,5 кг/см^ иПри этих условиях:v 900-^ ” —Re-nПредполагая двигатель свыбираем ре = 5,5 кг/см^ иПри этих условиях:v 900-^ ” —Re-nбоковыми клапанами и низкой степенью число оборотов 4500 об/мин.боковыми клапанами и низкой степенью число оборотов 4500 об/мин.сжатия,сжатия,900-12,6....адНйб°л60л-900-12,6....адНйб°л60л-Ближайший из Стандартных объемов цилиндра будет 500 см9.После того как необходимый литраж двигателя установлен, определить число цилиндров, их диаметр и ход поршня.Ближайший из Стандартных объемов цилиндра будет 500 см9.После того как необходимый литраж двигателя установлен, определить число цилиндров, их диаметр и ход поршня.можноможно

Предполагая двигатель свыбираем ре = 5,5 кг/см^ иПри этих условиях:

v 900-^ ” —Re-n

Предполагая двигатель свыбираем ре = 5,5 кг/см^ иПри этих условиях:

v 900-^ ” —Re-n

боковыми клапанами и низкой степенью число оборотов 4500 об/мин.

боковыми клапанами и низкой степенью число оборотов 4500 об/мин.

сжатия,

сжатия,

900-12,6....

адНйб°л60л-

900-12,6....

адНйб°л60л-

Ближайший из Стандартных объемов цилиндра будет 500 см9.

После того как необходимый литраж двигателя установлен, определить число цилиндров, их диаметр и ход поршня.

Ближайший из Стандартных объемов цилиндра будет 500 см9.

После того как необходимый литраж двигателя установлен, определить число цилиндров, их диаметр и ход поршня.

можно

можно

Как было уже упомянуто в § 20, при Vh, не превышающем 600 см\ четырехтактный двигатель может быть выполнен одноцилиндровым; для двухтактных не следует выходить за пределы 350 см8 в одном цилиндре.

При выборе диаметра цилиндра и хода поршня необходимо принять во внимание следующие соображения.

Для многооборотных двигателей предпочтительнее длинноходкая конструкция с отношением -^-=1,2—1,5, так как при этом веса воз- вратно-движущихся масс могут быть значительно }меньшены, а необходимая степень сжатия легко осуществляется без ущерба для формы цилиндровой головки. Последняя получает при большом диаметре и малом ходе плоскую, невыгодную форму, ухудшающую условия сгорания смеси и понижающую термический к. п. д.

Но, с другой стороны, с увеличением отношения -^- увеличивается длина цилиндра, размеры картера, общая высота двигателя, его вес и средняя скорость поршня.

Общая высота двигателя в 550 мм является уже почти предельной для мотоцикла и уложиться в этот габарит при длинном ходе и большом Vh довольно затруднительно, особенно при верхнем расположении клапанов.

Поэтому осуществить указанное соотношение s и d удается обычно только при малых рабочих объемах цилиндра, не свыше 250—300 см8. Средним же значением для четырехтактных двигателей можно считать:

При горизонтально-противоположном размещении цитиндров, для уменьшения общей длины двигателя:

у двухтактных двигателей нормально:

и’лишь в редких случаях доходит до 1,2; впрочем за последние годы и в двухтактных двигателях замечается тенденция в сторону развития длинноходных конструкций.

Таким образом во взятом выше примере при найденном Ул=500 см8 и отношении -^-=1,2 мы могли бы остановиться на следующих размерах:

А 4

или

500= -1'МЗ .

4

откуда диаметр цилиндра3 Готкуда диаметр цилиндра3 Гdd=8,1 см, или 80 мм (норм, диаметр по ОСТ 34).=8,1 см, или 80 мм (норм, диаметр по ОСТ 34).

откуда диаметр цилиндра

3 Г

откуда диаметр цилиндра

3 Г

d

d

=8,1 см, или 80 мм (норм, диаметр по ОСТ 34).

=8,1 см, или 80 мм (норм, диаметр по ОСТ 34).

Ход поршняХод поршняs=l,2 • 80=96 мм.s=l,2 • 80=96 мм.

Ход поршня

Ход поршня

s=l,2 • 80=96 мм.

s=l,2 • 80=96 мм.

При этих размерах рабочий объем будет окончательно: ..ir-82-9,63

Vh ==485 см3.

" Средняя скорость поршня при 4500 об/мин. будет: s-n 0,096-4500. . .-

®=р=-зо-^-зб=14-4 -“Z^-

Обычно для мотоциклетных двигателей уср при оборотах, соответствующих максимальной мощности, лежит в пределах от 10 до 15 м[сек.

Приведем в заключение средние данные, касающиеся веса мотоциклетных двигателей (с магнето и карбюратором), которыми можно руков )дствоваться при предварительных расчетах, когда точный вес проектируемого мотора еще не может быть определен.

Одноцилиндровые двигатели

Двухцилиндровые двигатели

Объем цил. (Уй)

Вес

Объем цил. (Уй)

Вес

150 см»

175 .

250 ,

350 „

500-600 см»

12-15 кг 15—20 , 20-25 , 25—30 , 32—40 ,

7501

1000)

40—45 кг

Меньшие значения относятся к двигателям с боковыми клапанами и к двухтактным, большие—к двигателям с верхними клапанами, которые всегда приблизительно на Ю°/о тяжелей.

Ориентировочно можно принимать также около 7 кг на каждые 100 см3 рабочего объема цилиндра для одноцилиндровых двигателей и около 4х/2 кг для двухцилиндровых.

Относя вес двигателя к его максимальной мощности, можно считать в среднем для одноцилиндровых нормальных моторов 3 кг на 1 л. с. и для двухцилиндровых 2 кг на 1 л. с.

При высокой форсировке возможно довести вес до 1 кг на 1 л. с. У одноцилиндровых двигателей и до 0,7 кг у двухцилиндровых*).

Приспособляемость двигателя к изменению нагрузки

Среднее эффективное давление ре не является величиной постоянной Для одного и того же двигателя. В предыдущем параграфе указаны были значения ре для разных типов двигателей, отвечающие максимальной мощности при полном открытии дроссельного клапана. При работе дви- гателя на прикрытом дросселе, т. е. с уменьшенным зарядом, значения Ре будут, конечно, меньше по абсолютной величине. Но и при одном и том же положении дросселя рв не остается постоянным, а изменяется в гависимости от числа оборотов (вследствие изменения коэфициента

_ ?^ Цифровой материал, касающийся весов и габаритных размеров двигате- разных типов, см. Мотоциклетный справочник.

наполнения цилиндра). Это изменение иллюстрируется несколькими кривыми, представленными на рис. 58.

Сравнивая между собой кривые / и II, относящиеся к двум четырехтактным двигателям, мы видим, что характер их протекания весьма различен. В первом случае максимальная величина рв=6,7 кг^см2 получается при 1600 об/мин., затем она постепенно падает по мере возрастания числа оборотов и при пт — 4600 об/мин., составляет только 5,2 кг[см2. Такое протекание кривой ре характерно для нормальных двигателей, устанавливаемых на мотоциклах транспортного типа.

Вторая кривая сначала идет вверх, т. е. с увеличением числа оборотов ре тоже растет. Оно достигает максимума 6,5 кг)см2 лишь при 3600 об/мин. и только после 4000 об/мин. начинает заметно снижаться, сохраняя, однако, еще и при 5200 оборотах довольно высокое значение — 5,5 кг) см2. В интервале от 3000 до 4000 об/мин. ре почти не изменяется. Подобный вид кривой ре характерен для форсированных двигателей с очень поздним закрытием всасывающего клапана, вследствие чего на малых оборотах происходит частичное выталкивание смеси обратно во всасывающую трубу, т. е. уменьшение заряда и, следовательно, понижение ре.

460024003200 40ОО 48ООоб/ыин ■ Яа высоких оборотах,

напротив, наполнение ци- Рис. 58. Изменение ре в зависимости от числа линдра улучшается вслед- оборотов.ствие большой инерции

всасываемой смеси.

Приблизительно тот же характер имеют и кривые III и IV, относящиеся к двухтактным двигателям.

Так как крутящий момент двигателя пропорционален давлению газов на поршень, то очевидно изменение его в зависимости от оборотов будет протекать совершенно аналогичным образом, т. е. в нормальном двигателе максимальный крутящий момент будет иметь место на малых оборотах с последующим его понижением; в форсированном двигателе—крутящий момент будет иметь вначале меньшую величину, достигая максимума лишь при весьма значительном числе оборотов.

В своем месте мы имели уже случай отметить это обстоятельство (см. § 7, рис. 21).

Каким образом должно оно отразиться на ходовых качествах мотоцикла? Очевидно прежде всего, что двигатель первого типа обеспечивает 86

машине лучшую приемистость с места и вообще хорошие тяговые свойства на малых и средних оборотах, на которых обычно и работает транспортный мотоцикл. Двигатель же второго типа будет работать на этом режиме хуже и менее экономно, но зато даст лучшие результаты при высоком числе оборотов, которое преимущественно свойственно спортивным машинам.

Далее, оба рассматриваемые типа двигателей будут неодинаково реагировать на изменение нагрузки, которое постоянно происходит в условиях дорожного движения. Действительно, представим себе, что вследствие встретившегося подъема или ухудшения качества дороги сопротивление движению несколько возросло. Увели-"»| чение сопротивления вызо-<3 вет некоторое падение чис е$

ла оборотов. В случае дви- гателя, крутящий момент ко- * торого изменяется согласно У кривой I на рис. 58, умень- g шение числа оборотов по- влечет за собой повышение ° крутящего момента, которое 7 и восстановит равновесие g между новым сопротивлением и силой тяги. Двигатель, таким образом, мо- 4 жет автоматически приспо- з собляться в известных пре-i

делах к изменениям нагрузки при неизменном положе- ' нии дроссельного клапана.

Иначе будет вести себя двигатель, кривая крутящего момента которого протекает по типу //. Здесь падение оборотов ниже 3600 — 3800 вообще не вызывает увеличения крутящего момента и даже, наоборот, сопровождается его снижением. Следовательно, повышение сопротивления не может быть компенсировано за счет оборотов, и двигатель неизбежно заглохнет, если не будет включена низшая передача (или увеличено открытие дросселя, если таковое еще возможно).

Итак, приспособляемость двигателя к изменению нагрузки, или его гибкость, лучше у двигателей первого типа, чем у второго.

Для оценки этого качества двигателя, имеющего немаловажное значение в эксплоатации машины, введено понятие о так называемом коэфициенте приспособляемости (или коэфициент запаса момента), под которым подразумевается отношение максимал ь- ного крутящего момента Л1шах к моменту Мп> отвечающему наибольшей мощности:

к=М2“(3)

Так, на рис. 59 соответствующий Nm,x момент Мп = 2 кгм, а Мпах = 2,6 «гм.

Коэфициент приспособляемости й = у — 1 >3.

Чем больше к, тем лучше приспособляемость двигателя к изменениям режима его работы.

Для двигателей нормального типа 6^1,3, но в некоторых случаях доходит до 1,5.

Форсированные двигатели в этом отношении менее гибки; для них к = 1,1 — 1,15.

Рис. 60. Определение коэфи- циента при приспособляемости.Рис. 60. Определение коэфи- циента при приспособляемости.Коэфициент к весьма просто и удобно определяется графически без всяких вычислений, как показано на рис. 60: из начала координат проводят касательную к кривой мощности двигателя до пересечения с ординатой, отвечающей Nmax. Тогда к равно отноше- нию отрезков а и о, т. е. д = —.

Рис. 60. Определение коэфи- циента при приспособляемости.

Рис. 60. Определение коэфи- циента при приспособляемости.

В общем, как видим, пределы собственной приспособляемости мотоциклетного двигателя, даже и в лучшем случае, довольно узки и не могут идти ни в какое сравнение, например, с приспособляемостью паровых двигателей или электромоторов, у которых падение числа оборотов сопровождается многократным увеличением крутящего момента. Этим и объясняется необходимость иметь на мотоцикле коробку передач.

Выбор числа оборотов двигателя. Коэфициент многооборотности

При определении литража двигателя и его основных размеров приходится, как мы видели (§ 22), кроме максимальной скорости, которой определяется потребная мощность двигателя, задаваться числом оборотов в минуту, соответствующим этой мощности.

Для предварительной оценки необходимого числа оборотов весьма удобен введенный Беккером (Becker) коэфициент, названный им коэ- фициентом многооборотности, т. е. число оборотов двигателя на каждые 100 м пути машины при движении на высшей передаче.

Такое же определение коэфициента многооборотности принято в 7639, Методы типовых испытаний.

При радиусе гк колесо на расстоянии 100 м совершает -J00 обейте гк ротов, независимо от скорости движения.

Если величина передачи — I, то двигатель совершает в это время в I раз больше оборотов, т. е.:

„100-Z

^-* 2тгк °6/100 ■**

Это и есть коэфициент многооборотности.

Можно дать для него другое выражение. Действительно, мы знаем, что при данном радиусе колеса и передаче число оборотов двигателя и скорость движения мотоцикла связаны постоянным отношением:

"=2^6 ^ (СМ' СТР' 31)’

Произведя подстановку в написанное выше выражение для Км, получаем100-3,6-п б-пкм— би-у v

По формуле (4) может быть проверена правильность выбора числа оборотов л, если известна величина К^.

Проанализировав около 150 мотоциклов лучших иностранных заводов, мы нашли, что коэфициент многооборотности современных мото-

циклетных двигателей является весьма характерной величиной и выражается следующими средними цифрами.

Рабочий объем цилиндров

150— 200250— 300350- 500600— 650750-1200150— 200250— 300350- 500600— 650750-1200сж»360^ 5% об/100 х

150— 200

250— 300

350- 500

600— 650

750-1200

150— 200

250— 300

350- 500

600— 650

750-1200

320+ 50/,

280±5%

, 250± 50/0

220± 5%.

Обращаясь к примеру, рассмотренному в § 22, видим, что для дан

ного случая следовало бы принять Кж = 280 об. Следовательно, по уравнению (4) при *о = км[ч*.

250-90

п = —g— = 4200 об/мин. ± 5°/0,

т. е. предположенное нами число оборотов (4500) выбрано достаточно правильно.

На основании данных вышеприведенной таблицы построена номограмма (рис. 61), которая устанавливает связь между п, -и и Км и которой можно пользоваться вместо вычислений по формуле (4). Как увидим впоследствии, коэфициент многооборотности является хорошим критерием также и при выборе передаточного отношения на высшей передаче.

ГЛАВА IV

ТЕПЛОВЫЕ ПРОЦЕССЫ МОТОЦИКЛЕТНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Индикаторные диаграммы мотоциклетных двигателей

Рис. 62. Теоретическая индикаторная диаграмма.Рис. 62. Теоретическая индикаторная диаграмма.хода поршня, в двухтактных — за один р оборот или в два хода.Теоретическая индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя, иллюстрирующая изменение состояния газа внутри цилиндра, в координатах PV представлена на рис. 62. При продвижении поршня от верх- # ней мертвой точки до нижней —— q происходит всасывание смеси в цилиндр при давлении ра несколько меньшем атмосферного; объем засосанной смеси равен объему, описываемому поршнем Vh. При обратномхода поршня, в двухтактных — за один р оборот или в два хода.Теоретическая индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя, иллюстрирующая изменение состояния газа внутри цилиндра, в координатах PV представлена на рис. 62. При продвижении поршня от верх- # ней мертвой точки до нижней —— q происходит всасывание смеси в цилиндр при давлении ра несколько меньшем атмосферного; объем засосанной смеси равен объему, описываемому поршнем Vh. При обратномМотоциклетные двигатели работают, как известно, по циклу Отто. В четырехтактных двигателях этот цикл совершается за два оборота коленчатого вала или в четыре

Рис. 62. Теоретическая индикаторная диаграмма.

Рис. 62. Теоретическая индикаторная диаграмма.

хода поршня, в двухтактных — за один р оборот или в два хода.

Теоретическая индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя, иллюстрирующая изменение состояния газа внутри цилиндра, в координатах PV представлена на рис. 62. При продвижении поршня от верх- # ней мертвой точки до нижней —— q происходит всасывание смеси в цилиндр при давлении ра несколько меньшем атмосферного; объем засосанной смеси равен объему, описываемому поршнем Vh. При обратном

хода поршня, в двухтактных — за один р оборот или в два хода.

Теоретическая индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя, иллюстрирующая изменение состояния газа внутри цилиндра, в координатах PV представлена на рис. 62. При продвижении поршня от верх- # ней мертвой точки до нижней —— q происходит всасывание смеси в цилиндр при давлении ра несколько меньшем атмосферного; объем засосанной смеси равен объему, описываемому поршнем Vh. При обратном

ходе поршня смесь сжимается до объема Vc камеры сгорания, причем к концу хода давление ее возрастает до ре Изменение давления по линии сжатия предполагается политропическим, т. е. следующим закону

р • И1 = const,

где nv—постоянный показатель политропы сжатия. 90

При достижении поршнем в. м. т. смесь воспламеняется от электрического запала и мгновенно сгорает при неизменном объеме, вследствие чего давление повышается от рс до рг.

Далее происходит третий, рабочий ход поршня, сопровождающийся расширением продуктов сгорания ~ с одновременным понижением давления до рь, при котором происходит открытие выхлопного клапана.

Изменение давления по линии расширения также предполагается политропическим по уравнению:

р . уПа=const, ;

где ^ — постоянный показатель политропы расширения.

Открытие выхлопного клапана вызывает дальнейшее падение давления до величины рг, немного превышающей атмосферное, которая сохраняется на протяжении всего четвертого хода — выпуска продуктов сгорания.

Действительная индикаторная диаграмма, снятая с четырехтактного мотоциклетного двигателя при 2000 об/мин., воспроизведена на рис. 63*\

Отличие ее от теоретической вызывается, во-первых, тем, что моменты воспламенения заряда и открытия выхлопного клапана никогда не совпадают с мертвыми точками поршня. Воспламенение производится в действительном двигателе до прихода поршня в. м. т., а сгорание не совершается мгновенно, вследствие чего кривая сжатия плавно, без резкого излома переходит в линию горения, причем частичное догорание смеси наблюдается еще и по линии расширения.

Заблаговременное открытие выхлопного клапана приводит к тому, что конец линии расширения тоже закругляется и плавно переходит в линию выпуска. Линии всасывания и выпуска, которые на теоретической диаграмме представлены прямыми, параллельными атмосферной линии, в действительности являются кривыми, обнаруживающими некоторое колебание давления как при всасывании, так и при выпуске.

Наконец, при более тщательном анализе диаграммы можно установить, что кривые сжатия и расширения, особенно вторая, вовсе не представляют собой политроп с постоянным показателем: на разных участках кривых показатели пх и и2 изменяются в довольно широких пределах. Действительно, разбив эти кривые на ряд отдельных участков, можно определить показатели пх и пг на каждом отдельном участке, пользуясь равенством

«1

™e ^ь Pt, Vx и V2— координаты крайних точек каждого участка в жм. пе производя здесь соответствующих вычислений, укажем только конечные результаты.

199ч*) Диаграмма снята индикатором Югач (Juhasz). Двигатель BMW выпуска ^ г. с низкой степенью сжатия.

Для диаграммы, показанной на рис. 63, показатель кривой сжатия изменяется от 1,68 до 1,1, среднее же его значение л1 = 1,38.

Показатель кривой расширения л3 изменяется от 0,96 до 1,65, средняя же его величина л8 = 1,28.

Это изменение показателей пг и л2 объясняется, во-первых, наличием теплообмена между стенками цилиндра и заключенными в нем газами и, во-вторых, изменением самой теплоемкости газов, которая не остается постоянной на протяжении всего хода поршня. Обычно в начале сжатия происходит подогрев свежего заряда стенками цилиндра и головки, вследствие чего показатель пх повышается. Во второй половине хода сжатия температура газа становится выше температуры стенок, и происходит отдача тепла от сжимаемого газа более холодным стенкам, что вызывает понижение показателя nv Все же кривая сжатия довольно хорошо совпадает с политропой с некоторым средним показателем.

По линии расширения в начале хода происходит догорание смеси, сопровождающееся выделением тепла, которое может компенсировать теплоотдачу в стенки, но вместе с тем происходит и некоторая потеря

Рис. 63. Действительная диаграмма четырёхтактного двигателя.

тепла на диссоциацию продуктов сгорания. Не остается без изменения и теплоемкость газов. По всем этим причинам линия расширения протекает по некоторому сложному закону, который лишь с большим приближением можно принимать за политропический с постоянным показателем Пу

Все факторы, увеличивающие теплоотдачу, снижают величину показателя сжатия nv и увеличивают и9, т. е. замедляют нарастание давления при сжатии и ускоряют падение его при расширении. Важнейшим из этих факторов является разность температур внутри и вне цилиндра, поэтому, например, высокая температура начала сжатия То) характерная для двухтактных двигателей, понижает показатель политропы сжатия nv Имеет также значение род топлива. Например, при спиртовых смесях, вследствие большой затраты тепла на испарение спирта, обладающего сравнительно высокой теплотой парообразования, показатель политропы сжатия должен быть ниже, чем на бензине, при прочих равных условиях.

Противоположное влияние оказывает число оборотов двигателя: с увеличением его уменьшается время соприкосновения горячих газов со стенками, и процессы сжатия и расширения приближаются к адиа- 92

батическим. Это в особенности относится к мотоциклетным двигателям, как наиболее многооборотным и относительно слабо охлаждаемым.

По абсолютному своему значению средний показатель кривой расширения л2 получается обыкновенно ниже показателя линии сжатия п^ что может быть объяснено догоранием смеси на линии расширения.

В тех пределах точности, которые могут удовлетворить конструктора, процессы сжатия и расширения в мотоциклетном двигателе могут быть рассматриваемы как политропические, причем средние показатели политроп для четырехтактного двигателя можно выбирать с учетом числа оборотов по формулам:

1100

”1=1-41—

«2«2дви-дви-где п — число оборотов гателя.

«2

«2

дви-

дви-

Эти эмпирические формулы ■ были выведены на основании испытаний автомобильных двигателей с водяным охлаждением, однако и для мотоциклетных двигателей они дают вполне приемлемые значения показателей, так как число оборотов является, повидимому, наиболее активным фактором, влияющим на величину показателя политропы.

Обратимся теперь к рассмотрению индикаторной диаграммы двухтактного двигателя с кривошипно-камерной продувкой.

Индикаторные диаграммы

Рис. 64. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.Рис. 64. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.такого двигателя,такого двигателя,характери-характери-зующие изменения состояния газа в рабочем цилиндре и в

Рис. 64. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.

Рис. 64. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.

такого двигателя,

такого двигателя,

характери-

характери-

картере, представлены на

Рис. 64, причем для второй диаграммы взят более крупный масштаб давлений.

При восходящем ходе поршня, начиная с момента закрытия продувочного окна, в картере образуется разрежение, постепенно возрастающее по мере приближения поршня к верхней мертвой точке. На диа- 1рамме соответствующее падение давления в картере изображено кри- во& ab. Не доходя до в. м. т. (в среднем на 2О°/0 хода), поршень открывает всасывающее окно, и картер начинает заполняться через карбю-

*) Проф. В. И. Соро ко-Новицкий. Теория легких двигателей, 1938.

93

ратор бензино-воздушной смесью, пока давление не уравняется с атмосферным, что и выражается на диаграмме кривой Ьс.

При нисходящем ходе поршня всасывающее окно закрывается (точка с), и начинается сжатие смеси в картере до давления около 1,5 KtjcM2— кривая cd. Не доходя н. м. т. (в среднем на 18*/0 хода), поршень открывает продувочное окно, устанавливая таким образом сообщение между цилиндром и картером (точка d\ Если в этот момент давление в цилиндре ниже, чем в картере, вследствие предварительного открытия выхлопного окна, то сжатая в картере смесь перетекает в цилиндр, вытесняя продукты сгорания, т. е. происходит продувка, сопровождающаяся падением давления в картере по кривой da.

Из диаграммы видно, что из всего объема, описываемого поршнем Vh1 эффективно используется для наполнения картера только часть его, величина которой зависит от высоты продувочных окон.

В самом цилиндре, как показывает верхняя диаграмма, изменение давлений протекает одновременно следующим образом.

При восходящем ходе поршня, до момента закрытия выхлопного окна, давление сохраняется приблизительно на одном уровне, равном давлению в выхлопной трубе рп т. е. 1,05—1,1 кг/см2.

Сжатие смеси в цилиндре фактически начинается только с момента закрытия выхлопного окна (т. е. при подъеме поршня примерно на 25°/в хода после н. м. т.). Таким образом для сжатия, а также и полезной работы, используется не более 75°/0 хода поршня. Соответствующий объем, описываемый за это время поршнем, мы называем эффективным и обозначаем через Vef.

Из диаграммы видно, что

v.f<vh.

В этом заключается одна из причин неудовлетворительности кривошипно-камерной продувки: в то время как у двигателей с отдельным продувочным насосом объем продувочного воздуха всегда превышает Vh — здесь мы имеем обратное соотношение. Вследствие этфо, а также перемешивания отходящих газов со свежей смесью и частичной утечки последней в выхлопную трубу, в цилиндре сохраняется большое количество продуктов сгорания. Это повышает начальную температуру сжатия, вызывает усиленную теплоотдачу в стенки цилиндра и, следовательно, снижает показатель политропы сжатия nv Для диаграммы, воспроизведенной на рис. 64, средний показатель л1=1,2. Он может быть и выше этой величины, но все же меньше, чем у четырехтактных двигателей. При расчетах можно принимать

1^ = 1,25 — 1,27.

После воспламенения смеси, вызывающего повышение давления до рг, начинается обратный ход поршня, и давление в цилиндре падает по кривой 2, относительно которой можно повторить то, что было уже сказано при рассмотрении диаграмм четырехтактного двигателя. Средний показатель ее (на рис. 64) — л3 = 1,25. При расчетах можно принимать л2, как и для четырехтактных двигателей, по формуле л3=1,22-,- — .

В точке рь открывается выхлопное окно, продукты сгорания устремляются в выхлопную трубу, и давление в цилиндре спадает и к концу 94

хода выравнивается с давлением в выхлопной трубе рг В точке т открывается продувочное окно, однако продувка может начаться в этот момент только при том условии, что давление в цилиндре меньше, чем в картере. В действительности в быстроходных двигателях наблюдается всегда обратное явление.

Например, диаграмма, воспроизведенная на рис. 65 и снятая с двигателя DKW 250 см4, показывает, что давление в цилийдре в момент открытия продувочного окна (точка д) составляет около 3 кг]см\ между тем как давление в картере равно в этот момент 1,4 кг!см2. Вследствии этого часть выхлопных газов проходит через продувочное окно в картере и давление в последнем заметно повышается, как это ясно видно на нижней диаграмме. Продувка при этом начинается фактически лишь тогда, когда давления в картере и в цилиндре уравняются.

Площадь диаграммы, представленной на рис. 64 — 960 мм\ длина диаграммы 68 мм2 и масштаб давлений 1 KzjcM2 — 4 мм.

Следовательно,

960/9

^^ 68^4 = 3)54 кг\см •

Для получения среднего эффективного давления ре надо учесть потери на трение внутри двигателя, которые оцениваются механическим к. п. д.— ^т, а также отрицательную работу на всасывание и выхлоп или, в двухтактном двигателе, на всасывание и сжатие смеси в картере. Эта отрицательная работа выражается на рис. 62 и 63 площадкой, лежащей между линиями всасывания и выхлопа, а на рис. 64 и 65—площадью диаграммы насоса (картера). Обыкновенно эту отрицательную работу учитывают тем, что уменьшают рг на некоторую величину Др.

Для четырехтактных двигателей эта поправка Др ~ 0,2, для двухтактных примерно вдвое больше: Др ■— 0,4*).

Таким образом

Pe^nAPl — ДР).

Построение индикаторной диаграммы

Значение индикаторной диаграммы для конструктора мотоциклетного двигателя заключается не в том, что она дает величину среднего индикаторного или среднего эффективного давления, по которому затем может быть определен рабочий объем цилиндра Vh и основные размеры двигателя (см. § 22).

При проектировании мотоцикла рабочий объем цилиндра задается обычно наперед, что определяет собой и размеры диаметра и хода поршня. Но и в том случае, если Vh является искомым, можно, как мы видели в § 22, выбрать ре по практическим данным с неменьшей достоверностью, чем путем построения теоретической индикаторной диаграммы.

Поэтому построение индикаторной диаграммы при проектировании игателя предпринимается с другой целью: она необходима для опре-

масш^3 риС- 64 площадь диаграммы насоса ИЗО мм3; длина диаграммы 68 мм, ° Давлений 1 кг/см3 = 40 мм. Следовательно:

Ап 1130 ПАО

^=6Ы0-0'42'

Рис. 65. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.Рис. 65. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.Средние показатели политроп сжатияСредние показатели политроп сжатияии(2)(2)

Рис. 65. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.

Рис. 65. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.

Средние показатели политроп сжатия

Средние показатели политроп сжатия

и

и

(2)

(2)

деления сил, действующих в кривошипном механизме при различных положениях поршня, нагрузок на подшипники, боковых давлений поршня на стенки цилиндра, для суждения об изменениях крутящего момента и пр. Приближенность упрощенной диаграммы и неполное соответствие ее действительной картине рабочего процесса в цилиндре, при такой постановке вопроса, не имеет особого значения и не может заметно повлиять на конечные результаты последующих расчетов. Таким образом можно не смущаться тем, что действительные индикаторные диаграммы быстроходных мотоциклетных двигателей почти неизвестны, а достоверность диаграмм, построенных чисто теоретическим путем, весьма проблематична, если их нельзя корректировать данными практики.

В пределах очерченных выше задач теоретическую диаграмму можно считать достаточно надежной.

Для построения индикаторной диаграммы необходимо знать следующие величины: давление в начале сжатия (ра), максимальное давление

вспышки Vp^ и показатели политроп сжатия и расширения. Величинами ра, пх и п3— задаются. Величина ^вычисляется по приближенным формулам или на основании теплового расчета (см. дальше § 28). Остальные характерные точки диаграммы получаются графическим построением.

Начальное давление сжатия—ра (или конца всасывания)—для четырехтактных двигателей изменяется в пределах от 0,75 до 0,9 атм.

Для двигателей с боковыми клапанами правильнее принимать pa~Q£, для двигателей с верхними клапанами более вероятно ра~0,9 атм\ расширения можно для кон

структивных расчетов считать одинаковыми: ^ = л2 = 1,3.

Можно также, считаясь с быстроходностью двигателя, назначать их по формулам, указанным в предыдущем параграфе.

Давление в конце сжатия рс> в зависимости от выбранной степени сжатия е, может быть вычислено по уравнению политропы:

Рс^Р.*6"1(1)

или по приближенной формуле:

^ — 2^(6—1).

Что касается максимального давления вспышки рг1 то величина где зависит от весьма большого числа разнообразных факторов: степени сжатия, формы камеры сгорания, расположения свечи, скорости горения, завихрения смеси, совершенства наполнения и очищения цилиндра, числа оберотов и пр. Поэтому для него нельзя установить точного цифрового выражения даже на основании всестороннего теплового расчета. Приближенно же можно считать для четырехтактных мотоциклетных двигателей нормального типа:

Р2 — ^Ро(3)

или

рг~7е-2.(4)

Если исходить из вероятной величины среднего эффективного давления ре, задаваясь нм по практическим данным, то давление вспышки рг можно подсчитать по формуле:

^^+(0,48е + 0,72)1,25 р, *)(5)

Для двухтактных двигателей

Рг — ^Ро

при вычислении же рс и р2 по формулам (1) и (4) надо вместо е подставлять фактическую степень сжатия е', кеторому подвергается смесь в цилиндре после закрытия выхлопных окон (рис. 64).

е' = (1 —а) (е-1)+1,

где а — потерянная часть хода, соответствующая высоте выхлопных окон.

Начальное давление сжатия у двухтактных двигателей равно давлению в выхлопной трубе, т. е. несколько выше атмосферного:

рг=1,05—1,1 атм.

Таким образом все необходимые для построения диаграмму крайние точки могут быть легко найдены.

м П р И м е Р- Пусть требуется построить индикаторную диаграмму для нор- тия н^° мотоциклетного двигателя с боковыми клапанами и степенью сжа- виватГп^ %-450^мощность двигатель будет раз-

созп^ея В ВИДу высокое число оборотов и боковое расположение клапанов, следует принять бла£°р^иятные Условия для хорошего наполнения цилиндра,

Давление в конце сжатия будет тогда по формуле (2):

Рс = 2-0,8 (4,4 — 1) = 5,5 кг[смй.

каторнщ-о3 давления- выводится из известного выражения для среднего инди-

PiPiРсе—1Рсе—1‘ Рг .1 e”i — 1 е”» — 1

Pi

Pi

Рсе—1

Рсе—1

. Р с П% — 1— 1

если в нем

полноты лиап^°^вть ЛД ^ п2 и пРинять. что ре = К-ч\т*Рь где к — коэфициент 7 АИагРаммы-0,95 и механический к. п. д. т,„ = 0,85.

■ Иерусалимский 913

То же и по формуле (1), принимая /^ = 1,3

рс ^ 0,8 • 4,41,3 = 5,5 кг]см9.

Давление вспышки приближенно

р, Зй 4РС = 4-5,5 = 22 кг]см9.

По формуле (5) давление вспышки получилось бы прирв=5 кг]смг*.

/>, = 5,5+ (0,48-4,4 + 0,72) 1,25-5 = 23,3 кг]см9.

Ниже, в § 28, приведен более подробный тепловой расчет того же двигателя, в результате которого найдено рг=25 кг] см1, т. е. величина того же порядка, что и по приближенным формулам. У двухтактных двигателей р2 получается обычно не выше 20 кг] см*. Для построения теоретической диаграммы по найденным крайним точкам достаточно провести политропу сжатия через точку ро и политропу расширения через точку р2 (см. рис. 62).

При этом точки рс и рь получаются графически. Промежуточные точки обеих кривых проще всего определяются графическим построением на логарифмической сетке, как показано на рис. 66.

Как известно, политропа изображается в логарифмических координатах прямой линией. Отсюда вытекает следующее простое построение.

Принимаем полный объем цилиндра ^—^+1^. за 100°/о.

Тогда объем камеры сгорания Vc = ^.

Нанеся на осях координат логарифмические шкалы, намечаем точку ра> соответствующую началу сжатия, т. е. ЮО°/о полного объема цилиндра и давлению 0,8 атм.

Через точку ра проводим прямую под углом а так, чтобы tg а = пи т. е. в данном случае tga = l,30.

(Для построения угла а достаточно отложить на сторонах прямого угла 100 и 130 мм и провести гипотенузу).

Вертикаль С на диаграмме соответствует объему камеры сгорания в процентах, т. е. — . В данном примере Vc =— 22,7°/0.

Пересечение этой вертикали с политропой определяет точку рс> соответствующую конечному давлению сжатия.

Построение политропы расширения производится столь же просто и быстро: намечаем на вертикали С точку р2, отвечающую максимальному давлению вспышки, т. е. 23,3 кг]см*. Через нее проводим прямую с угловым коэфициентом tga' = n4. (Так как мы приняли, что /z2 = ^v то эта прямая пойдет параллельно первой). Пересечение проведенной прямой с вертикалью А в точке рь определяет конечное давление расширения, а сама прямая — изменение давления в цилиндре в течение рабочего хода, при условии, что выхлопной клапан открывается в н. м. т.

Начерченный график дает возможность быстро построить индикаторную диаграмму в ее обычном виде, т. е. в обыкновенных коорди' натах PV, разделенных на равные деления. При этом отпадает надобность как в вычислениях отдельных точек кривых, так и в сложных и неточных графических построениях, вроде общепринятого способа Брауэра: ординаты любых точек обеих кривых непосредственно прочитываются на рис. 66.

'.-’• j V' -' ’ *. . . ' ' ■

ческой сетке.

Эта операция выполнена на рис. 67: на оси абсцисс отложено, так же как и на рис. 66, 1ОО°/о полного объема цилиндра V, a Vc принят равным 22,7°/0 от V, что соответствует г = 4,4. Затем кривые сжатия и расширения намечены по точкам, взятым по рис. 66. В построении линий всасывания и выхлопа нет надобности, так как ра и рт считаются постоянными.

Рис. 67. Построение индикаторной диаграммы четырёхтактного двигателя.

Чтобы связать давления в цилиндре с углами поворота кривошип > на рис. 67 пристроена внизу полуокружность, разделенная на РавН^ части. Диаметр ее равен ходу поршня и условно принимается равным к При этом конечность длины шатуна не принята во внимание. Если лательно уточнить это построение и учесть отношение длины шату к радиусу кривошипа ^) , то вершины углов поворота следует отне

сти в точку О' (полюс Брикса), отстоящую от центра на длину ОО' = /а.по направлению к н. м. т.Чтобы приблизить далее теоретическую диаграмму к действительному ее виду, можно закруглить углы, как показано пунктиром, руководствуясь’ следующими соображениями.Зажигание смеси производится не в точке рс, а несколько раньше. Величина угла опережения зажигания составляет в среднем около 45°. Начало выпуска продуктов сгорания также не совпадает с точкой рк> так как выхлопной клапан открывается до прихода поршня в нижнюю мертвую точку. На рис. 67 предварение выпуска принято равным 50° *).сти в точку О' (полюс Брикса), отстоящую от центра на длину ОО' = /а.по направлению к н. м. т.Чтобы приблизить далее теоретическую диаграмму к действительному ее виду, можно закруглить углы, как показано пунктиром, руководствуясь’ следующими соображениями.Зажигание смеси производится не в точке рс, а несколько раньше. Величина угла опережения зажигания составляет в среднем около 45°. Начало выпуска продуктов сгорания также не совпадает с точкой рк> так как выхлопной клапан открывается до прихода поршня в нижнюю мертвую точку. На рис. 67 предварение выпуска принято равным 50° *).Наконец, линия сгорания не совпадает с вертикалью, так как горение смеси не совершается мгновенно. Верхний конец ее отклоняется от вертикали на 1 — 2% по ходу поршня. Вследствие давление вспышкиНаконец, линия сгорания не совпадает с вертикалью, так как горение смеси не совершается мгновенно. Верхний конец ее отклоняется от вертикали на 1 — 2% по ходу поршня. Вследствие давление вспышкиэтого действительноеэтого действительноер' меньшер' меньшетеоретиче-теоретиче-ского — pz- tПриближенно ра = 0,85«рг.Оценить величину указанного линии сгорания от вертикали можноского — pz- tПриближенно ра = 0,85«рг.Оценить величину указанного линии сгорания от вертикали можноотклонения на основаотклонения на основании следующих рассуждений. Пусть на диаграмме, представленной на рис. 68, точка а отмечает момент воспламенения и точка Ъ— момент наибольшего давления в цилиндре.Угол поворота кривошипа, соответствующий периоду повышения давления от а до 5, равеннии следующих рассуждений. Пусть на диаграмме, представленной на рис. 68, точка а отмечает момент воспламенения и точка Ъ— момент наибольшего давления в цилиндре.Угол поворота кривошипа, соответствующий периоду повышения давления от а до 5, равенгде 04 — есть угол опережения зажигания.Обозначим время, соответствующее углу а, через t и предположим, что двигатель делает л об/мин.Тогда очевидногде 04 — есть угол опережения зажигания.Обозначим время, соответствующее углу а, через t и предположим, что двигатель делает л об/мин.Тогда очевидноа =а =360.6л R60= 6< • ”•360.6л R60= 6< • ”•

сти в точку О' (полюс Брикса), отстоящую от центра на длину ОО' = /а.по направлению к н. м. т.

Чтобы приблизить далее теоретическую диаграмму к действительному ее виду, можно закруглить углы, как показано пунктиром, руководствуясь’ следующими соображениями.

Зажигание смеси производится не в точке рс, а несколько раньше. Величина угла опережения зажигания составляет в среднем около 45°. Начало выпуска продуктов сгорания также не совпадает с точкой рк> так как выхлопной клапан открывается до прихода поршня в нижнюю мертвую точку. На рис. 67 предварение выпуска принято равным 50° *).

сти в точку О' (полюс Брикса), отстоящую от центра на длину ОО' = /а.по направлению к н. м. т.

Чтобы приблизить далее теоретическую диаграмму к действительному ее виду, можно закруглить углы, как показано пунктиром, руководствуясь’ следующими соображениями.

Зажигание смеси производится не в точке рс, а несколько раньше. Величина угла опережения зажигания составляет в среднем около 45°. Начало выпуска продуктов сгорания также не совпадает с точкой рк> так как выхлопной клапан открывается до прихода поршня в нижнюю мертвую точку. На рис. 67 предварение выпуска принято равным 50° *).

Наконец, линия сгорания не совпадает с вертикалью, так как горение смеси не совершается мгновенно. Верхний конец ее отклоняется от вертикали на 1 — 2% по ходу поршня. Вследствие давление вспышки

Наконец, линия сгорания не совпадает с вертикалью, так как горение смеси не совершается мгновенно. Верхний конец ее отклоняется от вертикали на 1 — 2% по ходу поршня. Вследствие давление вспышки

этого действительное

этого действительное

р' меньше

р' меньше

теоретиче-

теоретиче-

ского — pz- t

Приближенно ра = 0,85«рг.

Оценить величину указанного линии сгорания от вертикали можно

ского — pz- t

Приближенно ра = 0,85«рг.

Оценить величину указанного линии сгорания от вертикали можно

отклонения на основа

отклонения на основа

нии следующих рассуждений. Пусть на диаграмме, представленной на рис. 68, точка а отмечает момент воспламенения и точка Ъ— момент наибольшего давления в цилиндре.

Угол поворота кривошипа, соответствующий периоду повышения давления от а до 5, равен

нии следующих рассуждений. Пусть на диаграмме, представленной на рис. 68, точка а отмечает момент воспламенения и точка Ъ— момент наибольшего давления в цилиндре.

Угол поворота кривошипа, соответствующий периоду повышения давления от а до 5, равен

где 04 — есть угол опережения зажигания.

Обозначим время, соответствующее углу а, через t и предположим, что двигатель делает л об/мин.

Тогда очевидно

где 04 — есть угол опережения зажигания.

Обозначим время, соответствующее углу а, через t и предположим, что двигатель делает л об/мин.

Тогда очевидно

а =

а =

360.6л R

60= 6< • ”•

360.6л R

60= 6< • ”•

опы^^ем^ ^ определялось многими исследователями. На основании ряда эинпН0В Джод>к (JudSe) приходит к выводу, что для быстроходных бен- лэй.паЫХ двигателей время t от появления искры до момента наивысшего ения составляет в среднем около 0,002 сек. **) аким образом, например, при 4500 об/мин.

угол а = 6 • 0,002 • 4500 = 54°.

Если угол опережения зажигания с^ = 45°, то

а2 = 54 — 45 = 90,

—^^ответствует около 1°/0 по ходу поршня.

*) О ж

*•) Для 3nRX распРеделения мотоциклетных двигателей см. § 47.

^ечи и малой игателеи с верхними клапанами, при центральном положениим диаметре цилиндра время t, вероятно; еще меньше.

Все указанные исправления приводят к уменьшению площади дц^ граммы приблизительно на 5—6°/0. Поэтому для нахождения по Пло. щади построенной диаграммы среднего индикаторного давления pt можно прямо пользоваться неокругленной теоретической диаграммой, без вся. ких исправлений, и затем уменьшить полученный результат на ~ 50^

При этом отпадает надобность в планиметрировании диаграммы идц в применении приближенных способов вычисления площадей по правилу Симпсона и т. п.

Так как уравнения политроп сжатия и расширения известны и при. том очень просты, то ограниченные ими площади легко находятся также интегрированием соответствующих уравнений.

В результате получается известное из курсов двигателей внутреннего сгорания выражение:

/ 1L-

-Pc I Рг е”1^-Х\рс л3 —1

Этим выражением и пользуются для вычисления р^ если известны Рс И Рг

Найденное теоретическое значение р{ надо, как сказано, уменьшить приблизительно на 5°/0, принимая во внимание округление углов диаграммы.

Таким образом исправленное индикаторное давление:

pt ~ 0,95 p't

или с вычетом потерь на всасывание и выхлоп: Pi ~0,95 р, — Др.

Например, для двигателя, индикаторная диаграмма которого иаобра- жена на рис. 67,

1 1 1 \

,5,5Р1 “ 4,4-1,5,5Р1 “ 4,4-123,35,523,35,51— 44о,34 Ч0,3 1

,5,5

Р1 “ 4,4-1

,5,5

Р1 “ 4,4-1

23,3

5,5

23,3

5,5

—оУб^— ) = 6'3 кг1сж‘

Исправленное р{ = 0,95 • 6,3 = 6 кг/см2 ), а с вычетом потерь на всасывание и выхлоп:

рг =6 — 0,2 = 5,8 кг 1см9.

Более обоснованное построение индикаторной диаграммы мож^ быть произведено на основании теплового расчета, который излагает в следующих параграфах.

Общие замечания о тепловом расчете

Значение теплового расчета для конструктора довольно ограничено. По меткому слову проф Гюльднера, удачно сочетавшего в своем лице талант конструктора с эрудицией ученого, на основе чистой теории тепла .можно вычислить всякий, но только не отвечающий действительности результат".

Если эта сердитая реплика справедлива даже в отношении тихоходных стационарных двигателей, тепловые процессы которых хорошо изучены и легче поддаются экспериментальному исследованию, то тем более трудно ожидать надежных результатов от тепловых расчетов многооборотных мотоциклетных двигателей.

Достоверность теплового расчета определяется в конечном счете не столько методикой самого расчета, сколько правильным выбором исходных данных и некоторых коэфициентов, которые весьма ощутимым образом влияют на конечный ревультат.

При наличии богатого экспериментального материала такой выбор сделать нетрудно, но при этом самая необходимость теплового расчета становится сомнительной, так как он сводится к ряду арифметических выкладок, конечный результат которых легко заранее предвидеть на основании тех же экспериментальных данных. Действительную пользу конструктору тепловой расчет мог бы принести именно при отсутствии данных практики и опыта, например, когда дело касается проектирования совершенно нового типа двигателя. Но при этом условии крайне затрудняется выбор исходных величин, которыми необходимо задаваться, и конструктору приходится идти ощупью, пользуясь разными практическими соображениями, т. е. путем не столько научным, сколько интуитивным.

Все же мы не считаем тепловой расчет мотоциклетного двигателя совершенно бесполезным, независимо от того, насколько „отвечают действительности" абсолютные цифры, полученные в конечном результате. Гораздо важнее то, что тепловой расчет дает конструктору полную картину всех 'процессов, происходящих в двигателе, и позволяет оценить, так сказать, удельный вес отдельных факторов, которыми определяется совершенство рабочего процесса двигателя. Проделав тепловой расчет в 2—3 вариантах, для наиболее характерных режимов работы Двигателя, конструктор ясно увидит, какие из этих факторов имеют наибольшее значение, какие безразличны, на какие он может воздействовать теми или иными конструктивными средствами и какие лежат за пределами его возможностей. Вместе с тем уточняется вопрос о том какие величины давлений должны быть положены в основу расчета де- алей двигателя на прочность.

не Предполагая у читателя наличие обше-инженерной подготовки, мы ДинСобираемся излагать здесь методику теплового расчета и его термо- митамические основы, с которыми при необходимости можно ознако- ься в любом общем курсе двигателей внутреннего сгорания *\

расчету быстроходных карбюраторных двигателей можно проф. В. И. Сороко-Нов и цко г о и В. А. Петрова, ателей*. ОНТИ, 1938. В книге много таблиц и номо- вычисления.

Ограничимся поэтому только несколькими соображениями, касаю. щимися выбора основных параметров, применительно к мотоциклетным двигателям, и затем рассмотрим несколько наиболее характерных приме, ров тепловых расчетов.

Для выполнения теплового расчета необходимо задаться нескольким^ исходными величинами. Таковыми являются: р0 и 70,—давление и тем- пература окружающего воздуха; Нц — низшая теплотворная способность топлива: а — коэфициент избытка воздуха; ро — давление в конце вса. сывания (или т)у— кеэфициент подачи); рг и Тг — давление и темпера- тура остаточных газов; £— коэфициент выделения тепла; пх и п^ средние показатели политроп сжатия и расширения.

Выбор первых трех из перечисленных величин не представляет затруднений. Давление окружающего воздуха р0 принимается рав- ным 1 кг^см2. Его температура — 15° С, т. е. 70 = 15 -j- 273е = = 288° абс.

Теплотворная способность Нц определяется родом топлива, на котором будет работать двигатель, и может считаться известной.

Рис. 69. Изменение ■% в зависимости от числа оборотов.Рис. 69. Изменение ■% в зависимости от числа оборотов.При выборе коэфициента избытка воздуха а надо иметь в виду, что современные карбюраторы при полном открытии дросселя дают несколько обогащенную смесь. При экономичной регулировке карбюратора, свойственной транспортным мотоциклам с четырехтактными двигателями, а=0,9—1 (на полном дросселе). Для форсированных двигателей, регулируемых на более богатую смесь, а = 0,8—0,9.

Рис. 69. Изменение ■% в зависимости от числа оборотов.

Рис. 69. Изменение ■% в зависимости от числа оборотов.

Двухтактные двигатели на полней дросселе также работают на богатой смеси с а —0,8.

Давление в конце всасывания

или начале сжатия — ра — следует выбирать с учетом числа оборотов, при котором производится расчет. Для режима, соответствующего Nmaxl ра = 0,7—0,8 при боковом расположении клапанов и рд = 0,8—0,85 при верхних клапанах. Если расчет ведется для другого режима двигателя, например близкого к ЛГтах, то ра следует принимать несколько выше: 0,9—0,95.

Вместо ра задаются нередко величиной коэфициента подачи т]у (определяя затем ра расчетным путем).

Для оценки этой величины на рис. 69 даны кривые изменения Цр в зависимости от числа оборотов для трех разных типов мотоциклетных двигателей. Кривые построены как средние на основании ряДа экспериментальных данных.

Давление выхлопных газов рг для быстроходных двигателей с глу* шителем заключается обычно в пределах р=1,1—Х^кг^см1, но при удачной конструкции и размерах выхлопных клапанов и трубопро* водов может быть и меньше.

104

остаточных газов Тт—изменяется в сравнительноостаточных газов Тт—изменяется в сравнительноназываемоготепла, выде-называемоготепла, выде-

остаточных газов Тт—изменяется в сравнительно

остаточных газов Тт—изменяется в сравнительно

называемоготепла, выде-

называемоготепла, выде-

Температура

узких пределах 900— 1100° абс. и притом мало влияет на конечный результат расчета, поэтому может быть принята в среднем 7^= 1000°.

т Немаловажное значение имеет правильный выбор так коэфициента выделения тепла £, которым учитывается доля ляюшегося в период сгорания;остальная часть тепла выделяется уже в периоде расширения (догорание) или теряется через стенки цилиндровой головки. Таким образом, при калорийности топлива Ни в период сгорания выделяется и переходит к рабочему телу:

О. = \*На кал,

где 5 меньше единицы.

На величину $ влияет весьма много факторов, не поддающихся точному учету: род топлива, однородность смеси, форма камеры сгорания, коэфициент избытка воздуха, число оборотов и пр. Надежных количественных зависимостей £ от перечисленных факторов не установлено. В общем, однако, можно считать, что увеличение числа оборотов увеличивает и £, так как сокращается время соприкосновения газов со стенками во время сгорания. Для быстроходных двигателей можно принимать $ в пределах от 0,9 до 0,95.

Имея в виду, что в двигателях с верхними клапанами мы имеем меньшую поверхность камеры сжатия и лучшие условия для сгорания, чем при боковых клапанах, следует для первых брать более высокие значения £, а для вторых — ближе к нижнему из указанных пределов. Для двухтактных двигателей, ввиду загрязнения свежего заряда большим количеством остаточных газов, следует принимать $ = 0,8.

Что касается показателей политроп сжатия и расширения пх и л2, то о них было уже достаточно сказано раньше в §§ 25 и 26.

После этих предварительных замечаний обратимся к конкретным примерам тепловых расчетов.

Примеры тепловых расчетов четырехтактных двигателей

Пример 1. Произведем поверочный тепловой расчет двигателя мотоцикла BSA нормального типа с боковыми клапанами. Рабочий объем цилиндра Vft = 0,5 л. По данным фирмы Л^шах=13,2 л. с. при пт = = 4600 об/мин, степень сжатия е = 4,4.

В качестве топлива предполагаем средний бензин состава С = 0,855; Н = 0,145; теплопрсизводительность На— 10500 кал.

Принимаем следующие исходные данные:

Ро=1 кг^см^— давление наружного воздуха,

TQ = 290° абс. — температура „„

«=1,0— коэфициент избытка воздуха

Рг= 1,2— давление выхлопа,

Ра = 0,8 кг[см\

Тг = 1000° абс. — температура остаточных газов

= 0,9 — коэфициент выделения тепла в период сгорания.

Показатели nt и пг, которые в § 26 мы считали равными 1,3, выберем по формулам:

^ = 1,41— — = 1,38,

’ п ’

л2 = 1,22-|- — = 1,25,

чтобы оценить влияние этого фактора на конечные результаты расчета.

Исходя из принятых данных, определяем по известным из термодинамики формулам*):

Давление в конце сжатия:

рс = ра.г". = 0,8• 4,41-38 = 0,8. 7,7 = 6,16 кг]см1.

Температура в начале сжатия:

Та =Та =Е-Ра-Тре"Ра~Рг Т'"^Е-Ра-Тре"Ра~Рг Т'"^4,4-0,8.2904,4-0,8.2904,4-0,8—1,2-4,4-0,8—1,2-1000— 29010001000— 2901000= 380° абс.= 380° абс.

Та =

Та =

Е-Ра-Тре"Ра~Рг Т'"^

Е-Ра-Тре"Ра~Рг Т'"^

4,4-0,8.290

4,4-0,8.290

4,4-0,8—1,2-

4,4-0,8—1,2-

1000— 290

1000

1000— 290

1000

= 380° абс.

= 380° абс.

Подогревом всасываемой смеси о стенки цилиндра в многооборотном двигателе можно пренебречь, т. е. считать, что смесь поступает в цилиндр при температуре То.

Температура в конце сжатия:

Тс = То.е".-1 = 380-4,4°-38 = 380.1,76 = 670° абс.

Так как температура самовоспламенения наших бензинов лежит выше 500° С, то найденная температура сжатия не вызывает опасений в отношении преждевременных вспышек.

Коэфициент наполнения, т. е. отношение действительного количества засосанной смеси к тому количеству, которое могло бы поместиться в объеме, проходимом поршнем, при температуре и давлении окружающей среды:

— Го (е*Р» РЛ 290 f4’4'0’8 L2Y-O6O

— Ро(е-1) \ Та ТгУ 4,4-1 \ 380 1000/” ’

Тот же результат можно получить и по более простой формуле, справедливой при условии, что смесь поступает в цилиндр при температуре наружного воздуха То, без подогрева:

Ра*£ ~ Рг 0,8-4,4— 1,2Ра*£ ~ Рг 0,8-4,4— 1,2РоО— 1)РоО— 1)3,43,4= 0,69.= 0,69.

Ра*£ ~ Рг 0,8-4,4— 1,2

Ра*£ ~ Рг 0,8-4,4— 1,2

РоО— 1)

РоО— 1)

3,4

3,4

= 0,69.

= 0,69.

Как видим, коэфициент наполнения приблизительно соответствует средним практическим данный согласно рис. 69.

Коэфициент «статочных газов, т. е. отношение количества оставшихся в цилиндре продуктов сгорания к количеству свежей смеси:

0,148.0,148.1 РгТ0 =11,2-290

0,148.

0,148.

‘ Ме — W РоТг 0,69-3,4 ‘1000

*) См. проф. Е. Мазинг, „Тепловой процесс двигателей внутреннего сгорания", или проф. В. Со роко-Новицкий, „Теория легких двигателей".

106

Химический коэфициент молекулярного изменения—р.о, т. е. отношение количества продуктов сгорания (в молях) к количеству смеси до сгорания, для среднего бензина:

0,053 .J «еа 1,0171,05210,053 .J «еа 1,0171,0521,0,053

0,053 .J «еа 1,0171,0521

0,053 .J «еа 1,0171,0521

Ро — 1 Та + 0,017

Средние молекулярные теплоемкости свежей бензиновоздушной смеси (/пС^) и продуктов сгорания хтС^ определим по формулам, выведенным в курсе проф. В. И. Сороко-Новицкого: для смеси перед сгора- нием mC'v = 54-0,000266-t кал/моль. Для продуктов сгорания тСу = = 4,6—|—0,8 а-]-(3,7 4-3,3а) • 10-4 ■ t— 5,4 4*0,0007 • t кал/моль, при а= 1.

В обоих выражениях температура t в градусах Цельсия.

Для определения температуры сгорания Zz воспользуемся упрощенной формой уравнения сгорания, предложенной в курсе проф. Сороко- Новицкого:

^Ч^Ч^-мС^^т + Ро)*”^^

В этом уравнении Н— теплотворная способность бензина, отнесенная к 1 молю. При а=1—теплотворная способность. H‘w = 20 030 кал/моль.

Температуры tc и tt выражены в градусах Цельсия, т. е. /с = 670— — 273 = 397° С.

Подставляя в написанное уравнение найденные раньше величины, получим:

0,9 • 20 030 4- (1 + 0,148) - (5 + 0,000266 • 397) • 397 = (0,148 +

4-1,052) (5,4 4- 0,0007 t^ • t^ или:

0,00084 ^4"6>48 t2 — 20 330 = 0, или:

^ 4- 7730 /2 — 24 200 000 = 0, откуда■'. .

t, = — 3865 4- J/39 200 000 = 2390е С,или тх = 2390° 4- 273 = 2663° К.

Максимальное давление сгорания определяется из уравнения:

Рг = ^Рс*Тс*

Здесь р— так называемый действительный коэфициент молекулярного изменения, учитывающий наличие остаточных газов в процессе расширения:

При малых значениях у можно считать р. ^ р0. Так как в данном случае у выражается сравнительно большой величиной, то определим предварительно р:

'p^^W

107-

Таким обрами -

рг= 1,048.6,16.^^25 Ю/сл.=,

Среднее индикаторное давление, соответствующее неокругленной теоретической диаграмме:

4)4о,380,384)4о,380,38= 6,9 кг(см\= 6,9 кг(см\, = 6,16 25 / 4,4°'25 ^- 3,4 16,160,25

4)4о,38

0,38

4)4о,38

0,38

= 6,9 кг(см\

= 6,9 кг(см\

т. е. на несколько десятых выше того, которое мы нашли раньше в § 26 приняв пг = пг = 1,3.

Исправленное индикаторное давление:

pt = 0,95 • 6,9 — 0,2 = 6,35 кг (см1.

Среднее эффективное давление:

Pe = *4m*Pi-

Механический к. п. д. при большом числе оборотов для двигателя серийной сборки можно принять ^ = 0,8*).

При этом условии:

ре = 0,8 • 6,35 = 5,07 кг!см?.

Тогда мощность двигателя при 4600 об/мин.

М _Pe-Vh-n _5,07.0,5.4600п „

N« =900=ОТО= 13 л. С.

Если бы требовалось произвести расчет для другого режима работы двигателя, например при числе оборотов, соответствующем максимальному крутящему моменту, то изменились бы исходные данные ра и рг.

Это вызвало бы изменение и других параметров расчета. В результате мы получили бы более высокие значения р2) pt и ре1 в чем легко убедиться путем пересчета.

Определим еще расход топлива на 1 индикаторную и эффективную л. с./час и экономический коэфициент полезного действия.

Теоретическое количество воздуха в молях для сжигания 1 кг топлива:

£°“ 0,21£°“ 0,21= 0,515 моль/кг.= 0,515 моль/кг.C L 8 | _ 1 /0,855 , 0,145 \. 124 /0,21 к 12 '4 )

£°“ 0,21

£°“ 0,21

= 0,515 моль/кг.

= 0,515 моль/кг.

Или по формуле £0 = ^ = -^|| = 0,515 молъ/кг, где Zo —теоретически необходимое количество воздуха в кг и от = 28,95 молекулярный вес воздуха. Действительное количество воздуха L = aL0 ■= =0,515 молъ/кг при а = 1;

Нт см. Мотоциклетный справочник,

нению:нению:Расход топлива на 1 индикаторную л. с./час можно найти по урав

нению:

нению:

?, = 318,4 -ЛЧ-Ч‘L-To-Pi

где дколичество воздуха в молях на 1 кг топлива.

Для данного примера:

»- = 318’4'ОДО^О.6715 -°>238 «2-

Расход топлива на 1 эффективную л. с./час. а —— = ^’^ = о 298 кг qe_ 08 — u,zyo кг.

Экономический к. п. д.

632632 ЛО ЛО/

^— qe-H~ 0,298-10 500 — °>202» или 20 /о-

Пример 2. Произведем теперь поверочный тепловой расчет форсированного гоночного двигателя. В качестве объекта исследования возьмем двигатель мотоцикла „Рудж“ 350 сл^ с четырьмя верхними клапанами (два всасывающих и два выхлопных). Степень сжатия е = 8; максимальная мощность, по данным фирмы, % = 29 л. с. при п = 6400 об/мин.

Двигатели с такой степенью сжатия могут работать либо на высокооктановом авиабензине с примесью антидетонаторов (например тетраэтилового свинца), либо на специальных смесях. Примем в качестве топлива смесь: 50% этилового спирта ректификата (96е) и 50% бензола.

Элементарный состав спирта: С = 49%, Н=12,3%, 0 = 32,7% и Н2О = 6%; бензола: С = 92%, Н = 8%.

Таким образом состав смеси: С = 70,5%, Н = 10,15%, О = 16,35% и Н2О = 3%.

Теплотворная способность ее по Менделееву:

Н = 81 .С + ЗОО-Н —26-0—6(Н2О + 9Н) = 81.70,5 + 300- 10,15 — — 26 . 16,35 —6(3 + 9 - 10,15) = 7800 кал. кг.

Теоретическое количество воздуха в молях для сжигания 1 кг топлива:

, _ 1 /0,705 । 0,10150,1635

0,21 < 12+432 ) —380 моль.

Или в весовых единицах:

/0 = mL0 = 28,95 • 0,380 = 11 кг, где т = 28,95 — средний молекулярный вес воздуха.

Так как максимальная мощность достигается на обогащенной смеси, то коэфициент избытка воздуха примем а = 0,9.

Тогда действительное количество воздуха:

£ = 0,9-0,380 = 0,342 моль, или /= 0,9 • 11 = 9,9 кг.

—

) См. Е. К. М а з и н г, Тепловой процесс д.в.с.

Расчет, как и в предыдущем примере, мы будем вести в объемных единицах (в молях), поэтому отнесем найденную выше теплотворную способность топлива к 1 молю газовой смеси. При этом учтем, что при а = 0,9 полного сгорания быть не может, и часть топлива будет сгорать только в СО.

Потеря тепла вследствие неполноты горения составляет:

А Ни = 986 (1 — a) Zo = 986 - 0,1 - 11 = 1085 кал/лг ♦).

Таким образом „активная" теплотворная способность 1 моля смеси введенной в цилиндр:

Н'м == ^800-1085 = ,8 70() кал/ноль,

«£. + -0,9-0,380 + ^

Здесь т — молекулярный вес топлива. Для предположенной спиртобен- зольной смеси m ~ 60.

Далее, имея в виду, что конструкцией двигателя предусмотрены минимальные потери на всасывание и выхлоп, принимаем:

ра = 0,8 кг[смг и рг=1,1 кг/см2, что для 6400 об/мин. надо считать весьма хорошими значениями.

Показатель политропы сжатия:

».=1,41-^=1,40,

т. е. близок к показателю адиабаты, чего и следует ожидать при столь высоком числе оборотов. Чтобы учесть охлаждающее влияние испарения спирта, уменьшим пх до 1,35.

Показатель политропы расширения:

», = 1,22+ ^=1,24.

Остальные исходные данные оставляем те же, что и в предыдущем

примере.Давлениепримере.Давлениев конце сжатия:в конце сжатия:

примере.

Давление

примере.

Давление

в конце сжатия:

в конце сжатия:

/?с = 0,8 • 81»35 = 13,4 кг[см\

Температура в конце всасывания:

ТаТа8-0,8.2908-0,8.2908,08-1,18,08-1,11000-29010001000-2901000330° к.330° к.

Та

Та

8-0,8.290

8-0,8.290

8,08-1,1

8,08-1,1

1000-290

1000

1000-290

1000

330° к.

330° к.

Температура в конце сжатия:

Тс = 330.8°'35 = 680°К, или tc = 680 — 273 = 407°С. Коэфициент наполнения;

2902908.0,8 _ 1,1 \ , 3301000/8.0,8 _ 1,1 \ , 3301000/

290

290

8.0,8 _ 1,1 \ , 3301000/

8.0,8 _ 1,1 \ , 3301000/

величина достаточно высокая даже для верхнеклапанного двигателя при 6400 об/мин.

•) См. проф. С ороко-Но вицки й, Теория легких двигателей.

ПО

КоэфициентКоэфициентостаточных газов:остаточных газов:1.1,1*290Y- 0,76-7.10001.1,1*290Y- 0,76-7.1000ИС 0,06,ИС 0,06,т е всего 6е/0 ввиду высокой степени сжатия ит е всего 6е/0 ввиду высокой степени сжатия ихорошего очищенияхорошего очищенияцилиндра.Коэфициент молекулярного изменения для всех Н и О, может быть выражен при а < 1 формулой:^ + ^+0Л (1-«и„1цилиндра.Коэфициент молекулярного изменения для всех Н и О, может быть выражен при а < 1 формулой:^ + ^+0Л (1-«и„1топлив, содержащихтоплив, содержащих"•^+v"•^+v^- =1,1^- =1,1

Коэфициент

Коэфициент

остаточных газов:

остаточных газов:

1.1,1*290

Y- 0,76-7.1000

1.1,1*290

Y- 0,76-7.1000

ИС 0,06,

ИС 0,06,

т е всего 6е/0 ввиду высокой степени сжатия и

т е всего 6е/0 ввиду высокой степени сжатия и

хорошего очищения

хорошего очищения

цилиндра.

Коэфициент молекулярного изменения для всех Н и О, может быть выражен при а < 1 формулой:

^ + ^+0Л (1-«и„1

цилиндра.

Коэфициент молекулярного изменения для всех Н и О, может быть выражен при а < 1 формулой:

^ + ^+0Л (1-«и„1

топлив, содержащих

топлив, содержащих

"•^+v

"•^+v

^- =1,1

^- =1,1

при т = 60.

Теплоемкость свежей смеси

тС; = 5 + 0,0002661.

Теплоемкость продуктов сгорания при а = 0,9:

тС, = 4,6 4- 0,8 • а4- (3,7 4- 3,3 -а) • 10"4• / = 4,6 4- 0,8 • 0,9 4-4-(3,7 4-3,3 • 0,9) 10-4./ = 5,32 4-0,000667-Л

Таким образом все величины, входящие в уравнение сгорания, определены.

Коэфициент выделения тепла примем £ = 0,95, имея в виду малый объем и хорошую форму камеры сгорания:

0,95 ■ н; + (1 +т) .тс, ■ t, = (y + Но) • mC,.tr

После подстановки:

0,95-. 18 700 + 1,06 (5 4-0 000266.407) • 407 = = 1,16(5,32 4-0,000667 • t^tx>

или: 0,000775- ^4-6,18 .^ — 20000 = 0, или: /^4-8000 -^ — 26 000 000 = 0.

Откуда

^, = 2500°С, или Т, = 2773°К.

Максимальное давление сгорания:

P,= l,l-13,4.^=60«.V.|

Среднее индикаторное давление:

?1!L

= 11,3 кг)см*.= 11,3 кг)см*.•13,41 6080-2480135

= 11,3 кг)см*.

= 11,3 кг)см*.

Pl — 7 \13,4*0,240,35

Исправленное индикаторное давление:

Pl = 0,95 • 11,3 — 0,2 = 10,6 кг! см*.

^ля гоночного двигателя особо тщательного изготовления можно допу- Стнть механический к. п. д. т]я = 0,9 — 0,95.

Тогда среднее эффективное давление:

^ = 0,9 • 10,6 = 9,5 кг/см*.

Максимальная мощность двигателя: м 9,5-0,350.6400 N= =55624 л- с'

Расчет показывает, что на данном топливе объявленная фирмой мощность не достигается даже при весьма благоприятных допущениях. Конечно получить „на бумаге" требуемые 29 л. с. нетрудно. Достаточно принять рв = 0,9 вместо 0,8, и коэфициент наполнения увеличивается сразу до 7jv=:0,87, pt—до 12 кг]см? и мощность до 28—29 л. с. Однако коэфициент наполнения 0,87 при 6400 об/мин. неправдоподобен и для клапанных двигателей, работающих без нагнетания смеси, такие значения его неизвестны. При столь большом числе оборотов даже и ^ = 0,76 является весьма высокой величиной, и достижение его очень трудно и требует тщательной и искусной конструкции клапанного распределения. В рассматриваемом двигателе конструктору пришлось пойти на удвоение числа клапанов.

Все сказанное не означает, однако, что на ином, более калорийном горючем (например на авиабензине с добавкой антидетонаторов) указанная мощность не может быть получена, в чем легко убедиться путем пересчета.

Расход топлива на 1 индикаторную л. с./час у данного двигателя 9. = 318.4- ^Г = 0,230 И,

где L = 0,342 моль.

Расход топлива на 1 эффективную л. с./час:

?«=^=-^=°-2s6 ю

Экономический к п. д:

_632

0,256-7835 “ ° /о

Тепловой расчет двухтактного двигателя

Тепловой расчет двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой отличается некоторыми особенностями, которые необходимо принять во внимание, чтобы получить результаты, достаточно близкие к действительности.

При расчете четырехтактных двигателей мы принимали, что свежий заряд поступает в цилиндр при температуре окружающей среды То. Действительно, в этом случае смесь из карбюратора поступает непосредственно в цилиндр и подогревом ее при прохождении через всасывающий патрубок можно пренебречь, тем более, что подогрев компенсируется еще испарением топлива.

В двухтактном двигателе путь смеси от карбюратора до цилиндра более сложен. Свежий заряд поступает здесь, как известно, в картер, 112

н сжимается до давления 1,3—1,5 кг)см\ вследствие чего темпе- ГДе па его еще до поступления в цилиндр TQ> Тй.

^Повышение температуры вследствие сжатия и подогрева о стенки .оставляет в среднем 30—40°.

Эту величину можно оценить, исходя из того, что

fe-i

^0 ( Ро А

^0\ Ро /’

Далее, весьма характерной для двухтактных мотоциклетных двигателей величиной является коэфициент остаточных газов у, который в 3—4 раза больше, чем у четырехтактных двигателей.

Чтобы дать наглядное представление о пределах, в которых может изменяться у (а также некоторые другие параметры), на фиг. 70 приведены результаты исследований, произведенных О. Kliisener, К. Karde и Ленинградским Индустриальным (Политехническим) институтом *).

Если считать, что кривая у двигателя Л-300 характеризует исклю- Ительно плохую продувку и потому не типична, то все же можно

ДУвк кривые относятся к следующим двигателям: Л-330 с поперечной прэ- продуН’ ^KW —250 см3 с поперечной продувкой и DKW —460 м3 с возвратной 1вкой и поршнем без дефлектора.

изизА- М. Иерусалимский 913

из

из

видеть, что при числе оборотов, соответствующем Nmax, коэфициент у составляет в среднем около 45% как при поперечной, так и при возвратной продувке.

Величину у, как наиболее характерную, следует при тепловом расчете двухтактного двигателя считать заданной, выбирая ее в промежутке между двумя нижними кривыми на рис. 70.

Тогда начальную температуру смеси в цилиндре можно подсчитать по формуле:

^а— ° 1 + Y(Е. К, Мазинг)

Коэфициент наполнения т)у может быть определен по формуле:

D s'-1 Ро То + тт;

в которой отсутствует множитель Та.

В этом выражении значения е' и ^ относятся только к , полезной “ или эффективной части хода поршня (за вычетом высоты выхлопных окон). Связь между е', ^ и значениями е- и т^,, отнесенными ко всему ходу поршня, следующая:

1—а е' = (1—а)(е —1)4-1, где а — доля хода, соответствующая высоте выхлопных окон.

Надо вообще иметь в виду, что тепловой расчет двухтактного двигателя ведут только для полезной части хода, до момента закрытия выхлопных окон (точка рь на рис. 64), а затем продолжают кривые сжатия и расширения на индикаторной диаграмме до н. м. т. Необходимость такого приема вызывается тем, что оценить состояние газа в период продувки весьма трудно, особенно при кривошипно-камерной продувке. Действительно, в момент открытия продувочного окна давление в цилиндре значительно превышает давление в картере. Вследствие этого не. только не начинается продувка, но, наоборот, часть выхлопных газов забрасывается в картер. Продувка фактически начинается после выравнивания давлений в цилиндре и картере, причем совершается при непрерывно падающем давлении. Таким образом только по окончании этих процессов, т. е. к моменту закрытия выхлопного окна, можно оценить давление ра и температуру. Та заряда в цилиндре.

Как определяется для этой точки Та, было сказано выше. Что касается давления ра) то его принимают равным давлению в выхлопной трубе:

ра = pr = 1,05—1,1 кг/см^.

Остальные особенности расчета двухтактного двигателя будут видны из нижеследующего примера.

Пример. Произведем поверочный тепловой расчет двухтактного двигателя Иж-8 (d = 75 мм\ s = 68 мм; УА = 300 см^; s = 5,6-5,8; ирии^Д^ среднее значение е = 5,7, высота выхлопных окон 18 мм, т. е. а — 0,2оо Продувка возвратная. Мощность Ne~8 л- с. при 3800 об/мин.

v —0 45: Га = 29G* К; Ро = 1 кг/см*, po = Pr=VS хг^см^ Задаемс^- ^ __ п'2 —1,25; а = 0,8. В качестве топлива предполагаем средний бевзин.температуру свежей смеси, поступающей в цилиндр, будем

^ать на 30е выше Го, т. е. То = 32О°.

полагать ^м темПературу смеси в цилиндре в начале сжатия:

°“рет'+тТ, 320 + 0,45-1000

т + Y= 530° К.

у ° —1 + Y

v о, Арктическая степень сжатия, отнесенная к эффективной части хода Так как ф_, ^ __ ,^ т0 давление и температура в конце

поршня 6 — и м

сжатия будут.^ = ^ ^) 1,25 = 6 8 кг!см1

Тс = Та {г’)^ = 770° К, или tc = 497° С.

Химический коэфициент молекулярного изменения для автобензина при а Л выражается формулой (В. И. Сороко-Новицкии):

и.0,262—0,209 а

^ = 1 + ■- + 0Q17 " •

пои а = 0,8 составляет: р.о = 1,116.

Действительный коэфициент молекулярного изменения:

Ml£+M5= os.

1,45

Теплоемкость 1 моля свежей смеси попрежнему (см. пример 1):

тС' = 5 + 0,000266-L

Теплоемкость продуктов сгорания при а = 0,8:

mCv = 4,6 + 0,8-а + (3,7 + 3,3 а) -Ю"4-/ = 5,24 + 0,000634 -L

Активная теплотворная способность 1 моля смеси, при а = 0,8, Ни = 17 900 кал.

Коэфициент выделения тепла примем £ = 0,8 в соответствии с тем, что было сказало об этом выше (стр. 105).

Тогда уравнение сгорания напишется так:

0,8-17 900 4-1,45 (5 4- 0,000266-497) 497 = (0,4 5 4-1,116) (5,244-

4- 0,000634-у-/г, или:

0,00099 tz 4- 8,2 tz —17 800 = 0, или:

^ 4- 8300 tz -18 300 000 = 0.

Откуда

tz = 1830° С и Тг = 2100° К.

Максимальное давление сгорания

рг= 1,08-6,8^ = 22 кг/м=.

Таким образом все необходимые для построения теоретической индикаторной диаграммы характерные точки найдены, и она может быть вычерчена, как показано на рис. 64, пунктирными линиями. При этом кривую сжатия надо провести через точку г, продолжив ее до пересечения с вертикалью Vh.

Для определения среднего индикаторного давления можно идти Двумя путями.

Можно, во-первых, совсем не принимать во внимание часть дца граммы, лежащую правее ординаты рь.

В таком случае надо в выражение для pt подставить вместо фактическую степень сжатия е':

, _6,322Р1" 4,45-16,8, _6,322Р1" 4,45-16,84145°,250,254145°,250,254,450,26 0,254,450,26 0,25= 5,7кг, сл^.= 5,7кг, сл^.

, _6,322

Р1" 4,45-16,8

, _6,322

Р1" 4,45-16,8

4145°,25

0,25

4145°,25

0,25

4,450,26 0,25

4,450,26 0,25

= 5,7кг, сл^.

= 5,7кг, сл^.

Найденное значение р*. относится только к части хода (1— а\ Относя его ко всему ходу и внося поправку на потери всасывания и сжатия смеси в картере, получим:

pt = 5,7*0,735—0,4 = 3,8 ^jczt1.

Поправку на закругление углов в этом случае не делают, считая что она уже компенсирована отброшенной частью диаграммы. Среднее эффективное давление при т)от = 0,8 будет:

ре = 0,8 ■ 3,8 = 3,05 кг]см\

И мощность двигателя при 3800 об/мин:

3,05-0,3.3800_ _

N.=450= 7’8Л- С'

Во-вторых, при определении pt можно исходить из всей площади теоретической диаграммы, но в таком случае нужно учесть потерю площади, наметив предполагаемый действительный вид диаграммы, как показано сплошной линией на рис. 64.

5,7 °-250,255,7 °-250,25= 4,68 кг!см\= 4,68 кг!см\,6,822 15,70,25

5,7 °-25

0,25

5,7 °-25

0,25

= 4,68 кг!см\

= 4,68 кг!см\

Pi~ 5,7-1 М *0,25—

Оценивая неполноту диаграммы коэфициентом 0,9, получим: рг = 0,9 «4,68—0,4 = 3,8 кг/с,и2, т. е. тот же результат, что и по первому способу.

Найденные значения Ne и ре достаточно близки к практическим данным. (Если принять при расчете степень сжатия е = 5,8, то обе величины Ne и ре получатся немного выше).

Определим в заключение расход топлива и экономический к. п. Д. Для этого необходимо предварительно найти коэфициент наполнения т;о и расход воздуха при а = 0,8.

-п = — .Р“. Т° _ 4,45 . Ь£5290—0 51

у 8'-1 р0 То+уТг 3,451 ‘ 320 + 0,45-1000

Расход воздуха на 1 кг бензина в молях при а = 0,8:

L = 0,8 • 0,515 = 0,410 мол.

Подставляя эти величины в выражение для расхода топлива * имея в виду, что для полезной части хода р'. = 4,68 кг) см2, найдем:

?/= 318,4- ао.Х.41 — 0,292 кг.

расходрасходтоплива на 1 эффективную л. с./час:

расход

расход

qe = ^Г = 0,366 К^П* С'/ЧаС'

остается неучтенной часть топлива, унесенная при продувке выхлопными газами и не участвующая в сгорании.

С Чтобы дать наглядное представление об этой потере топлива, на

71 нанесены кривые полного расхода топлива на л. с./час и топлива, использованного в цилиндре, ДЛЯ двух двигателей —с поперечной продувкой (пунктирные линии) и с возвратной продувкой (сплошные линии*).

Стрелки между соответственной парой кривых показывают потерю топлива при продувке. Эти потери уменьшаются с увеличением числа оборотов, а по абсолютной величине меньше у двигателей с возвратной продувкой.

Оценивая их для рассматриваемого двигателя в 15°/0, найдем, что полный расход топлива, подаваемого карбюратором:

q’g = 0,366 -1,15 = 0,420 «г/л. с./час.,

что, как мы видим, довольно хорошо согласуется с данными опыта. 4 Экономический к. п. д. двигателя, отнесенный к полному расходу

топлива:

632- ,

^е — 0,420-10 500'/°"

ГЛАВ А V

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНОГОМЕХАНИЗМА

Силы, действующие в кривошипном механизмемотоциклетного двигателя

Прежде чем перейти к рассмотрению конструкций и к расчетам дета- лей мотоциклетного двигателя, вспомним основные положения динамики кРивошипного механизма с учетом тех специфических особенностей, которые вызываются чрезвычайной многооборотностью мотоциклетных ОТоРов. Отчетливое представление о взаимодействии всех сил, дей-

) По исследованиям О. Klusener и К- Karde.

ствующих в кривошипном механизме, необходимо конструктору для того чтобы судить, какие из них могут вызывать наибольшие напряжения в частях двигателя и, следовательно, должны быть положены в основу расчетов на прочность или на износ в каждом отдельном случае.

Части кривошипного механизма испытывают воздействие следующих сил, с которыми нам будет необходимо считаться при дальнейших рас. четах.

сила давления газов в цилиндре (Р),

сила инерции поступательно-движущихся масс кривошипного механизма (Ру),

центробежная сила вращающихся частей (Рц\

Первые две непрерывно изменяются по ходу поршня, последняя является постоянной при данном режиме работы двигателя.

Давление газов в цилиндре на 1 см1 днища поршня (р) для любого положения поршня может быть определено из индикаторной диаграммы (рис. 67). Для конструктивных расчетов имеют значение только давления хода сжатия и рабочего. Давлениями всасывания и выхлопа пренебрегают.

За вычетом атмосферного давления активное давление на днище поршня будет р — 1 кг]см\ а на всю площадь поршня:

P^p-i^F,(1)

где F—площадь поршня в смг.

П о с ту п а тел ь н о-д в и ж у щ и м и с я частями механизма являются поршень с кольцами и пальцем и около \'3 массы шатуна, условно относимой к поршню.

Обозначая вес этих частей в кг через Ол, ускорение поршня через j —^ и ускорение силы тяжести через ^=9,81 м, получим

р .у,

или, заменяя / известным из механики выражением для ускорения поршня в зависимости от угла поворота кривошипа (а), числа оборотов, радиуса кривошипа (г) и длины шатуна (А),

Ру = ^-•/■•<о2 (cos a-j-X cos 2а),(2)

-пп . г

где угловая скорость <° = эд и X = — •

Для мертвых положений поршня эту формулу можно значительно упростить, имея ввиду, что cosO° = l и cos 180° = — 1, a ^c^g-.

При этих условиях, в верхней мертвой точке:

+р; =(&)*• °--г(1+х>- *(3)

В нижней мертвой точке

-^^(гоГ-0--^1-1)’(4)

т. е. Ру в верхней м. т. всегда больше, чем в нижней, по абсолютной величине и противоположна по направлению,

Значения Ру для промежуточных положений кривошипа могут быть вычислены :) или найдены графически одним из многочисленных применяемых для этой цели способов, например по способу Толле, показанному на рис. 72.

Построение производится следующим образом. На оси ОХ откладывается длина хода поршня, взятая с индикаторной диаграммы.

Вычисляются значения Р^ и Р" для обеих мертвых точек и откладываются в определенном масштабе на ординатах, проведенных через крайние точки ОХ, одна — вверх (точка Д), другая—вниз (точка В). Точки А и В соединяются прямой, которая пересекает ОХ в точке С. Через С проводят перпендикуляр до пересечения в точке Е с РРЦОЛ" ).

Далее строят параболу, касательную к прямым АЕ и BE в точках А и В, для чего делят эти прямые на равные части и соединяют одноименные деления. Обволакивающая кривая, касательная ко всем проведенным прямым 1—1, 2—2 и т. д., А и будет выражать изменение Р; по длине хода поршня.

88Рис. 72. Построение кривой сил инерции поступательно движущихся частей.Рис. 72. Построение кривой сил инерции поступательно движущихся частей.-р;-р;Для получения кривой .р силы инерции при обратном ходе поршня надо повернуть построенную кривую на 180° вокруг оси ОХ.с

8

8

Рис. 72. Построение кривой сил инерции поступательно движущихся частей.

Рис. 72. Построение кривой сил инерции поступательно движущихся частей.

-р;

-р;

Для удобства сравнения индикаторной диаграммы и диаграммы сил инерции последние относят также к 1 слР площади поршня, т. е. откладывают на ординатах рис. 72 не Р-, а у , отчего, конечно, характер кривой не изменяется.

Вращающиеся части механизма, т. е. цапфа кривошипа и ок. 2/я массы шатуна, создают, как было сказано, постоянную центробежную силу РЦ1 направленную по радиусу. Эта сила всегда уравновешивается внутри двигателя и не передается на опоры, но создает напряжения в частях кривошипного механизма (например изгибает цапфу, стремится разорвать маховики, если они служат щеками кривошипа), и, следователь- ио» должна быть принимаема в расчет в надлежащих случаях.

^ = |' ^-г=^-О.-г.^ = |' ^-г=^-О.-г.(5)(5)Если вес вращающихся частей обозначим через Ов, то величина Рц ®ыразится формулой:

^ = |' ^-г=^-О.-г.

^ = |' ^-г=^-О.-г.

(5)

(5)

Силы давления газов и инерции поступательно движущихся частей складываясь алгебраически, дают суммарные силы (РД которые и нагружают порш-нь, шатун и другие детали кривошипного механизма Таким образом последние всегда испытывают суммарное воздействие

PS-P^P,.

В зависимости от режима работы двигателя и его конструктивных особенностей могут преобладать силы Р или силы Pj. Чтобы выяснить какие из них и при каких положениях кривошипа являются преобладающими и создают наибольшие напряжения в частях двигателя, строят диаграмму суммарных сил Pst складывая давления Р, взятые по индикаторной диаграмме, с давлениями Pjt взятыми из диаграммы сил инерции (рис. 72).

Это сложение произведено на рис. 73 и 74. Оно выполняется следующим образом. Строят развернутую индикаторную диаграмму, причем избыточные давления, противодействующие движению поршня (ход сжатия), откладывают вниз от атмосферной линии, а давления, направленные по движению поршня, — вверх. Давлениями всасывания и выхлопа пренебрегают. В том же масштабе строят кривые сил инерции для каждого хода, причем опять-таки силы, направленные по движению поршня и содействующие ему, откладывают вверх, а тормозящие движение поршня — вниз. Затем алгебраически складывают ординаты кривых давлений газов и сил инерции и получают суммарные кривые Ps, показанные на рис. 74. В данном случае взят для примера тот же двигатель 500 сл3(85 X 88), индикаторная диаграмма которого была построена раньше на рис. 67. Вес поступательно движущихся частей принят Од = 0,750 кг и число оборотов л = 4600 в минуту.

Как видим из рис. 74, при этом режиме двигателя максимальные давления на поршень получаются не при рабочем ходе, где они не превышают 12,5 кг[см\ а в начале хода всасывания и в конце выхлопа— 17 кг]смг. Во время расширения газов наибольшее давление имеет место не в начале хода, как это можно было бы ожидать на основании индикаторной диаграммы, а в конце хода. Таково влияние сил инерции при большом числе оборотов: именно они, а не давление газов, вызывают при этих условиях наибольшие напряжения в частях кривошипного механизма.

При ином режиме работы двигателя картина существенно изменяется. На рис. 75 воспроизведена диаграмма суммарных сил при работе двигателя с полной нагрузкой, но при п = 2000 об/мин. Силы инерции при этом уже не играют особой роли, не превышая 2—3 кг[слР, между тем как давление газов в начале рабочего хода достигает 18,5 кг)слР.

Так как части кривошипного механизма должны быть достаточно прочными при любом режиме, то из сравнения рис. 74 и 75 вытекает, что рассчитывать их следует именно на это последнее давление. Так обычно и поступают, причем для большей надежности расчет ведут по максимальному давлению вспышки р',~ 0,85 pz, взятому из индикаторной диаграммы, не принимая во внимание сил инерции.

Только при наивысшем числе оборотов без нагрузки силы инерции могут превзойти максимальное давление вспышки и, следовательно, являются в этом случае основным расчетным усилием (см. пример расчета коленчатого вала на стр. 172).

120

Рис. 73." Взаимодействие давления газов и сил инерции.

т. е. считать расчетнойт. е. считать расчетнойСледует заметить, что в том случае, если индикаторная диаграмма построена для режима наибольшей мощности Ne, как это обыкновенно и бывает, то рг не является максимальным для данного двигателя. Максимальное значение pz имеет место при более низком числе оборотов соответствующем Л4шах. Следовательно, для определения расчетного давления вспышки надо или строить индикаторную диаграмму для режима, отвечающего Мти, или, пользуясь диаграммой, построенной для АГтм > вовсе не производить вышеуказанной поправки на сдвиг точки z - - считать пясиртылц величиной рг, а не рг.

т. е. считать расчетной

т. е. считать расчетной

При отклонении кривошипа на угол а от в. м.т. суммарная сила^, действующая на поршень, разлагается на две составляющих Рх и Pv согласно рис. 76.

Сила Рх прижимает поршень к стенке цилиндра.

Величина этого бокового давления:

pl-^-fgh(6)

или приближенно:

Р^Р^Х.since(6')

(так как tg {i ~ X sin а).

Очевидно, это боковое давление переменно как по величине, так и по направлению, что и представлено соответствующими кривыми для

ходов поршня на рис. 76. Кривые построены для 4600 об/мин. при этом режиме двигателя боковое давление 142 кг во второй половине рабочего хода и

всех четырех Они показывают, что достигает максимума направлено влево, но обратных ходах лишь i более высоком числе оборотов может получиться и обратное соотношение, т. е. правая стенка будет испытывать более сильные боковые давления во время ходов сжатия и выхлопа, нежели левая сторона цилиндра, при рабочем ходе. Явление этого неустранимо. Применяемая в тихоходных двигателях дезаксация цилиндра, т. е. смещение оси цилиндра в сторону вращения с целью выравнивания давлений, очевидно не может дать по указанным причинам никаких преимуществ в быстроходном мотоциклетном двигателе. И действительно,- —

она никогда не применяется для этой цели, по крайней мере в четырехтактных двигателях. Двухтактные двигатели иногда выполняются дезаксирован- н ы м и, но по другим соображениям. В дезаксированном двигателе, как видно из рис. 77, мертвые положения получаются в точках А и А,, не совпадающих с вертикальной осью кривошипа. Этим предупреждается возможность для двухтактного двигателя при пуске в ход начать вращаться в обратном

о и противоположная стенка нагружается при немного меньшими давлениями (112 кг). При еще

направлении, что иногда имеет место при пуске в ход горячего двигателя вследствие преждевременного воспламенения смеси (особенно при постоянном моменте зажигания, установленном со значительным опережением). Кроме того, вследствие более коротких шатунов двухтактных двигателей и меньшего числа оборотов разность давлений поршня на левую и правую стенки цилиндра получается значительнее, и выравнивание этих давлений, достигаемое деза- ксацией, имеетнексторое основание. Величина смещения осей е~0,1—0,25 г.

НМТ

*/

ВМ7

Теоретически

в дезаксированном двигателе длинаs>2r.

^ L^-J

Рис.77. Дезаксиро- ванный кривошипный механизм.

хода поршня

Практически это увеличение хода поршня выражается сотыми долями миллиметра и целиком покрывается зазорами в шатунных подшип

никах.

Вернемся снова к рис. 76. Силу Р», действующую вдоль шатуна, можно перенести в центр цапфы кривошипа и разложить на две составляющие Т и N.

Составляющая Т направлена по касательной к окружности кривошипа и называется, как известно, тангенциальной силой:

-_ Sin(a + P) .m

» COS 0'' '

Составляющая N направлена по радиусу кривошипа и воспринимается коренными подшипниками:

м _ р .cosfa + P) .t '(8)

cos р

’ "W^

Обе эти силы, конечно, также переменны.

Тангенциальная сила создает крутящий момент двигателяМд=Т-г,

который непрерывно изменяет свою величину на протяжении каждого хода поршня. Характер изменения Мр и абсолютная величина его зависят от числа оборотов. Для иллюстрации на рис. 78 воспроизведены три кривые крутящего момента одного и того же двигателя при 1000 2500 и 4000 об/мин.

Из сравнения их видно, что только на малых оборотах, когда силы инерции незначительны, вращающий момент имеет максимальную величину во время рабочего хода и определяется давлением г;

азов в цилиндре, значение получают силыазов в цилиндре, значение получают силыС увеличением числа оборотов преобладающее инерции, и вид кривой Мр сильно изменяется.

азов в цилиндре, значение получают силы

азов в цилиндре, значение получают силы

м<500 4 , Аз-слА<000м<500 4 , Аз-слА<000। Lxqm। LxqmВыа:ло\п\Выа:ло\п\500500ОО<8<8360° 54360° 54^СШир^СШир8дое8дое1 V п- 4ООО об>1 V п- 4ООО об>5оо \ //5оо \ //JJ—^СР1^—^СР1^<001<001IIX /X /п-2500 .. \ ' п=4000 •• \ /п-2500 .. \ ' п=4000 •• \ /

м

<500 4 , Аз-слА

<000

м

<500 4 , Аз-слА

<000

। Lxqm

। Lxqm

Выа:ло\п\

Выа:ло\п\

500

500

О

О

<8

<8

360° 54

360° 54

^СШир

^СШир

8дое

8дое

1 V п- 4ООО об>

1 V п- 4ООО об>

5оо \ //

5оо \ //

J

J

—^СР

1^

—^СР

1^

<001

<001

I

I

X /

X /

п-2500 .. \ ' п=4000 •• \ /

п-2500 .. \ ' п=4000 •• \ /

4500'UРис. 78. Изменение4500'UРис. 78. Изменениенения,нения,

4500'

U

Рис. 78. Изменение

4500'

U

Рис. 78. Изменение

нения,

нения,

крутящего момента при разных режимах работы двигателя.

Таковы силы, действующие в кривошипном механизме мотоциклетного двигателя, с наличием и особенностями которых нам придется считаться в дальнейшем при расчете его деталей. К ним мы теперь и перейдем.

Цилиндры

Форма и конструкция цилиндров четырехтактного двигателя определяются главным образом расположением клапанов. Следовательно, этот вопрос и должен быть решен в первую очередь. Преимущества верхних клапанов общеизвестны: они дают лучший коэфициент наполнения, меньшую поверхность камеры сгорания, т. е. меньшие потери тепла в период сгорания, и в результате—повышение мощности двигателя на 10—15°/0. Кроме того, эта конструкция клапанов допускает применение более высоких степеней сжатия без появления детонации. При использовании этого преимущества, что обычно и практикуется, 124,

мощность двигателя можно повысить на 25—30% без применения специальных горючих. Но, с другой стороны, при верхнем-расположении клапанов увеличивается высота двигателя, затрудняется доступ к клапанам, усложняется распределительный механизм, а работа его становится иногда более шумной. Вместе с тем повышается стоимость дви

гателя.

Поэтому такая конструкция целесообразна главным образом для спортивных двигателей, для которых вопрос мощности и максимальной скорости имеет решающее значение.

Для двигателей нормального типа, предназначенных для серийных транспортных мотоциклов, решающими являются другие соображения. Простота, надежность, доступность и бесшумность клапанного механиама, с которой связана и его изнашиваемость, будут здесь главными показателями целесообразности конструкции. По всем этим показателям преимущество имеют боковые клапаны, расположенные рядом в общей клапанной камере и приводимые в действие снизу короткими толкателями. И действительно, такая конструкция чаще применяется для дорожно-транспортных машин.

Компромиссное решение, состоящее в том, что клапаны располагаются один над другим, причем выпускной помещается внизу и делается стоячим, а всасывающий подвесным, — в настоящее время почти совершенно

оставлено, как не имеющее ровно никаких преимуществ.

Далее возникает вопрос о выполнении цилиндровой головки в виде отдельной детали или за одно целое с цилиндром.

Собственно, при верхних клапанах на этот счет не может быть двух мнений: головка в этом случае должна быть непременно отъемной, как по производственным соображениям, так и по эксплоатационным, в интересах доступности клапанов для их притирки или замены.

При боковых клапанах головка может быть отлита за одно целое с цилиндром, так как доступ к клапанам легко осуществляется через верхние люки, закрываемые ввинченными в них пробками.

В свое время такая конструкция была наиболее распространенной.

Теперь она совершенно вытеснена съемными головками, упрощающими отливку и обработку и, следовательно, ведущими к снижению брака, а также имеющими ряд преимуществ эксплоатационного характера.

При боковом расположении клапанов цилиндр отливается за одно целое с клапанной камерой, всасывающим и выхлопным каналами, причем седла для клапанов помещаются в плоскости разъема, отделяющей цилиндр от головки (см. рис. 79, 47 и 52).

Стержни клапанов располагаются по большей части параллельно оси Цилиндра и пропускаются через направляющие втулки, отлитые отдельно и плотно вставленные в цилиндр. Однако конструкция распределительного механизма вызывает иногда необходимость в наклонном располо- Жении клапанов, как это можно видеть на рис. 79. При таком устрой- стве легко осуществить достаточно широкий просвет между клапанной камерой и стенкой цилиндра, что всегда желательно во избежание местного перегрева стенки, отделяющей полость цилиндра от выхлопной камеры. Рис. 79 показывает также, что направляющие клапанов могут быть отлиты за одно целое с цилиндром. Для защиты направляющих втулок от проникновения пыли применяют телескопические кожухи, закрыва-

ющие пружины и головки толкателей (см. рис. 52), или отливают за одно целое с цилиндром специальную коробку, расположенную ниже клапанной камеры и закрываемую крышкой (см. рис. 79).

Головка цилиндра при боковом расположении клапана превращается в простую крышку, которая может быть выполнена из чугуна или из легких сплавов. Углубление в головке образует камеру сгорания, объем которой определяется требуемой степенью сжатия. Что касается формы

камеры сгорания, то она оказывает большое влияние на протекание процесса горения и потому была предметом, тщательного экспериментального изучения.

Вследствие отнесения клапанов в сторону от цилиндра камера сгорания, даже при небольших степенях сжатия, порядка 4 — 4,5, получается плоской и весьма растянутой. Поэтому наиболее удаленные от свечи части свежего заряда, подвергаясь давлению и подогреву от ранее воспламенившихся частей смеси, детонируют.

Рис. 79. Конструкции цилиндров при боковом расположении клапанов.Рис. 79. Конструкции цилиндров при боковом расположении клапанов.Изучение этого явления и мер борьбы с ним привело к конструкции головки, показанной на рис. 80. Она была предложена в свое время известным английским исследователем Рикардо и получила широкое распространение при боковом расположении клапанов. Форма ка-

Рис. 79. Конструкции цилиндров при боковом расположении клапанов.

Рис. 79. Конструкции цилиндров при боковом расположении клапанов.

меры сгорания в этой конструкции довольно близка к сферической, хотя и расположена не над поршнем, а сдвинута в сторону клапанов. Свеча помещается приблизительно по середине камеры, вследствие чего пути распространения пламени во все стороны примерно одинаковы. Иногда свечу смещают несколько по направлению к выхлопному клапану из тех соображений, чтобы находящиеся здесь части заряда, более склонные к детонации вследствие высокой температуры клапана, сгорали в первую очередь.

Куполообразная часть камеры сгорания перекрывает цилиндр примерно на 40 — 50°/0 площади его поперечного сечения, как показывает 126

схема на рис. 81. Таким образом камера сгорания отделяется От полости цилиндра сравнительно узкой горловиной, обозначенной на схеме заштрихованной площадкой. Этим обеспечивается энергичное завихрение смеси при всасывании и сжатии. Наиболее удаленная от свечи часть камеры сгорания, как легко видеть из рис. 80, представляет собой узкую щель между поршнем и головкой, высотой 2 — 2,5 мм. Вследствие этого объем той части заряда, которая сгорает в последнюю очередь и может детонировать, сведен к минимуму. Вместе с тем поверхность этого пространства относительно велика, следовательно, происходит интенсив-

Рис. 80. Головка типа Рикардо.Рис. 80. Головка типа Рикардо.$п££$п££видно так- простран-видно так- простран-ное охлаждение находящейся здесь части заряда. Из чертежа Же, что над клапанами предусмотрено достаточно сюбодноеное охлаждение находящейся здесь части заряда. Из чертежа Же, что над клапанами предусмотрено достаточно сюбодноеMfOMfOство, чем устраняется дросселирование при всасывании смеси и улучшается наполнение цилиндра. Благодаря интенсивному завихрению смеси и другим указанным выше причинам возможность детонации в значительной мере уменьшена, и степень сжатия при работе на обыкновенном бензине может быть повышена до 5:1.

Рис. 80. Головка типа Рикардо.

Рис. 80. Головка типа Рикардо.

$п££

$п££

видно так- простран-

видно так- простран-

ное охлаждение находящейся здесь части заряда. Из чертежа Же, что над клапанами предусмотрено достаточно сюбодное

ное охлаждение находящейся здесь части заряда. Из чертежа Же, что над клапанами предусмотрено достаточно сюбодное

MfO

MfO

Дальнейшие работы в этом направлении показали, что перед входом в Щелевидное пространство камеры сгорания выгодно иметь вертикальную стенку, препятствующую распространению волны давления из главной части камеры.

Такая ступенчатая форма камеры представлена выше на рис. 55

5,5 и сравнительно большом

двигатель М-72. При степени сжатия диаметре цилиндра этот двигатель работает”без детонации Иа бензине второго сорта.

Рис. 82. Цилиндр двигателя с верхними клапанами.

Рис. 83. Цилиндры с отлитыми каналами для толкающих штанг.

При верхнем расположении клапанов конструкция самого цилиндра упрощается, так как всасывающий и выхлопной каналы вместе с клапанными седлами перенесены на головку. Цилиндр в этом случае представляет собой простую гильзу с ребристой наружной поверхностью

128

. Выемки в ребрах, которые видны на рис. 82, сделайЫ ^М* ^попуска толкающих штанг, закрываемых трубчатыми кожухами, о применяется и другая конструк- я состоящая в том, что штанги опускают в каналы, образованные ПРсамих отливках цилиндра й голов- в как можно видеть на рис. 83. Слева показана отливка с двумя вертикальными каналами, справа —с одним общим широким каналом. Таким путем сокращается число дета-

Рис. 84. Головка старого типа для двигателей с верхними клапанами.Рис. 84. Головка старого типа для двигателей с верхними клапанами.лей двигателя.Устройство головки для верхних клапанов также прошло несколько этапов развития. Одна из ранних конструкций показана на рис. 84.лей двигателя.Устройство головки для верхних клапанов также прошло несколько этапов развития. Одна из ранних конструкций показана на рис. 84.Коромысла и клапанные пружины

Рис. 84. Головка старого типа для двигателей с верхними клапанами.

Рис. 84. Головка старого типа для двигателей с верхними клапанами.

лей двигателя.

Устройство головки для верхних клапанов также прошло несколько этапов развития. Одна из ранних конструкций показана на рис. 84.

лей двигателя.

Устройство головки для верхних клапанов также прошло несколько этапов развития. Одна из ранних конструкций показана на рис. 84.

„Решались на такой головке сверху, совершенно открыто. Оси коро- ' помысел укреплялись на

Рис. 85.Рис. 85.99Головка с отдельным картером для коромысел (двигатель С-1;.Головка с отдельным картером для коромысел (двигатель С-1;.А. М. Иерусалимский 913А. М. Иерусалимский 913стойках или кронштейнах той или другой формы, привинченных снаружи . головки, и смазывались самым примитивным образом— с помощью ручных масленок. Однако неуклонное возрастание числа оборотов двигателей, требовавшее установки на клапанах все более и более сильных пружин, сделало работу коромысел весьма тяжелой. Пришлось обратить серьезное внимание на конструкцию их подшипников и, в особенности, на смазку. Выход был найден в том, что над головкой укреплялся на стойках особый закрытый картер, в котором и помещались коромысла. Конструкция такого рода представлена на рис. 85. Она применяется и в настоящее время в тех случаях, когда по каким-либо соображениям желательно оставить пружины и стержни клапанов открытыми (например на

Рис. 85.

Рис. 85.

9

9

Головка с отдельным картером для коромысел (двигатель С-1;.

Головка с отдельным картером для коромысел (двигатель С-1;.

А. М. Иерусалимский 913

А. М. Иерусалимский 913

129

гоночных машинах). Закрытый картер обеспечивает достаточно надежную смазку коромысел, не не защищает направляющие втулки клапанов От проникновения пыли. .Современное решение задачи можно видеть На рис. 48, 49 (стр. 70), а также на рис. 86, где дано несколько примеров хорошо выполненных конструкций головок верхнеклапанных двигателей. Это решение состоит в том, что картер для коромысел и клапанов отливается за одно целое,.с головкой и закрывается сверху одной или двумя крышками. Вследствие этого головка сделалась компактней и

Рис. 86. Головки верхнеклапанных двигателей.

ниже, а смазка и защита от пыли всех движущихся и трущихся частей механизма обеспечены наилучшим образом. Надо заметить, ч данная конструкция органически связана с так называемой циркуляцио ной системой смазки (см. главу VHI), при которой масло, нагнетаем насосом, непрерывным потоком омывает все трущиеся части двигат® g По трубкам, которые хорошо видны на рис. 48, оно педается та и к осям коромысел, затем стекает на дно головки и, наконец, ухо вниз по трубам, в которых заключены толкающие штанги. Это м не только смазывает коромысла, но и охлаждает головку в доп нение к воздушному охлаждению.

Форма камеры сгорания при верхнем расположений клала- наиболее близка к сферической, что можно видеть, например, на Н0В 48 49 и 84. Клапаны при этом, конечно, могут быть установлены рИдько наклонно с углом между ними от 70 до 90°, но для свечи уже Т° остается места в центре камеры, и ее приходится относить в сторону НепоМещать тоже наклонно, что, впрочем, несколько предохраняет ее от Сбрасывания маслом. Степень сжатия (для бензина) может быть допущена более высокая, чем прй боковых клапанах,—до б, а при очень малых диаметрах цилиндра—даже до 6,5.

Из рассмотрения чертежей явствует, что при верхнем расположении клапанов всасываемая и сжимаемая смесь все время должна находиться в движении внутри цилиндра, и в камере сгорания отсутствуют мертвые пространства, в которых смесь могла бы частично задерживаться и оставаться в неподвижности, способствуя детонации.

Чтобы придать потокам всасываемых и отходящих газов различные направления (что имеет значение при большом перекрытии клапанов), а также направить струю свежих газов на свечу, оси всасывающего и

Рис. 87. Расположение всасывающих и выхлопных каналов.Рис. 87. Расположение всасывающих и выхлопных каналов.

Рис. 87. Расположение всасывающих и выхлопных каналов.

Рис. 87. Расположение всасывающих и выхлопных каналов.

выхлопного трубопроводов смещают на некоторый угол, как показано на рис. 87, изображающем в плане контуры головок с одной и двумя

выхлопными трубами. Впрочем, такое смещение осей каналов вызывается

иногда и конструктивной необходимостью, т. е. удобством расположения карбюратора относительно других агрегатов двигателя и выпускной трубы относительно рамы.

При боковых клапанах тоже придают оси всасывающего канала такое положение, чтобы струя свежей смеси имела направление к центру Цилиндра, а не в сторону выхлопного клапана. Той же цели служит вертикальный козырек на внутренней поверхности головки, как это выполнено в конструкции, показанной на рис. 52.

Крепление головки к цилиндру производится 6—8 короткими шпильки или болтами.

может нагрева напря-может нагрева напря-Реже применяются длинные анкерные болты, которыми цилиндр и ловка одновременно притягиваются к картеру. В этом случае в картер игателя ввинчиваются предварительно стальные втулки ввиду слабости Р зьбы в алюминии. Возражением против такой конструкции

может нагрева напря-

может нагрева напря-

Ужить то обстоятельство, что при удлинении цилиндра от ' торое достигает 0,3—0,4 мм) в болтах возникают большие

жения, а прокладка в стыке между головкой и цилиндром подвергается смятию, вследствие чего нарушается герметичность соединения. Тем не менее можно указать ряд первоклассных заводов с многолетним опытом (например JAP), применяющих такую систему крепления.

Конструктор должен обратить внимание на доступность крепежных деталей и удобство монтажа. Желательно обойтись здесь без применения специальных ключей.

Необходимое уплотнение в стыке между головкой и цилиндром достигается помещением здесь медно-асбестовой прокладки.

При наличии центрирующего буртика, как это имеет место при верхнем расположении клапанов или в двухтактных двигателях, ставят тонкую медную прокладку (0,3—0,5 леи) или обходятся совсем без

прокладки.

Для правильной установки оси цилиндра нижний фланец его снаб-

жается центрирующим кольцевым выступом, который входит в соответ

Рис. 88.Рис. 88.ствующую выточку в картере (рис. 79, 82, 83). Удлинение этой части гильзы цилиндра, входящей внутрь картера, позволяет приблизить нижнее положение поршня к оси коленчатого вала и уменьшить высоту двигателя. Предел этому удлинению ставит, с одной стороны, габарит маховиков или противовесов коленчатого вала, а с другой—максимальное отклонение шатуна от оси цилиндра, что должно быть проверено кинематической схемой, во избежание ударов шатуна о нижнюю кромку цилиндра (рис. 88). При необходимости—в нижней кромке гильзы цилиндра могут быть сделаны прорези для прохода шатуна (см. рис. 83, справа). Кольцевой выступ, углубленный внутрь картера, не только центрирует цилиндр, но и придает ему устойчивость, разгружая крепящие шпильки от изгибающих усилий.

Рис. 88.

Рис. 88.

Для изменения степени сжатия под фланец

цилиндра могут быть помещены одна или две латунных или алюминиевых прокладки толщиной

0,75—1 мм, удаление которых позволяет повышать степень сжатия в до

вольно широких пределах.

Для многоцилиндровых двигателей цилиндры и головки могут быть отлиты попарно. Пример такой конструкции дан на рис. 89, на которой изображен двухцилиндровый блок двигателя „Триумф” (500 см ), показанного раньше на рис. 54.

Здесь обращает на себя внимание чрезвычайно массивный фланец для крепления к картеру с плавными переходами к стенкам цилиндра- Действительно, в форсированных двигателях напряжения в этой части цилиндра могут быть очень велики, так как давление в момент вспышки при высоких степенях сжатия доходит до 60 кг)см2, т. е. более чем в два раза превосходят давления в цилиндрах нормальных двигателей. Так как промежуток между соседними стенками цилиндров невелик и слабо продувается воздухом, то эти части стенок поставлены в мене благоприятные условия в смысле охлаждения. Интересное конструктивно

шениедля устранения этого недостатка применено заводом „Триумф" ^одной из военных моделей 1942 г. (см. рис. 89,6). Оно состоит в том, Вто канал, подводящий рабочую смесь от карбюратора к всасывающим лапанам, проведен между цилиндрами. Фирма считает, что свежая смесь, Кпоходяшая по этому каналу, охлаждает внутреннюю стенку цилиндра. ? Конструкции цилиндров двухтактных двигателей отличаются от

вышеописанных только расположением и формой выпускных и впускных отверстий, которые помещаются в боковых стенках цилиндра и образуются уже в процессе литья. Здесь также применяют обычно отъемную головку, отлитую из легких сплавов с высокой теплопроводностью. Пример такой конструкции мы видели на рис. 50, где воспроизведен разрез двигателя „ИЖ-9" с чугунным цилиндром и алюминиевой голов

двигателя с двухканальной

кой.Детали конструкции цилиндра этого возвратной продувкой видны на рис. 90.кой.Детали конструкции цилиндра этого возвратной продувкой видны на рис. 90.Рис. 89. Двухцилиндровый блок („Триумф* 500 еж3).Рис. 89. Двухцилиндровый блок („Триумф* 500 еж3).Здесь перепуск смеси из картера в цилиндр производится по двум каналам, расположенным по обе стороны выхлопного окна. Нижние отверстия каналов совпадают с отверстиями, прорезанными в юбке поршня, при положении поршня в н. м. т. Подробнее о размерах и расположении окон см. § 51. Окна в стенках цилиндра получаются уже в процессе литья с последующей зачисткой пескоструйным аппаратом, причем поверхность их должна быть чистая и ровная. Это предъявляет сравнительно высокие требования к качеству литья, так как иначе приходится прибегать к исправлению дефектов отливки путем ручной обработки, чтобы выдержать необходимые размеры и форму окон.

кой.

Детали конструкции цилиндра этого возвратной продувкой видны на рис. 90.

кой.

Детали конструкции цилиндра этого возвратной продувкой видны на рис. 90.

Рис. 89. Двухцилиндровый блок („Триумф* 500 еж3).

Рис. 89. Двухцилиндровый блок („Триумф* 500 еж3).

Материалом для отливки цилиндра служит специальный легированный чугун с присадками никеля и хрома, повышающими твердость зеркала Цилиндра*). Такой чугун обладает мелкозернистым плотным строением, °рошо обрабатывается и после шлифовки приобретает зеркально-глад- Ую поверхность. Временное сопротивление разрыву 2300—3100 кг{см2 обыкновенного чугуна 1800 кг/м2); твердость по Бринеллю 190—200.

) См. Мотоциклетный справочник, 1940_г.

Иля уменьшения веса и улучшения охлаждения применяют иногда Дку алюминиевых ребер поверх чугунной гильзы, как показано на отлив 01 £лева изображен цилиндр гоночного мотоцикла „Нортон" РиС' двухтактного двигателя „Триумф* (250 см3). Последний завод СП^менял эту конструкцию для серийных машин.

g период войны известным английским заводом Scott был разрабо- другой метод, состоящий в том, что на внутреннюю поверхность ТЗН индра отлитого целиком из алюминиевого сплава, наносится элек- ЦИ0ЛИтическим способом слой твердого металла (хрома). Твердость этого достигает 400—450 по Бринеллю, износоустойчивость его очень С сока. Способ этот особенно целесообразен для двухтактных двигате- ей окна которых располагаются на самом зеркале цилиндра*).

Головки цилиндров помимо чугуна могут быть отлиты из сплава 12% меди и $8% алюминия» или более сложных сплавов с прибавлением кремния, никеля, магния.

ФИФИРис. 9L Алюминиевые цилиндры с чугунными гильзами.Рис. 9L Алюминиевые цилиндры с чугунными гильзами.1801808282Временное сопротивление медно-алюминиевых сплавов 1200— 1400 кг/см\ специально-легированных — до 2200 кг[см\

ФИ

ФИ

Рис. 9L Алюминиевые цилиндры с чугунными гильзами.

Рис. 9L Алюминиевые цилиндры с чугунными гильзами.

180

180

82

82

В качестве материала для головок применяется также алюминиевая бронза, обладающая не только высокой теплопроводностью, но и хорошими механическими качествами (твердость до 200 Бр., временное сопротивление до 5000 кг]см%). Однако удельный вес ее 8,5, т. е. ольше чем у чугуна. При отливке цилиндровых головок из алюми- ниевых сплавов, твердость которых не превышает 50—70 Бр., седла лапанов, а также нередко и втулки под свечи, изготовляют отдельно 3 ^®роупорной аустенитной стали или алюминиевой бронзы и вста- ляют на место либо в процессе самого литья, либо запрессовкой. При- Ры применения вставных седел и втулок даны на рис. 92. Так как k эфнциент линейного расширения аустенитных сталей и бронзы близок таковому у алюминиевых сплавов, а температура седла или втулки

*) Automobile Engineer, 1945 г„ № 469.

,135

для свечи выше температуры окружающего их металла головки, то плот, ность посадки не нарушается при нагреве во время работы двигателя

Размеры цилиндра по высоте определяются ходом поршня длиной шатуна, высотой поршня, объемом камеры сгорания и легко могут быть найдены графически после того, как окончательно установлены размеры перечисленных деталей, рассматриваемых дальше. В поперечном направлении размеры цилиндра определяются его диаметром а также размерами клапанов и охлаждающих ребер, следовательно, также могут быть найдены только после выбора размеров этих деталей.

Объем камеры сгорания зависит от выбранной степени сжатия и выражается уравнением:

При проектировании двигателя этот объем может быть практически проверен изготовлением по чертежу деревянной или глиняной модели полости головки.

Рис. 92. Вставные седла клапанов и втулки под свечи.Рис. 92. Вставные седла клапанов и втулки под свечи.

Рис. 92. Вставные седла клапанов и втулки под свечи.

Рис. 92. Вставные седла клапанов и втулки под свечи.

Взвесив модель и разделив на удельный вес материала, находят точный объем запроектированной камеры.

Допуски на диаметр зеркала цилиндра для мотоциклов массового производства назначаются обыкновенно по 3-му классу точности (Л3), для более дорогих машин—по 2-му классу (Л2). Обработанные цилиндры затем сортируются при контроле на две или три группы. На такие же группы разбиваются и поршни с тем, чтобы зазор между сопряженными поверхностями в каждой группе оставался приблизительно одинаковым. Так, например, цилиндры двигателя „ИЖ-8“ сортировались на две группы с диаметрами: 1) 74 до 74 +0-030 и 2) от. 74"Ь°’030 д0 74+0-060. Цилиндры двигателя М-72 разбиваются на три группы с отклонениями: 1) 78,00—78W1°; 2) 78+0-011—78+0,020; 3) 78+0’021—Ув40,030.

Расчет цилиндра на прочность не имеет большого значения, так как получающиеся при этом прочные размеры обычно меньше тех, которые практически допустимы по литейным и ремонтным соображениям.

136

Напряжение материала под влиянием внутреннего давления, стремящегося разорвать цилиндр по образующей:

Р =£^(1)

2е ’v

где рг Dгде рг D— максимальное давление сгорания на 1 см2, — диаметр цилиндра в см,

где рг D

где рг D

е— толщина стенок в см.

Допускаемым напряжением следует считать /?г = 300—350 кг 1см2 т. е. принимать более пятикратного запаса прочности, имея в виду возможные пороки литья.

Напряжение стенок в направлении оси цилиндра вдвое меньше

(2)(2)р _ РгР.

(2)

(2)

Найденные расчетом значения толщины стенок (порядка 3—3,5 мм) необходимо сильно увеличивать, так как получение доброкачественной отливки с толщиной стенки меньше 7—8 мм затруднительно, кроме того надо учесть возможность последующего ремонта.

Практически толщина стенок зеркала цилиндра в обработанном виде получается не менее 5 мм.

Напряжение в шпильках или болтах, крепящих фланец цилиндра к картеру или головку к цилиндру:

(3)

где рг и D — имеют то же значение, что и выше,

\dt—внутренний диаметр нарезки шпильки в см, п —число шпилек.

Допускаемое напряжение для них, с учетом предварительной затяжки и температурных напряжений, ^г = 500—600 кг{см2.

Износ и деформацию цилиндра от нагрева предотвратить гораздо труднее, чем найти прочные размеры его. Поломки цилиндров почти не встречаются на практике, между тем как изнашиваются цилиндры современных мотоциклетных двигателей гораздо быстрее, чем было бы желательно.

Это почти неизбежное последствие высокого числа оборотов и средней скорости поршня, а также сравнительно больших зазоров между поршнем и цилиндром, необходимых при изготовлении поршней из легких сплавов. К сожалению, возможности конструктора в этом отношении довольно ограничены,—все же он обязан принять все меры к устранению причин, увеличивающих износ: не применять очень низких поршней, легче принимающих в цилиндре косое положение, при котором Удельное давление на стенки цилиндра вблизи верхней и нижней кромок поршня возрастает в несколько раз; не применять очень коротких шатунов с малым отношением к радиусу кривошипа, так как при этом повышается боковое давление поршня на стенки цилиндра; обеспечить надежную смазку стенок цилиндра; снабдить карбюратор воздухоочи- стителем, препятствующим проникновению в цилиндр пыли. Кажется, это и все, что может быть предпринято в отношении самой конструкции двигателя.

Остальное относится уже к области металлургии и связано с новы, шением сопротивляемости чугуна истиранию, например путем азотизации.

Что касается деформации цилиндра от нагрева, то для устранения ее необходимо стремиться к равномерному распределению температуры в стенках цилиндра, что достигается облегчением отвода тепла от наиболее нагреваемых точек, прилегающих к выхлопному клапану. При боковых клапанах особого внимания в этом отношении заслуживает участок стенки, отделяющей полость цилиндра от выхлопного канала. Облегчение отвода тепла от всех таких участков и предотвращение деформации осуществляется, во-первых, местными утолщениями металла и во-вторых, увеличением поверхности охлаждающих ребер, которые всегда несколько более развиты в области выхлопного клапана.

Другое решение вопроса состоит в том, что части цилиндра с различными температурами отделяют одну от другой таким образом, чтобы

Рис. 93. Цилиндр с усиленным оребрением.

каждая из них могла расширяться независимо от другой. Пример такой конструкции мы видели выше, на рис. 79. В этом цилиндре направляющие клапанов не связаны ребрами ни с основной гильзой цилиндра, ни с расположенной ниже коробкой, от которой они отделены кольцевыми прорезями (выполненными после отливки).

Другой пример аналогичного характера представлен на рис. 93. Он изображает общий вид и поперечное сечение цилиндра двухтактного двигателя „Триумф", показанного выше на рис. 91. Из чертежа видно, что ребра на цилиндре выполнены здесь не в виде сплошных колец, а в виде отдельных пластинок четырехугольной формы. При таком устройстве ребра не мешают свободному расширению стенок цилиндра, имеющих значительно белее высокую температуру. Следовательно, этой мерой также предупреждается возможность деформации цилиндра при нагреве.

Охлаждающие ребра цилиндра

На мотоциклетных двигателях применяется, как известно, почти исключительно воздушное охлаждение при помощи ребер, помещаемых на головке и стенках цилиндра и обдуваемых встречным воздухом. При

138

интенсивность охлаждения зависит от скорости движения мото- этоМ что и является основным недостатком этой системы. Правда, с иИКЛЯением режима работы двигателя, и следовательно, количества тепла, ИЗМеНаваемого наружу через стенки цилиндра, изменяется обычно и ско- пер6Д движения, т. е. с увеличением числа оборотов двигателя, охла- Р°Сние делается интенсивней. Но, ю-первых, возникает нередко и обрат- *Де явление, например, на продолжительном подъеме или при езде по Н°Сдной дороге на низкой передаче, когда скорость движения мала, Т игатель работает с большой нагрузкой. Во-вторых, как известно из 3 Довых расчетов, мощность, потребная для движения машины, возра- Ттает пропорционально кубу скорости. В такой же степени увеличи- С Ся и количество тепла, подлежащее отдаче воздуху. Между тем ин- ва• — далеко не в такой степени. Это видно

тенсивность охлаждения растет из рис. 94, на котором представлено изменение коэфи- циента теплоотдачи к в зависимости от скорости воздуха.Кривая / относится к чу-тенсивность охлаждения растет из рис. 94, на котором представлено изменение коэфи- циента теплоотдачи к в зависимости от скорости воздуха.Кривая / относится к чу-гунным головкам; кривая //—к алюминиевым. Под коэфициентом теплоотдачи здесь разумеется количество тепла в малых калориях, отдаваемое 1 смг охлаждающей поверхности в 1 секунду, при разности температур воздуха и цилиндра Iе С.

тенсивность охлаждения растет из рис. 94, на котором представлено изменение коэфи- циента теплоотдачи к в зависимости от скорости воздуха.

Кривая / относится к чу-

тенсивность охлаждения растет из рис. 94, на котором представлено изменение коэфи- циента теплоотдачи к в зависимости от скорости воздуха.

Кривая / относится к чу-

Из всего этого следует, что при воздушном охлаждении, основанном только на обтекании цилиндров встречным воздухом, нет возможности сохранять постоянную, наивыгоднейшую тем

Ю 30 чО 50 60 90 #00150*5Рис. 94. Изменение коэфициента теплопере-дачи в зависимости от скорости воздуха.Ю 30 чО 50 60 90 #00150*5Рис. 94. Изменение коэфициента теплопере-дачи в зависимости от скорости воздуха.пературу стенок цилиндра. Поэтому нередко и наблюдается на практике, что двигатель, хорошо и экономично работающий при умеренных скоростях движения, перегревается при более или менее продолжительном пробеге на полном дросселе.

Ю 30 чО 50 60 90 #00150*5

Рис. 94. Изменение коэфициента теплопере-дачи в зависимости от скорости воздуха.

Ю 30 чО 50 60 90 #00150*5

Рис. 94. Изменение коэфициента теплопере-дачи в зависимости от скорости воздуха.

Сделать охлаждение цилиндров независимым от скорости езды или направления ветра можно только путем применения вентиляторов, что иногда и практикуется. В качестве вентилятора может быть использован вынесенный наружу маховик, который снабжается крыльями. Воз- Душный поток направляется надлежащим образом на ребра цилиндра специальным кожухом. Пример такой конструкции дан на рис. 95, изобра- Жзющий двухтактный мотоциклетный двигатель (см. также рис. 53).

Надо, ©днако, заметить, что ©собой надобности в подобных усовер- снствованиях нет, и прибегать к усложнению конструкции ради неко- Рого улучшения охлаждения не имеет смысла, так как при всей своей Римитивности и теоретических недостатках воздушное охлаждение обыч-

139

кого типа действует все же весьма удовлетворительно, о чем можно судить уже по тем высоким степеням сжатия, которые применяются в современных мотоциклетных двигателях, и по числу оборотов, которые они способны поддерживать под нагрузкой в течение многих часов подряд.

Вентилятор необходим, однако, при некоторых особых заданиях на пример, в том случае, когда двигатель должен продолжительно работать

П /*тп f Г Tf А»» Л Ш f f •••■■ — .-- -

17

17

Рис. 95. Охлаждение цилиндра с помощью . вентилятора.

в стационарных условиях, как это имеет место в практике пожарных мотоциклов (см. рис. 53).

Расчет охлаждающей по-

верхности цилиндра можно про- извести на основании следую- щих соображений.

Количество тепла, которое необходимо отвести для получения практически приемлемых температур, можно принимать

в среднем:

для четырехтактных

лей . . . Q = 700

час на 1 л.

двигате-кал. в

с.

для двухтактных

двигате-

лей . . . Q = 1000 кал. в час на 1 л. с.,

исходя из средних норм расхода топлива на 1 л. с./час и считая, что около 2О°/о выделяющегося при сгорании тепла рассеивается через стенки цилиндра. Если А— площадь ребристой поверхности цилиндра (в см2) на 1 л. с., то теплота, которая должна быть отнята в 1 сек. с 1 см2 поверхности:

1000.(21000-700 _

^ — 3600-Л — 3600-Л

195

= —.- малых кал./сл2 сек.

Л'

Для двухтактных двигателей будем иметь таким же образом:

280, ,

Ч = ~д малых кал./м2 сек.

Разность температур цилиндра и воздуха: / / Ч

Отсюда, задаваясь коэфициентом А, соответственно предполагаемой скорости мотоцикла, и допускаемой температурой головки цилиндра можно определить величину охлаждающей поверхности А.

Максимально допускаемой температурой головки цилиндра можно считать 270—300 С. Но при расчетах лучше не превосходить 250°.

Головки цилиндра 265®Средней части цилиндра . . . . • . 220°Нижней „„175°В свече 650—710° С.Головки цилиндра 265®Средней части цилиндра . . . . • . 220°Нижней „„175°В свече 650—710° С.По измерениям HATH, произведенным на двигателе BSA500 смг с верхними клапанами при полной нагрузке и 3300 об/мин., температура различных частей цилиндра оказалась такова:

Головки цилиндра 265®

Средней части цилиндра . . . . • . 220°

Нижней „„175°

В свече 650—710° С.

Головки цилиндра 265®

Средней части цилиндра . . . . • . 220°

Нижней „„175°

В свече 650—710° С.

Указанные температуры сохранялись при разных степенях сжатия от 5 до 6,5.

Пример. Определим необходимую площадь охлаждения для двигателя 500 м3 с чугунной головкой, характеристика которого дана выше на рис. 33. Поставим условием, чтобы при средней скорости движения 45—50 кж/ч. температура головки цилиндра не превосходила 1Ц = 250°. Температуру воздуха примем te = 15°.

Согласно номограмме рис. 94 коэфициент теплоотдачи при заданной скорости к = 0,002, а мощность двигателя по характеристике Afe = = 7,5 л. с.

При этих условиях имеем:

. q = ^—te )• к = (250—15) 0,002 =0,47 кал/сж2 сек.

Необходимая площадь охлаждающей поверхности на 1 л. с.:

А =А =165 195q "0,47165 195q "0,47= 415 смЦл. с.= 415 смЦл. с.

А =

А =

165 195q "0,47

165 195q "0,47

= 415 смЦл. с.

= 415 смЦл. с.

Общая площадь при А^=7,5 л. с.:

А' = 415X7,5 = 3100 см^.

скоростискоростиПроверим температуру головки при максимальной 100 кж/час. При этом условии к = 0,0035 и Afe=13 л. с.

скорости

скорости

Охлаждающая площадь, приходящаяся на 1 л. с., будет:

А = ^ = 240 сл^л. с..

?=^ = 240 = °’81 кал/^2сек.

Температура головки: •

^=|+^ = 6да+15=245°-

Летом температура воздуха обычно выше 15°. Соответственно увели- Чится на 8—10° и 1ц. Все же она не превзойдет допускаемых величин, из чего заключаем, что исчисленная площадь достаточна.

При алюминиевой головке и чугунном цилиндре найденные значения или А' могут быть уменьшены на~25°/0.

Не менее 5О°/о вычисленной площади охлаждения должно быть раз- Щено на головке, остальная часть — на самом цилиндре.

В целях равномерного распределения температуры в отдельных част цилиндра охлаждающие ребра усиливают в области выхлопного клала * и на головке цилиндра; книзу цилиндра размеры ребер постепенно уменТ шают; в самой нижней части, по длине несколько меньшей высоты поп* шмя, ребер совсем не делают. Толщина в конце ребер ~ 2 мм. При хо рошем'литье можно толщину концов ребер уменьшить до 1,5 мм.

По мере удаления от концов толщина ребер увеличивается вследствие литейного уклона, который составляет 3,5 — 4°/0. Основания ребеп соединяются со стенками цилиндра плавным переходом (радиус закруг. ления г—1—2 мм).

Расстояние между осями ребер не рекомендуется делать меньше 9—10 мм для удобства очистки и предупреждения загрязнения промежутков Максимальная высота чугунных ребер — 0,5 диаметра цилиндра.

Алюминиевые ребра могут быть на 5О°/о выше.

Расположение ребер на цилиндре и головке сообразуется с направлением воздушного потока; плоскости их должны быть по возможно

сти параллельными этому направлению.

Поршни

Поршни современных мотоциклов изготовляются исключительно из алюминиевых или магниевых сплавов (электрон). Преимущества этих сплавов, имеющих разные названия, общеизвестны и с достаточной полнотой описаны в автомобильной литературе, так что подробно останавливаться на них здесь нет надобности. Отметим лишь, что с точки зрения конструктора быстроходного мотоциклетного двигателя с воздушным охлаждением важнейшим свойством легких сплавов является их высокая теплопроводность и, следовательно, сравнительно быстрый отвод тепла от днища поршня к стенкам цилиндра. Это дало возможность снизить температуру днища поршня до 250 — 270° с одновременным повышением степени сжатия и всеми вытекающими отсюда выгодами. Разумеется, немаловажную роль имеет также и меньший удельный вес легких сплавов, вследствие чего вес электронного поршня получается в среднем на 40°/0 и алюминиевого на 25—ЗО°/о меньше, чем чугунного, несмотря на увеличенную толщину днища и стенок.

Отрицательным свойством легких сплавов является большой коэфи- циент линейного расширения, который, например, для алюминиево-мед- ных сплавов составляет от 24 • 10-6 до 28 • 10—6, т. е. вдвое больше, чем у чугуна. Это приводит к необходимости увеличивать зазор между поршнем и стенками цилиндра, что влечет за собой шатание поршня в не- прогретом двигателе и появление стука. Впрочем, эти явления могут быть устранены чисто конструктивными мерами. Кроме того, надо заметить, что усилиями металлургов коэфициент расширения легких сплавов значительно снижен: в настоящее время имеются уже сплавы (с присадками кремния и пр.), расширение которых выражается коэфициентами 16-10-6—19 ЛО * т. е. мало отличается от чугуна.

Конструкция поршня должна удовлетворять целому ряду требований, соответственно его назначению и условиям работы.

Прежде всего, конечно, он должен герметически замыкать цилиндр, не допуская прорыва газов в картер. Как известно, эта задача разре* 142

HzHzririРис. 96.Рис. 96.11117^7^—7к-Щг—7к-Щгl8—V—f8l8—V—f8'- 9 отберет. 2,5 Ф'- 9 отберет. 2,5 Ф§6§6

Hz

Hz

ri

ri

Рис. 96.

Рис. 96.

11

11

7^

7^

—7к-Щг

—7к-Щг

l8—V—f8

l8—V—f8

'- 9 отберет. 2,5 Ф

'- 9 отберет. 2,5 Ф

§

6

§

6

ся применением упругих поршневых колец. Считается, что утечка Ша в через замки колец обратно пропорциональна корню квадратному Г33числа колец. Если принять утечку при одном кольце И3 100°/ то при двух кольцах она составит 7О*/о> ппи трех—58% при четырех 5О°/о и т. д. Отсюда едует что с точки зрения герметичности нет смысла

^лать больше трех колец, так как в дальнейшем улучшение уплотнения незначительно.

Однако при конструировании поршня приходится

считаться не только с герметичностью, но и с другими обстоятельствами. Прежде всего общая поверхность колец, расположенных выше поршневого пальца должна быть дестаточна для отвода тепла от поршня к стенкам цилиндра. На основании практических данных §можно считать, что это требование удовлетворяется суммарной высоте всех колец /7=0,127) для поршней с плоским

приприУ—2?У—2?-27-27Рис. 97.Рис. 97.Поршень из электрона для спортивного двига теля (вес 190 г).Поршень из электрона для спортивного двига теля (вес 190 г).-75.$ * —|—- 69,1Ф —1-75.$ * —|—- 69,1Ф —1Днищем и Н= 0,15 D для поршней с очень выпуклым днищем и двухтактных двигателей, где D — диаметр цилиндра.

при

при

У—2?

У—2?

-27

-27

Рис. 97.

Рис. 97.

Поршень из электрона для спортивного двига теля (вес 190 г).

Поршень из электрона для спортивного двига теля (вес 190 г).

-75.$ * —|—- 69,1Ф —1

-75.$ * —|—- 69,1Ф —1

Например, для поршня, показанного на рис. 97 с диаметром 76лм<, Вк^ ^-0,12-76 = 9 мм. Следовательно, можно взять три кольца сотой 3 мм, как это и выполнено в действительности.

Далее надо позаботиться, особенно при алюминиевых поршнях Qfi уменьшении износа канавок. С этой целью торцевые поверхности кольц должны быть возможно больше, что достигается увеличением толщин9 кольца (в радиальном направлении). Одновременно приходится умень шать высоту кольца, чтобы не сделать его слишком жестким, а такж' для облегчения веса. И действительно, на современных машинах можно видеть кольца высотой до 1,5 мм. При такой высоте число колец приходится увеличивать до 3—4.

Глубина канавок должна превышать толщину колец7(в радиальном направлении) на 0,5 мм при диаметрах поршней от 50—70 мм и на 0,65 мм при диаметрах от 70 до 100 мм с тем, чтобы ни при каких условиях кольцо не могло упереться в дно канавки, даже при отложении в ней слоя нагара.

По высоте номинальные размеры канавки и кольца назначаются одинаковые, и необходимый для свободного сжатия и расширения кольца зазор образуется только за счет посадочного допуска (верхнее отклонение для канавки от4-0,010 до-|-0,020, для кольца — 0,020).

Рис. 98. Поршень двигателя М-72.

Промежутки между канавками — не меньше высоты кольца—обычно 3—4 мм. Верхнюю канавку следует помещать не ближе 5 мм от поверхности днища, чтобы не сделать край поршня слишком тонким и предохранить его от выгорания.

На рис. 98, изображающем поршень мотоцикла М-72, верхнее кольцо отнесено на 12 мм от края днища, причем выше кольца проточена температурная канавка, отклоняющая поток тепла от верхнего кольца.

Всеми этими мерами обеспечивается герметичность поршня.

Для уменьшения работы трения и износа стенок, как самого поршня, так и цилиндра, надо стремиться к понижению среднего бокового давления на единицу трущейся поверхности. Трущейся поверхностью считается проекция юбки поршня, т. е. части, лежащей ниже поршневых колец (рис. 96), равная а X d.

Это требование равносильно увеличению высоты поршня И, которая у мотоциклетных двигателей нормально составляет:

Н= (1-1- 1,2) d.

личение высоты поршня до верхнего из указанных пределов дик- УВе также необходимостью предохранить поршень от перекоса в ци- туется возникающего при малой высоте юбки вследствие значительных ЛИНДпов между стенками цилиндра и поршня.

3а3°Низкие поршни, в роде изображенного на рис. 97, допустимы только спортивных двигателей в. целях возможного снижения веса.

^Типичная конструкция поршня для двигателя с низкой степенью сжа- приведена на рис. 99.

у двухтактных двигателей высота Н должна быть на 4—5 мм больше па поршня (по условиям расположения окон), т. е. Н = 8-\-Ь мм» Хв Остальные геометрические размеры поршня, отмеченные на рис. 96, могут быть Приняты следующие.

Ось поршневого пальца помещается на середине высоты поршня или

немного ниже, так чтонемного ниже, так чтоh = (0,42 ч- 0,5) Н.h = (0,42 ч- 0,5) Н.

немного ниже, так что

немного ниже, так что

h = (0,42 ч- 0,5) Н.

h = (0,42 ч- 0,5) Н.

Расстояние b между бобышками для поршневого пальца определяется шириной головки шатуна плюс зазор в 1 мм, предусматривающий возможность несовпадения осей шатуна и поршня.

В среднем

Ь = 0,4 — 0,5 d.

Юбка поршня выполняется обычно цилиндрической, верхняя часть тоже может быть выполнена цилиндрической, с несколько меньшим диаметром, или обточена на конус.

Толщину днища е выбирают главным образом по соображениям надежного отвода тепла от центра к периферии. Чтобы получить достаточные для хорошего отвода тепла сечения, толщину е делают не меньше 5—6 мм (а при диаметре цилиндра > 75 мм—7—8 мм) с постепенным увеличением ее пропорционально удалению от центра и с образованием плавных переходов от днища к стенкам.

Принимая во внимание высокий коэфициент расширения легких сплавов, необходимо предусмотреть достаточные зазоры между стенками цилиндра и поршня, во избежание заедания последнего при работе двигателя. Это достигается уменьшением диаметра поршня на некоторую величину Д по сравнению с диаметром цилиндра (7)).

Уменьшение диаметра в верхней части, сильнее нагреваемой, составляет ориентировочно для алюминиевых поршней:

А = 0,006 D, 8 нижней части

А = 0,003 D.

Для двухтактных двигателей или форсированных двигателей, предна- Значенных для продолжительной работы с полной нагрузкой, зазоры Должны быть относительно больше. Для нормальных двигателей, работа- ющих обычно с неполной нагрузкой, можно делать зазоры меньше. Играет Р°ль также коэфициент расширения материала поршня. В результате, вели- заазора может несколько отклоняться от вышеуказанных средних норм. ТиапРИмеР, поршни и цилиндры двигателей М-72 после обработки сор- дел^ЮТСЯ таким образом, чтобы зазор в нижней части заключался в пре- ах 0,080—0,100 мм, т. е. значительно меньше, чем 0,0037).

А‘ М. ИерусалвмсЕнй 91145

Для уменьшения величины зазора юбку поршня, которая собст

и направляет его движение, снабжают нередко продольными и поп^0

Рис. 99. Поршень из алюминиевого сплава для двигателя 600 ел3.Рис. 99. Поршень из алюминиевого сплава для двигателя 600 ел3.

Рис. 99. Поршень из алюминиевого сплава для двигателя 600 ел3.

Рис. 99. Поршень из алюминиевого сплава для двигателя 600 ел3.

ными прорезями, позволяющими стенкам несколько пружинить. При этом зазор в нижней части поршня может быть уменьшен вдвое против указанной выше средней нормы.

Рис. 100. Влияние прорезей на распределение температуры поршня.Рис. 100. Влияние прорезей на распределение температуры поршня.

Рис. 100. Влияние прорезей на распределение температуры поршня.

Рис. 100. Влияние прорезей на распределение температуры поршня.

Следует иметь в виду, что поперечные прорези в боковых стенках поршня преграждают распространение тепла от днища к юбке и вызы вают неравномерное распределение температуры по окружности поршня‘ Это явление иллюстрирует рис. 100, из которого видно, что част

146

в плоскости пальца нагреваются сильней, чем в перпендикуляр* стеН к нему плоскости, где расположены прорези. Неравномерный на- нОЙ влечет за собой деформацию поршня, т. е. более значительное ирение в направлении оси пальца.

РЗС Чтобы компенсировать эту деформацию, юбку поршня иногда з аранее дуют эксцентрично, снимая несколько больше металла в наиболее нагре- ШЛ мых местах, как показано на рис. 101. В нагретом состоянии поршень, рас- ^ряясь сильнее по диаметру а, может принять правильную форму. Ш С той же целью делают в стенках поршня неглубокие выемки, так называемые „холодильники11 (см. рис. 97, горизонтальный разрез).

В целях уменьшения веса поршня части боковой поверхности, прилегающие к бобышкам пальца, могут быть совершенно удалены, так как эффективно работающая поверхность лежит в направлении, перпендикулярном к оси пальца, и по исследованиям Рикардо заключена в пределах центрального угла 90—100°.

"t"tРис. 101. Эксцентричная шлифовка поршня.Рис. 101. Эксцентричная шлифовка поршня.

"t

"t

Рис. 101. Эксцентричная шлифовка поршня.

Рис. 101. Эксцентричная шлифовка поршня.

Бобышки пальца поддерживаются в этом случае специальными ребрами, отходящими вниз от днища. Аналогичная конструкция поршня представлена на рис. 102.

Форма днища поршня может быть, вообще говоря, плоская, вогнутая или выпуклая. Вогнутая форма почти никогда не применяется в мотоциклетных двигателях ввиду невозможности сочетать ее с необходимой степенью сжатия. Выпуклые днища применяются для достижения повышенной степени сжатия, в особенности при верхних клапанах, когда и сама камера сгорания имеет сферическую форму.Основной формой для нормальных двигателей с относительно невысокой степенью сжатия является плоская, которая наиболее проста и в производственном отношении.

Помимо герметичности, легкости, хорошего отвода тепла и малой изнашиваемости конструкция поршня подчиняется еще одному требова- Нию: поршень при движении должен равномерно распределять масло по стенкам цилиндра, не допуская в то же время избыточного проникнове- Ния масла в цилиндр. Эта задача разрешается, во-первых, протачиванием На ПОверхности поршня неглубоких круговых канавок, в которых задер- ^ивается некоторое количество масла, и, во-вторых, просверливанием верстий или продолговатых прорезей в канавке нижнего поршневого льца, через которые избыток масла удаляется на внутреннюю поаерх- выСТЬ ПОРШНЯ (Рис< 97, 98, 99,102). При этом нижнее маслосъемное кольцо чем°ЛНЯется таким образом, чтобы удельное давление его было выше, Уплотняющих колец (см. § 34).

Независимо ет рассмотренных требований, вызываемых услови самой работы поршня, ^и^„„ ж .__ 3 ияНезависимо ет рассмотренных требований, вызываемых услови самой работы поршня, ^и^„„ ж .__ 3 ияМнМнФ^.д^б—►*■ ФбЬу»^Ф^.д^б—►*■ ФбЬу»^конструктивные формы его находятся'в завис " Иару*тую поверхность, мости также и от мат * поршня полировать _ риала, идущего на

Независимо ет рассмотренных требований, вызываемых услови самой работы поршня, ^и^„„ ж .__ 3 ия

Независимо ет рассмотренных требований, вызываемых услови самой работы поршня, ^и^„„ ж .__ 3 ия

Мн

Мн

Ф^.д^б—►

*■ ФбЬу»^

Ф^.д^б—►

*■ ФбЬу»^

*Ф^Атпв^ изготовление.'0

Поршни из алюминие- вых сплавов изготовд^ ются отливкой, лучше всего в металлические формы, дающие очень чи- стую отливку и уплотнен- ную структуру металла.

Заготовки для электронных поршней штампу, ются, поэтому им должна быть придана форма, пригодная для такой операции. Особенности ее ясно

Рис. 102. Поршень спортивного мотоцикла с высокой степенью сжатия.Рис. 102. Поршень спортивного мотоцикла с высокой степенью сжатия.видны на рис. 103 и заключаются в том, что бобышки для пальца делаются в этом случае удлиненной формы и доводятся до самого днища. Эта форма представляет еще то удобство, что положение оси пальца может быть легко изменено без нарушения остальной конструкции поршня.

Рис. 102. Поршень спортивного мотоцикла с высокой степенью сжатия.

Рис. 102. Поршень спортивного мотоцикла с высокой степенью сжатия.

Размеры заготовок согласно обозначениям на

D

Е

L

е

а

а

Приблиз. вес в кг

55

51

80

11

44

20

0,22

58

54

84

И

47

20

0,29

61

57

90

11

50

20

0,30

64

60

95

11

53

20

0,39

67

63

100

12

56

26

0,41

70

66

103

12

59

26

0,51

73

69

110

13

62

28

0,56

76

72

115

13

65

28

0,64

79

75

120

13

68

30

0,70

82

78

124

13

71

30

0,73

85

81

130

14

74

32

0,84

88

84

135

14

74

32

0,89

91

87

140

14

77

36

1.05

рис. 103 приведены в следующей таблице в мм (по данным К. Ридль) *);

' й *ОНТИ И ^34Ь’ К°нстРУК11ия и расчет современных автомобильных двигатв

Ппимер обработанного электронного поршня, полученного из заго- вки р = 64, дан на рис. 104.

Т° Поршни двухтактных двигателей с поперечной продувкой отличаются, уЖе известно из предыдущего, особой формой днища, образующей на3ываемый дефлектор, или отражатель, который отклоняет струю све- т заряда по направлению к головке цилиндра.

В старых двигателях этот дефлектор делали в виде прямой перегородки, везвышаюшейся на плоской головке поршня. Такое устройство было неудовлетворительно, во-первых, потому, что подобная перегородка , быстро перегревалась; во-вторых, так как она не давала должного направления входящей и отходящей струям гаоов, вследствие чего происходило не вытеснение отработавших газев свежими, а перемешивание тех и других. В современных конструкциях для образования дефлектора

все днище поршня приподнято и отливается так, чтобы получились плавные, хорошо обтекаемые линии (рис. 105).

W^^wW^^wввОбращает на себя внимание большая толщина днища, значительно превышающая требования проч-

W^^w

W^^w

в

в

поршневого пальца служат для охлаждения его при продувке. Четыре отверстия 0 3 мм предна-поршневого пальца служат для охлаждения его при продувке. Четыре отверстия 0 3 мм предна-ности и предусматривающая только хороший отвод тепла. Два отверстия 0 10 мм по сторонам Е

поршневого пальца служат для охлаждения его при продувке. Четыре отверстия 0 3 мм предна-

поршневого пальца служат для охлаждения его при продувке. Четыре отверстия 0 3 мм предна-

при продувке, четыре ишсриим и лип ирсдпа- ww// значаются для штифтов, препятствующих поверты- 1-^^

ванию колец в канавках.

|^ -dU D-Рис.103. Заготовка дляэлектронных порш-ней.|^ -dU D-Рис.103. Заготовка дляэлектронных порш-ней.Наивыгоднейшая высота дефлектора может быть найдена только экспериментальным путем, но во всяком случае она должна превышать высоту продувочных и выхлопных окон во избежание непосредственной утечки свежей смеси в выхлопную трубу и для достижения удовлетворительной продувки верхней части полости цилиндра.

|^ -dU D-

Рис.103. Заготовка дляэлектронных порш-ней.

|^ -dU D-

Рис.103. Заготовка дляэлектронных порш-ней.

При проектировании формы дефлектора следует обратить внимание , на то, чтобы не получалось сужения прохода газов в сечениях а и b согласно схеме, представленной на рис. 106. Поршни двухтактных двигателей при возвратной или встречной продувке выполняются без дефлектора.

Расчет на прочность поршня, как и цилиндра, не представляет интереса, так как необходимая по условиям отвода тепла толщина Днища обычно превышает требования прочности, сам же расчет осно- ван на нескольких допущениях, делающих его весьма приближенным.

Напряжение в днище проверяется по формуле Баха:

(1)(1)р ^t ‘Pz

(1)

(1)

Kb— 4ез

де ^6 — допускаемое напряжение на изгиб в кг/см2,

Рг—максимальное давление вспышки в кг^см2,

— внутренний диаметр поршня в см, в -толщина днища в см.

■допускаемое напряжение на изгиб для легких сплавов принимается

^е^400 кг{см\

Рис. 104. Поршень из электрона для двигателя 250 см3.

Рис. 106. Формы дефлекторов.Рис. 106. Формы дефлекторов.Рис. 107. Изменение свойств алюминиевого сплава от температуры.Рис. 107. Изменение свойств алюминиевого сплава от температуры.

Рис. 106. Формы дефлекторов.

Рис. 106. Формы дефлекторов.

Рис. 107. Изменение свойств алюминиевого сплава от температуры.

Рис. 107. Изменение свойств алюминиевого сплава от температуры.

J

При этом предполагается, конечно, что физические свойства сплава находятся на уровне современных требований, о которых можно судить например, по характеристике, воспроизведенной на рис. 107 и относящейся к сплаву хорошего качества. Как видно из диаграммы, твердость сплава сильно понижается с повы- шением температуры, все же в данном случае она составляет еще 55 единиц Бринелля при 275°. Сопротивление разрыву тоже понижается с 1900 до 1700 кг/см*.

Применяемые у нас алюминие-

или хотя бы и в металлическуюили хотя бы и в металлическуювые сплавы редко имеют такие показатели, особенно при отливке в песок, форму, но с земляным сердечником. При этих условиях разрывающее усилие составляет около 1100 «г/м= с дальнейшим его понижением при высокой температуре.снижением

или хотя бы и в металлическую

или хотя бы и в металлическую

Имея это в виду, иногда рекомендуют не допускать в днищах напряжений выше 250 кг(см\ что, однако, по нашему мнению, является слишком осторожным и приводит к чрезмерному утолщению днища.

Например, проверка даже такого толстого днища, как у поршня 1*300 (рис. 105), дает все же /?й~300 кг[смг (при pz = 20 kzJcm^Y

^ = Wr = 29S кфмЧ

Гнезда для поршневых пальцев достаточно проверить на износ по Удельному давлению, которое не следует допускать выше 200 кг/см*.

В быстроходных мотоциклетных двигателях силы инерции могут со- Дадать более серьезные напряжения, чем давление газов. Поэтому сле-

дует произвести проверку на отрыв головки поршня силами инерц при максимальном числе оборотов.1 Ии

Обозначая силу инерции через Р) и площадь круговоге сечения (рис. 96) в плоскости оси поршневого пальца через F, будем име 7 условие прочности:Ть

D ^pj — m-^.^fl 4-Х) ^^“0,785^-^з »

(2)

G кгмп

где т=-^— масса верхней части поршня, К—радиус кривошипа (в ^ о» — угловая скорость, X — отношение длины шатуна к R, dv и d — диаметры кольцевого сечения поршня (в ему

При наличии прорезей, ослабляющих сечение 1 — Z, площадь должна быть соответственно уменьшена.

34. Поршневые кольца

Поршневые кольца в настоящее время можно относить к числу нормализованных деталей, формы и размеры которых для разных диаметров определяются стандартами и приводятся во всех справочниках*).

Это избавляет конструктора от необходимости производить и весьма •"""'

мало достоверные расчеты, тем более,

сложные

Рис. 108.

Поршневое кольцо.

что качества кольца, надежность и долговечность его работы главным образом зависят от свойств ма-

териала, последние же нередко оказываются различными даже у колец, наготовленных из одной и той же маслоты.

Конструкция компрессионного кольца для поршней, изготовленных из легких

сплавов сравнительно малой твердости, обусловлена стремлением предохранить канавки поршня от быстрого износа. При движении поршня кольцо попеременно при- к верхней, то к нижней поверхности канавки, что и вызывает разработку последней. Для уменьшения износа надо, очевидно, уменьшить вес кольца и одновременно увеличить его опорные поверхности. Первое достигается снижением высоты кольца h (рис. 108), второе — увеличением его толщины е. В результате кольца современных двигателей стали более низкими, но более толстыми, чем кольца чугунных поршней. Высота колец для тех диаметров, которые применяются в мотоциклетных двигателях, составляет от 2,5 до 3,5 мм.

Толщина е ограничивается возможностью надевания колец на поршень, которое затрудняется при большой толщине. Пределом в этом отношении можно считать е = 0,042).

Упругость кольца и, следовательно, давление его pxzjcM1 на стенки цилиндра также зависит от е.

жимается силами инерции то

Это давление должно быть достаточным для того, чтобы предупредить прорыв газов между стенками цилиндра и поршня, но вместе с тем.

*) См., например, Мотоциклетный справочник.

152

„лишняя его величина нежелательна, как вызывающая усиленную работу трения и износ цилиндра.

Вполне достаточной величиной для быстроходных двигателей можно

считатьсчитатьp~Q,l—1,0 кг]смг.p~Q,l—1,0 кг]смг.

считать

считать

p~Q,l—1,0 кг]смг.

p~Q,l—1,0 кг]смг.

Величина этого удельного давления р может быть приближенно подсчитана по формуле:

(1)(1)р = е"^ кг!см2»

(1)

(1)

где Rb—Допускаемое напряжение на изгиб для чугуна 2000—2500 кг[см\ Однако испытания показывают, что при одних и тех же геометрических размерах кольца величина р колеблется в довольно широких пределах *). Поэтому целесообразнее судить о величине р на основании непосредственного испытания, которому, ввиду его несложности, обычно и под

вергается на заводах каждое отдельное кольцо.

Испытание состоит в том, что готовое кольцо нагружают по одной из двух схем, показанных на рис. 109, т. е. или стягивают кольцо какой-либо гибкой лентой почти до соприкосновения концов в замке или сжимают его по диаметру, перпендикулярному к плоскости

замка*Рис. 109. Испытание упругости колец.

Если Q натяжение ленты

или давление на кольцо, определенное из опыта, то удельное давление р может быть вычислено по следующим формулам:

для 1-й схемы

^а,' 1Р = ^^1с^»(2)

для 2-й схемы(

р = 0,76 ^ кг'см\^

где h и D в см.

На практике применяется обычно вторая схема, как более удобная Для быстрого контроля, хотя и менее соответствующая действительным Условиям нагрузки кольца, вставленного в цилиндр **).

Это же испытание дает возможность судить до некоторой степени и 0 Качестве чугуна, для чего определяется так называемый условный мо- дУль упругости Е.

^ 3? 1935 ^ ^ Прутов, Поршневые кольца, Труды НАТИ, вып.

**) Она же рекомендована ведомственным стандартом ГУТАП № 72.

«)«)Для нагрузки по схеме 2-й он вычисляется по формуле: £ = 5,37.^.^— 1) кг]мм2,

«)

«)

здесь все размеры кольца в мм.

Для колец хорошего качества Е — 10 ООО кг/мм2.

У нормальныхУ нормальныхЗазор s между концами замка в свободном состоянии колец составляет

У нормальных

У нормальных

$~0,1£).

У вставленного в цилиндр кольца этот зазор должен быть минимальным, предусматривающим только температурное расширение. В зависимости от диаметра цилиндра этот температурный зазор Д может быть ограничен следующими средними нормами:

Для диаметров 50— 60ммД=0,15 мм

,„ 60— 80.,=0,20 „

, 80 —100,„=0,25 ,

Иногда в верхнем кольце, сильнее нагреваемом, делают зазор больше чем в остальных. Например, у мотоциклов „Санбим" зазор в первом* •ЖШя кольце 0,38 мм; во вто- ром ~ 0,25 мм' в третьем — 0,2 мм.

У двухтактных двига-

5 теле^ положение замков колец должно быть фи- ксировано таким образом, чт°бы они не проходили при движении поршня мимо окон, прорезанных

Рис. ПО. Маслосъемные кольца.в стенках цилиндра, во

избежание зацепления их за кромки окон. Это выполняется при помощи каких-либо штифтов, препятствующих повертыванию колец в канавках.

Маслосъемные кольца по своей конструкции несколько отличаются от компрессионных. Для выполнения своей задачи — счищать избыток масла при обратном движении поршня — они должны оказывать более сильное давление на единицу площади стенки. С целью увеличения удельного давления боковую поверхность их уменьшают снятием фаски или выточкой круговой канавки.

Три типа маслосъемных колец показаны на рис. ПО. Кольца типа А с косой фаской обладают тем недостатком, что по мере износа высота активной части кольца увеличивается, вследствие чего удельное давление быстро понижается.

Кольца типа С имеют посредине круговую канавку со сквозными отверстиями круглой или продолговатой формы. Отверстия в поршне для отвода масла сверлятся в этом случае не под кольцом, а в глубине канавки. Диаметр их 2—2,5 мм. Достаточное число отверстий 8—Ю шт.

ho

Удельное давление маслосъемного кольца зависит от отношения-^ , где h0 — высота активной части кольца — не меньше 1 мм.

ПоПо0,75d,0,75d,Рис. 111. Поршневые пальцы.Рис. 111. Поршневые пальцы.35. Поршневые пальцы35. Поршневые пальцыd~ 0,250,d~ 0,250,Нормально = 0,4.

По

По

0,75d,

0,75d,

Рис. 111. Поршневые пальцы.

Рис. 111. Поршневые пальцы.

35. Поршневые пальцы

35. Поршневые пальцы

d~ 0,250,

d~ 0,250,

располагать маслосъемное кольцо следует выше поршневого пальца, отношению к остальным кольцам оно является самым нижним.

Диаметр поршневого пальца желательно иметь возможно больший для уменьшения удельного давления как в бобышках поршня, так и на рабочей поверхности самого пальца. При этом, чтобы не утяжелить пален, его делают полым.

Обычно наружный диаметр пальца:

где D — диаметр цилиндра. . Внутренний диаметр: *

Ч Обработка

ПолиробатЬ бНутр побнтность Фаско Ь5°<05\ предохранить от (^сторон \ [цементацио

со—J Цементар но глубину 0,6-08

Эллиптичность и конусность должна ббтЬ в пределах 0,005Эллиптичность и конусность должна ббтЬ в пределах 0,005тб. по Rс-55-60тб. по Rс-55-60причем, однако, толщина стенки не должна быть меньше как палец подвергается цементации и при тонкой стенке

Эллиптичность и конусность должна ббтЬ в пределах 0,005

Эллиптичность и конусность должна ббтЬ в пределах 0,005

тб. по Rс-55-60

тб. по Rс-55-60

2,5 мм, так может быть2,5 мм, так может бытьвремя не за-время не за-процементирован насквозь.

2,5 мм, так может быть

2,5 мм, так может быть

время не за-

время не за-

Нив поршне, ни в головке шатуна палец в настоящее крепляется („плавающий" палец). От бокового сдвига его предохраняют пружинными проволочными кольцами или грибками из бронзы и алюминия с выпуклой поверхностью, которые вставляются в торцы пальца

(рис. 111).

Выбранные конструктивно размеры пальца проверяются на изгиб и износ. Для проверки на изгиб палец можно рассматривать как балку, нагруженную равномерно распределенной нагрузкой на длине Z, с частично закрепленными концами (что ближе к действительности, чем допущение, что концы пальцев свободно лежат на опорах).

Изгибающий момент:

АЛ— ptМ — 6 ’i.

где р_-максимальное давление сгорания на всю площадь поршня, равное -2^1 .Ркг

4 рг-.....

Таким образом условие прочности:

Ll — p , ” ( а4 — ^б 32 d J’(1)

где dv d и 1 выражены в см.

Допускаемое напряжение на изгиб Rb = 2000—2500 кг!см при из. готовлении пальца из хромоникелевой стали, которая для этой детали обычнэ и применяется*). Указанное допускаемое напряжение меньше предела усталости на изгиб, который для цементируемых хромоникелевых сталей достигает значений aD = 3500—4500 кг[см^. Проверку на срез можно не делать, так как она дает всегда значительно меньшие напряжения.

Проверка на износ производится по удельному давлению:

Р=^кг/^а..(2)

При этом предполагается, что на палец действует полное давление вспышки, чего при нормальной работе двигателя никогда не бывает (ввиду противодавления сил инерции). Подсчитанные по этому методу удельные давления в выполненных конструкциях заключаются в пределах от 185 до 260 кг/см2, которые и приходится считать допустимыми. Для мотоциклов транспортного типа следует все же стремиться к нижнему из указанных пределов, считаясь с тем, что они работают преимущественно на средних оборотах, при которых инерционные силы сравнительно невелики.

Шатуны

Типичные конструкции шатунов мотоциклетных двигателей представлены на рис. 112—114.

Характерной особенностью их являются неразъемные нижние головки, монтируемые, как правило, на роликовых подшипниках. Такая конструкция возможна, конечно, только в том случае, если сам коленчатый вал сделан составным, как это обычно и бывает в мотоциклетных двигателях. При цельнокованом коленчатом вале нижнюю головку приходится выполнять по типу автомобильных шатунов, т. е. снабжать ее отъемной крышкой на болтах, причем роликовые подшипники уже не могут быть применены и заменяются гладкими вкладышами с баббитовой заливкой. Пример такой конструкции мы видели выше на рис. 54. В этом двигателе шатун выполнен из легкого алюминиевого сплава „Хайдуминиум" RR-56; крышка — стальная, залита по внутренней поверхности баббитом; верхняя половина головки работает по цапфе непосредственно (рис. 115).

Впрочем, ценою некоторого усложнения можно сохранить цельную головку с роликовым подшипником и при неразборном коленчатом вале. Такое устройство применялось, например, на мотоциклах Л-600 (рис. 53). Головки шатунов сделаны настолько большого диаметра, что их можно провести через колено кривошипа, вынув предварительно ролики, применяющиеся здесь без сепаратора.

гагаК0.5К0.5^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^Cevenue по А А ЯОCevenue по А А ЯОРис. 112. Шатун мотоцикла 350 см3.Рис. 112. Шатун мотоцикла 350 см3.15910. /- А15910. /- А^_^_Выгода применения роликовых подшипников в нижней головке а заключается не только в уменьшении трения, но и в том, что 11,3 менее требовательны к смазке, чем гладкие подшипники, а также оНИИМают меньше мео а. Длина гладкого подшипника должна быть при- 33 оно в Р/2 Раза больше ег0 Диаметра, что приводило раньше к весьма ссивным устройствам нижней головки. Между тем, при роликах МлиНа подшипника может составлять только г/8 и даже меньше диа- Дртоа цапфы. Ролики работают непосредственно по поверхности цапфы кривошипа и по внутренней поверхности головки шатуна, если твердость ее поверхности доведена путем термообработки до 650 по Бринеллю, что требует, однако, применения для шатуна хромоникелевых сталей.

га

га

К0.5

К0.5

^^^^^^^^^^^

^^^^^^^^^^^

Cevenue по А А ЯО

Cevenue по А А ЯО

Рис. 112. Шатун мотоцикла 350 см3.

Рис. 112. Шатун мотоцикла 350 см3.

15910. /- А

15910. /- А

^_

^_

18 $18 $ааr^”r^”№№Обработка оо кроме мест, пока занных особоОбработка оо кроме мест, пока занных особоПри наличии же впрессованной каленой втулки шатун можно изготовлять из обыкновенной углеродистой стали с содержанием углерода ^0,4% и временным сопротивлением 5500—6500 кг/см?. Вполне оправдал» себя также применение для нижней головки так называемых - Игольчатых подшипников, в которых длинные ролики малого диаметра (2—2,5 мм) работают без сепаратора.

18 $

18 $

а

а

r^”

r^”

№

№

Обработка оо кроме мест, пока занных особо

Обработка оо кроме мест, пока занных особо

Для увеличения жесткости нижней головки ее усиливают одним или Двумя ребрами, как показано на рис. 113.

По вопросу е выборе того или другого типа подшипника для нижней головки шатуна небезынтересно привести мнение Э. Тернера — технического директора английских фирм BSA и „Триумф." В своем Докладе, прочитанном в 1943 г. в Лондоне в обществе автомобильных инженеров о путях развития конструкции мотоциклов после войны, Тернер утверждает, что конструкторы мотоцикле» излишне широко

157

применяют шариковые и роликовые подшипники. [Обычные под шилники скольжения со смазкой под давлением работают более спокойно, являются более дешевыми и в то же время достаточно надежными. Обыкновенные вкладыши большой головки шатуна со смазкой под давлением в 3—4 кг) см? не только работают удовлетвори» тельно, но и дают хорошие результаты в отношении уменьшения износа стенок цилиндра).

Рис. 113. Усиление нижней головки ребрами.

Для верхней головки вполне удовлетворительным типом подшипника является гладкая втулка из бронзы с толщиной стенок 2x2 мм, запрессованная в отверстие головки. По внутренней ее поверхности прорезают канавки для равномерного распределения масла, а вверху головки высверливают отверстие, в которое попадает стекающее с поршня масло. Такая конструкция и является общепринятой. Иногда бронзовую втулку заменяют стальной, каленой и тщательно отшлифованной. Обработав соответствующим образом самую головку, можно

Рис. 116. Шатуны V-образного двигателя.Рис. 116. Шатуны V-образного двигателя.

Рис. 116. Шатуны V-образного двигателя.

Рис. 116. Шатуны V-образного двигателя.

сс <♦& <♦&L »М! -492L »М! -492• Рис. 115. Шатун из легкого сплава с разъемной головкой.• Рис. 115. Шатун из легкого сплава с разъемной головкой.обойтись и без всякой втулки, как~это было'выполнено, например, в дви гателях Харлей-Давидсон, 350 см3.Стержень шатуна выполняется обычно двутаврового сечения,обойтись и без всякой втулки, как~это было'выполнено, например, в дви гателях Харлей-Давидсон, 350 см3.Стержень шатуна выполняется обычно двутаврового сечения,постепенным уменьшением сечения к верхней головке. При малых16775 ——нпостепенным уменьшением сечения к верхней головке. При малых16775 ——н16225

с

с

<♦&

<♦&

L »М! -492

L »М! -492

• Рис. 115. Шатун из легкого сплава с разъемной головкой.

• Рис. 115. Шатун из легкого сплава с разъемной головкой.

обойтись и без всякой втулки, как~это было'выполнено, например, в дви гателях Харлей-Давидсон, 350 см3.

Стержень шатуна выполняется обычно двутаврового сечения,

обойтись и без всякой втулки, как~это было'выполнено, например, в дви гателях Харлей-Давидсон, 350 см3.

Стержень шатуна выполняется обычно двутаврового сечения,

постепенным уменьшением сечения к верхней головке. При малых

16775 ——н

постепенным уменьшением сечения к верхней головке. При малых

16775 ——н

Рис. 114. Шатун двухтактного двигателя.

объемах цилиндра нередко применяются также прямоугольное или эллиптическое сечения.

У Двухцилиндровых V-образных двигателей одна из нижних головок Делается вильчатой (рис. 116). Ролики помещаются с каждой стороны ильчатой и в средней головке, причем каждый ряд отделяется от Ругого тонкой стальной шайбой.

Предварительные конструктивные размеры шатуна находятся На основании следующих соображений.

Длина шатуна L, т. е. расстояние между центрами головок, выбирается так, чтобы отношение ее к радиусу кривошипа заключалось в пределах:

- = 3,5 — 4,25.

г ’

Большие значения — для двигателей с боковыми клапанами, меньшие— для двухтак!ных и двигателей с верхними клапанами.

Короткие шатуны, конечно, легче, что имеет большое значение для быстроходного двигателя, но невыгодны в том отношении, что увеличивают боковое давление поршня на стенки цилиндра.

Длина и диаметр отверстия верхней головки определяются размерами пальца и расстоянием между бобышками поршня (см. § 33).

Длина и диаметр отверстия нижней головки выбираются конструктивно, в зависимости от размеров цапфы, роликового подшипника и наличия места между маховиками.

При выборе профиля сечения шатуна можно руководствоваться соотношениями по рис. 117, если этому не препятствуют конструктивные причины. При этих соотношениях:

момент инерции сечения Jx = 0,048//*

,,. Jv = 0,012//*,

т. е. 3Х = МГ

Площадь сечения F=0,36//2.

Полкам сечения необходимо придать достаточный уклон, углы скруглить, чтобы удовлетворить условиям ковки шатуна в матрицах.

Предварительный выбор размера Н и связанных с ним можно сделать простым расчетом на сжатие.

F=0,36/^ = ^,

Кд

где Р—максимальное давление вспышки на всю площадь поршня;

Ra — допускаемое напряжение на сжатие 1200 —1600 кг) см2.

Далее стержень шатуна должен быть проверен на продольный и поперечный изгиб.

Расчет на продольный нагиб производится по формуле Ранкин- Гордона:

_Р I aePL»°1 — р"Г^£JX ’

где Р — максимальное давление вспышки на поршень в кг;

F — минимальная плещадь поперечного сечения шатуна в см2,

L— длина шатуна в см,

Е—модуль упругости 2100 000 кг [см2, ае — предел упругости 4000 — 6000 кг/см2, Зх— момент инерции в среднем сечении шатуна сж*.

Поперечный изгиб от центробежных сил, возникающих при движ нии шатуна, определяется по наибольшему изгибающему моменту,

а шатун образует с кривошипом угол с± 90°. Этот момент может быть выражен следующей формулой:

(2)(2)Мм, = 0,00556 F-r.^^y,

(2)

(2)

где градиус кривошипа в см,

р—площадь среднего поперечного сечения шатуна в см\

L отL отп — число оборотов в минуту, остальные обозначения прежние.

L от

L от

ТИшах — относится к опасному сечению, отстоящему на 0,577 центра верхней головки.

Напряжения изгиба от этого момента: •

^тах

°2XV” *

гдегдеW = -^—момент сопротивления сечения.

где

где

х— L-z нх— L-z н6 г— —7М- J-6 г— —7М- J-0/15Н—ДРис. 117.0/15Н—ДРис. 117.—ВJ—ВJРис.Рис.118.118.

х— L-z н

х— L-z н

6 г— —7М- J-

6 г— —7М- J-

0/15Н—Д

Рис. 117.

0/15Н—Д

Рис. 117.

—ВJ

—ВJ

Рис.

Рис.

118.

118.

Суммарное напряжение в стержне шатуна:

Запас прочности следует принимать 5-кратный по к временному сопротивлению на разрыв или 4-кратный предела упругости.Запас прочности следует принимать 5-кратный по к временному сопротивлению на разрыв или 4-кратный предела упругости.(3)отношению относительно(3)отношению относительноПри отступлении от соотношений, указанных на рис. инерции Jx находятся из известных выражений (рис. 118):I ДляПри отступлении от соотношений, указанных на рис. инерции Jx находятся из известных выражений (рис. 118):I Для117, моменты117, моментыдвутаврового сечениядвутаврового сеченияX—X—В№ — Ь№12В№ — Ь№12ДляДляпрямоугольного сеченияпрямоугольного сечения

Запас прочности следует принимать 5-кратный по к временному сопротивлению на разрыв или 4-кратный предела упругости.

Запас прочности следует принимать 5-кратный по к временному сопротивлению на разрыв или 4-кратный предела упругости.

(3)

отношению относительно

(3)

отношению относительно

При отступлении от соотношений, указанных на рис. инерции Jx находятся из известных выражений (рис. 118):

I Для

При отступлении от соотношений, указанных на рис. инерции Jx находятся из известных выражений (рис. 118):

I Для

117, моменты

117, моменты

двутаврового сечения

двутаврового сечения

X—

X—

В№ — Ь№

12

В№ — Ь№

12

Для

Для

прямоугольного сечения

прямоугольного сечения

В№

ДляДляллх"~ 12 1

Для

Для

л

л

эллиптического сечения

^ = 0,05 ta3.

Е Площадь эллипса F =.

подборе этих сечсний также следует стремиться к соблюдению

^овия Je=sVy, что, впрочем, редко соблюдается на практике, так как

А. М. Иерусалимский 913161

недостаток ^ "места меж ту маховиками побуждает конструкторов па шатуны возможно более п юскими, увеличивая размер Н за счет^

Расчет головок можно пэоизводить на разрыв по горизонталь» - сечению, проходящему через ось пальца или цапфы, под действием инерции движущих, я масс поршня и шатуна. Для большей надежно''^ число оборото 1 принимают на 5О°/о больше, чем при максим льн^ мощности, считаясь с возможностью ненормального возрастания его холостом ходу или при движении под гору.а

При этих условиях наибольшая сила инерции, разрывающая головки может быть найдена из уравнения:'

р!=ч^ о+м.

где ПЧИ'ЛО оборотов в минуту, г—радиус кривошипа в метрах,

G— при расчете верхней головки равняется весу поршня с кольцами и пальцем, а для нижней головки сюда добавляется еще полный вес шатуна в кг.

Напряжение в стенках головки:

R.=^.^

где е — толщина стенок головки в см, b —ее длина в см.

За iac прочности в выполненных конструкциях попутается сбыкно- венно порядка 10—15, что необходимо на случай заедания поршня, чтобы и при этом условии шатун не мог разорваться и повредить двигатель.

Воспроизведенные на рис. 112—114 шатуны имеют следующие параметры:

Мотоцикл

Длина

L мм

г

Сечение Fcp см»

J,

А. Jy

Четырехтактный транспортный 350 см8. рис. 112 ......

159

3,92

0,9

0,50

0,08

6,25

Четырехтактный спортивный 350 см8, рис. 113

190

4,7

1,7

2,46

0,37

6,6

Двухтактный 293 см8, рис. 114

130

3.82

0,9

0,168

0,027

6,2

Площади поперечного сечения' и моменты инерции отнесены здесь к среднему сечению по длине стержня шатуна. Как видим, отношение Т значительно отличается от теоретически наивыгоднейшего, т. е* 162

шатуны не являютсй равнопрочными относительно продольного изгиба в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

Веса стальных шатунов, благодаря облегченной конструкции нижней головки, очень незначительны, поэтому п} именение легких сплавов не иМе-т здесь тех преимуществ, которые получаются в автомобильных шатунах, и встречается на мотоциклах очень редко. Собственно, основным преимуществом шатунов из легких щ лавов надо считать лишь возможность некоторого упрощения конструкции, так как при этом обе головки могут работать непосредственно по закаленным поверхностям пальца и цапфы, без каких бы то ни было втулок или роликов. Такую конструкцию применял, например, известный анг 1ийский завод „Рудж* для своих гоночных моделей 250 и 350 сл3. Уменьшение веса вращающихся и посгупательно-движущихся масс получается здесь именно вследствие удаления роликоподшипников, а не за счет веса самого шатуна.

Однако поверхности головок изнашиваются довольно быстро, запрессовка же стальных втулок является нежелательным усложнением конструкции. Кроме того, втулки здесь плохо держатся вследствие различия в коэфиииечтах расширения.

Поверочный расчет шатуна мотоцикла. Данные двигателя D = 75 мм, s = 80 мм; длина шатуна L = 175 мм; X = 1:4,37; степень сжатия £ = 4,1; максимальное давление вспышки при этой степени сжатия будет pz ^ 20 кг[см> (см. § 26). Число оборотов п = 3t00 в минуту. Давление на всю площадь поршня:

тс 7)2

Р = "4~Pz = 44X20 = 880 кг.

Минимальная площадь сечения шатуна: F^ = 0,94 см2.

Средняя площадь сечения шатуна: Рср = 1 см2.

Напряжение сжатия: Rd == 940 кг'см\

т. е. вполне допустимое *).

Для проверки на продольный изгиб имеем: Jx = 0,460 см4, £ = 17,5 см; предел упругости стали принимаем ае = 4500 кг; см2.'

При этих условиях напряжение продольного изгиба по Ранкину-Гордону । 4500-940.17,53„

51' + «2.2 ЮО 000-0,460 ~ 075 Кг*СМ '

Определим напряжение от поперечного изгиба.

Изгибающий момент:

Мтах =0,00556-р.г.£2(^-)3« 0,00556.1.4.17,52-33 = 61 кг^см.

Момент сопротивления: W — -2 ^§5 °" — 0,496 см3.

Напряжение: ’2 = 9^6 = 123 кг/см*.

Суммарное напряжение: а = 1075 + 123^ 1200 кг/см2.

*) В действительности оно будет еще меньше, так как инерция поршня Уменьшает давление газов на шатун, что нами не принято во внимание для большей надежности расчета.

••163

Напряжение, как видим, получается весьма значительное, которое при 5-кратно запасе прочности требует высокосортного материала с временным сопротивл?^ нием не менее 1200 X 5 = 6000 кг]см\ Хромоникелевые стали, применяемы' для шатунов, имеют действительно после термообработки временное соппЛ тивление от 8000 до 12 00:) KtjcM2.

В данном случае, имея в виду, что напряжения подсчитаны с некоторые преувеличением (без учета сил инерции), можно удовольствоваться 4-кратным запасом прочности и снизить требования к крепости материала до 5000 кг^м* г) Верхнюю головку проверяем на разрыв силой инерции поршня.

Приблизительный вес поршня с кольцами и пальцами — 0,55 кг.

Число оборотов принимаем: ЗООО4-5О°/о = 4500 об/мин.

Сила инерции в в. м. т.

610 кг.

Площадь горизонтального сечения верхней головки 1,44 еж2.

Напряжение: Rz = |^ = 425 кг)смг.

Q6000 _ .

Запас прочности:=14.

940

Удельное давление на палец: р = ь А о = 195 кг!см^.

д) Нижняя головка. Вес поршня -{- вес шатуна = 0,55 + 0,3 = 0,85 кг. Сила инерции:

1

4,37.

Площадь сечения головки 2,4 см\

Напряжение: Rz = |^ = 390 кг]смХ

О6000

Запас прочности: -^д-у^б.

выше.выше.Целесообразность таких больших запасов прочности на случай заедания поршня была отмечена

выше.

выше.

37. Коленчатые валы

Коленчатые валы мотоциклетных двигателей, за редкими исключениями, выполняются составными. Типичная конструкция показана на рис. 119, где цапфа кривошипа и коренные шейки соединяются с двумя маховиками при помощи конусов, затягиваемых гайками. Конуса коренных шеек усиливаются обыкновенно шпонками, цапфа же удерживается от проворачивания только трением. Конусность концов цапфы и коренных шеек сеставляет от 1:5 до 1:10; высота конуса 0,8—1,0 диаметра. При конусности меньше 1:10 требуется термическая обработка маховиков для придания твердости гнездам конусов.

Гайки должны быть предохранены от ослабления надежными стопорными приспособлениями.

Часто применяется для указанных соединений частей вала также неподвижная прессовая посадка рис. 120.

Возможность разборки на случай ремонта или смены шатунного подшипника предусмотрена здесь устройством разъемного соединения на конус с одного или с обоих из концов цапфы (рис. 121). Неразъемную конструкцию такого рода мы видели выше, на рис. 50 (двига- 164

тель ИЖ-9). Здесь крепление коренных шеек усилено еще шпонками ВуДрУФ2» а цапФа нросто запрессована обоими концами в отверстия вЫсверленные в стальных и закаленных маховиках. С производственной стороны конструкция при этом упрощается, так как отпадает надобность в конических обточках концов коренных шеек и цапфы, в нарезке на них резьбы, в расточке точных конических отверстий, а также в за-

Рис. 120. Прессовое соединение коренных шеек с маховиками.Рис. 120. Прессовое соединение коренных шеек с маховиками.

Рис. 120. Прессовое соединение коренных шеек с маховиками.

Рис. 120. Прессовое соединение коренных шеек с маховиками.

Рис. 121. Коленчатый вал форсированного двигателя 350 см3.Рис. 121. Коленчатый вал форсированного двигателя 350 см3.

Рис. 121. Коленчатый вал форсированного двигателя 350 см3.

Рис. 121. Коленчатый вал форсированного двигателя 350 см3.

креплении соединяемых частей гайками и стопорными замками для предупреждения отвинчивания гаек. Существенное неудобство такой конструкции заключается, однако, в том, что коленчатый вал практически становится неразборным, и в случае износа роликов или цапфы распрессовка вала может быть выполнена только при наличии специального оборудования.

Для небольших двигателей при маховике, вынесенном наружу картера, коренные шейки могут быть откованы за одно целое со щеками кривошипа; соединение обеих половин показано на рис. 122.

Двухколенчатые валы в настоящее время тоже предпочитают выполнять составными, чтобы избежать необходимости делать у шатуна разъемную головку с гладким подшипником. Пример

разборной конструкции такого вала дан на рис. 123.

Коренные шейки откованы здесь за одно целое с крайними щеками и противовесами, а средняя щека — с двумя цапфами; соединение производится болтами.

Неразборный вал этого же типа представлен на рис. 124, где все соединения прессовые (к щекам вала привернуты маслоуловители для подачи масла к шатунному подшипнику. См. гл. VIII).

Для соединения концов цапфы кривошипа с маховиками или щеками вала применяют не только конуса, но и цилиндрические шипы, которЫе вставляют.я до упора в соответствующие отверстия и затягиваются гайками (рис. 125). В этом случае на цапфе делают упорные буртики, которые и создают необходимое трение. Шатунный подшипник, как сказано выше, делают роликовым. Ролики устанавливают в 1, 2 или 3 ряда с сепаратором из дюралюминия или без такового.

Рис. 122. Коленчатый вал двухтактного мотоцикла.

Коренные шейки опираются на роликовые ичи шариковые подшипники (радиальные или сферические), запрессованные наружными кольцами в стенки картера. Глад<ие п)тшипники скользящего трен 1Я (бронзовые втулки1 в настоящее время почти не нспречаю1ся. Ни няя головка шатуна монтируется на голиковом, игольчатом, и в некоторых случаях на гладком подшипнике. Коренная шейка со сдороны привода, более

Рис. 123. Разборный составной вал двухцилиндрового двигателя.

длинная и сильнее нагруженная, устанавливается большей частью на двух подшипниках, из которых оба могут быть шариковыми или роликевыми, либо один шариковым, а второй роликовым. Последняя комбинация имеет в виду восприятие аксиальной нагрузки, которую слабо воспринимают роликовие подшипники, между тем, в некоторых случаях она может иметь значительную величину, например, при передаче вращения на коробку передач с помощью косозубчатых шестерен. Как показывают некоторые выполненные конструкции, можно обойтись здесь и одним подшипником увеличенного размера, роликовым или сферическим шариковым (двухрядным).

Для уменьшения габарита и веса роликовых подшипников, их применяют большей частью без внутреннего кольца, так что ролики не- пОсредственно работают по валу. Для смазки подшипников в шейках и щеках вала или в маховиках сверлятся каналы диаметром 3 — 5 мм.

Осевой люфт вала выбирается регулировочными шайбами, надетыми на коренные шейки. Допускаемая величина этого люфта от 0,2 до 0 5 мм Материалом для изготовле-“’

ния цапфы кривошипа служит хромистая или хромоникелевая сталь с высокой поверхностной твердостью после цементации, если ролики работают непосредственно по цапфе. Для коренных шеек и щек кривошипа могут быть применены

улучшенные углеродистые стали *).

Размеры цапфы и коренных шеек определяются кон-

1^^'

Рис. 124. Неразборный составной вал двухцилиндрового двигателя (М-72).

структи-:но в соответствии с размерами шариковых или роликовых подшипников. При гладких подшипниках решающим фактором будет ной проекции подшипника,

Рис. 125. Палец кривошипа с цилиндрическими шипами.

удельное давление на 1 см? горизонталь- которое при максимальной нагрузке не должно превосходить:

для цапфы кривошипа р<^100 кг[см?;

для коренных шеек р^15 кг/см?.

Правильное!ь подбора шариковых или роликовых подшипников можно проверить несколькими мето-

дами.

1) По коэфициенту работоспособности — С метод, рекоменду мый Техношарснабом для стандартных подшипников). Формула коэфициента работоспособности:

C=Qtn.K?\

где Q — „условная* нагрузка на подшипник в кг,

п— число оборотов вала в минуту,

h — требующаяся долговечность подшипника в часах. Условная нагрузка определяется в общем случае по формуле:

Q = (R -|- тп • Л) Кб • К к,

где R—фактическая радиальная нагрузка в кг,

*) Анализы см. Мотоциклетный справочник.

д — фактическая аксиальная нагрузка в кг,

^ — коэфициент, зависящий от типа и размера подшипника,

Кб—коэфициент, учитывающий характер нагрузки; для ударной знакопеременной нагрузки, какую мы имеем в мотоциклетнг) двигателе, Кб = 3.

Кк—коэфициент, зависящий от того, какое кольцо вращаетсяНа_ ружное или внутреннее. Если вращается внутреннее кольцо, что мы и имеем в мотоциклетных двигателях, то /^=1.

Если пренебречь незначительной аксиальной нагрузкой коленчатого вала, т. е. положить Л = 0, и принять Кб=3 и Кк=1> то

Q^3-^.

Число оборотов вала п следует выбирать в соответствии с наиболее употребительным режимом работы мотоцикла, каковым можно считать среднюю скорость движения 30—35 км/час.

Имея характеристику двигателя, построенную по скорости и оборотам (см. например стр. 32), легко определить соответствующее число оборотов, мощность Ne при этом числе оборотов, крутящий момент Мд и, следовательно, давление шатуна на палец кривошипа, т. е. общую радиальную нагрузку на все коренные подшипники. Распределив эту нагрузку на каждый из подшипников, найдем фактическую радиальную нагрузку R.

Требующаяся долговечность подшипника h может быть принята в 1000 часов, что обеспечивает пробег до первого капитального ремонта 30 000—85 000 км.

Пусть определенная таким образом условная нагрузка на шариковый коренной подшипник 25 X 62 X 17 — ОСТ 6121 составляет Q = 200k3, число оборотов /г =1600 об/мин., и h = 1000 часов.

Тогда

С= 200-(1600-1 000)0,3 = 200-73,1=14 7 20.

Между тем по табл. ОСТ 6121 выбранный подшипник допускает С = 20 900, из чего заключаем, что данный подшипник будет исправно работать и больше 1000 часов, т. е. обеспечит больший пробег.

Коэфициент работоспособности стандартных роликовых подшипников с короткими роликами может быть определен по формуле

C=6O-?’7-^-Z,

где z — полное число роликов,

d— диаметр ролика в мм,

I—длина ролика в мм.

По максимальному удельному давлению рт&х на внутреннем кольце подшипника.

Для определения ртах проф. Добровольский (Детали машин) выводит следующие формулы.

Для шарикоподшипников ОСТ легкой серии

/^mux =390 • |/^ ^ кг/мм*.

Для шарикоподшипников ОСТ средней серииРтах=405 • ^^ Кг/мМ^.

Допускаемые значения ^тах = 300 до 500 кг[мм\ •

В приведенных формулах Q — полная нагрузка в кг на подшипник, которую может создать максимальное давление вспышки или силы инерции (см. дальше — пример расчета коленчатого вала).

г — число шариков,

^ — диаметр шарика в мм.

Для роликовых подшипников расчет можно вести на максимальное напряжение материала в наиболее нагруженном ролике.

Сначала определяется наибольшее усилие Ро, приходящееся на ролик: ^.=^-

где Q— полная нагрузка подшипника, z— число роликов.”

Далее определяется удельная нагрузка на 1 еж2 проекции ролика

с = Дкг/^2,Ьа

где Z—длина ролика в см, d— диаметр ролика в см.

После этого может быть определено ртах— напряжение смятия материала ролика:

Ртах = 0,418 j/"с ^А^Й- кг!см\

где Е— модуль упругости = 22 • 105 кг]смг, D — диаметр вала (вообще беговой дорожки роликов) в см, d— диаметр ролика в см.

Игольчатые подшипники иногда применяются для шатунных головок. При этом иглы и беговые поверхности должны быть цементированные, каленые, шлифованные и полированные и обладать твердостью порядка 63 по Роквеллу (шкала С) или 650 по Бринеллю.

Боковые ограничительные шайбы должны обладать в отношении твердости и обработки теми же качествами, что и беговые дорожки.

Поверочный расчет их можно производить по удельному давлению р на единицу проекции подшипника:

где D — диаметр беговой дорожки в см,

I — длина иглы (или ряда игл) в см,

R—фактическая радиальная нагрузка на подшипник в кг. Рекомендуемые заводами-изготовителями (DKF; Nadelia) удельные давления:

р = 200150100 кг!см2

при к ^100020005000 об/мин.

При качательном движении (например в верхней головке шатуна) можно допускать р = 500 кг!смЧ

На практике указанные величины нередко превышаются без каких- либо вредных последствий.

Выбранные по всем изложенным выше соображениям размеры вала обычно с избытком удовлетворяют и условиям прочности, вследствие чего всесторонний расчет, необходимый для автомобильных валов, в дан- ном случае излишен.

Поверку прочности достаточно произвести только в положении кривошипа в верхней мертвой точке, причем за максимальную нагрузку следует принимав либо давление вспышки /^ = 0,85 Ртах (без вычета сил инерции), либо сумму - ил инерции поступательно движущихся и вращающихся частей (т. е. Pj-VP^> при максимальном числе оборотов, смотря по тому, какая из этих нагрузок больше.

В двигателях нормального типа обе эти нагрузки приблизительно одинаковы, в форсированных двигателях максимальную нагрузку дает обычно Рг, несмотря на высокое число оборотов (вследствие большого

Ra*Ra*Рис. 126.Рис. 126.давления вспышки и облегченного веса движущихся деталей).

Ra*

Ra*

Рис. 126.

Рис. 126.

Напряжения, получающиеся от тангенциальных сил, всегда будут меньше, и потому усложнять ими расчет нет смысла, по крайней мере для валов, выполняемых по рис. 119, т. е. состоящих из двух маховиков, соединенных цапфой, так как маховики явно не нуждаются в проверке на изгиб или

скручивание.

Таким образом, поверочный расчет прочности вала можно свести к следующему. Пусть рис. 126 изображает схему валов с < дним и двумя кривошипами, на которой изображены оси цапфы и шеек, а плечи кри-

вошипа проведены в средних плоскостях маховиков или щек. Нагрузка Р приложена, в середине цапфы. (Если за расчетную нагрузку принимается сумма Р}-\-РЦ1 то она будет направлена вверх, а реакции R^ и Rx— вниз, что не влияет на ход расчета).

Реакции:

Rx=p^ и r,=pA.

Если:

/^ — /21 то R^ — R^ — Р • -у.

Изгибающий момент в среднем сечении цапфы

Mm=Rvlx = УА«\

Напряжение изгиба

^из

°ь W"•

*) К. Ридль, считаясь с жесткостью щек кривошипа при данной конструкции вала, находит возможным принимать за расчетную величину / н® расстояние между срединами подшипников, а длину цапфы между маховиками, что дает вдвое меньшие значения /Ииз.

ИЛИИЛИНапряжение на изгиб:Напряжение на изгиб:изгиб (рис. 127):изгиб (рис. 127):гдегде• Напряжение на срез:s S• Напряжение на срез:s SW 32 dW 32 d’ : t'-T^Vf

ИЛИ

ИЛИ

Напряжение на изгиб:

Напряжение на изгиб:

изгиб (рис. 127):

изгиб (рис. 127):

где

где

• Напряжение на срез:

s S

• Напряжение на срез:

s S

W 32 d

W 32 d

гДе момент сопротивления:

W= -~d3~0,l d3— для сплошной цапфы

d* — d*

0,1» —^— для полой цапфы.

Коренная шейка, воспринимающая реакцию Ru испытывает напряжение изгиба и перпендикулярно к нему напряжение среза.

Изгибающий момент:

Р-Ц-еIР-Ц-еIMv = Rx-e =Mv = Rx-e == - МА

Р-Ц-еI

Р-Ц-еI

Mv = Rx-e =

Mv = Rx-e =

°ь— w *

где s — площадь поперечного сечения шейки в месте закрепления ее в маховике или щеке

вала.

Суммарное напряжение:

с =

Напряжением од можно и пренебречь, так меняет первых трех значащих цифр а.

Рис. 127.Рис. 127.как оно обычно не из-как оно обычно не из-Для валов с прямоугольными щеками последние проверяются на

Рис. 127.

Рис. 127.

как оно обычно не из-

как оно обычно не из-

Миз=Яхе = -^1

_ ^ИЗ

°»— ^ »

.

В нижеследующем примере расчет вала произведен, кроме того, еще и в другом положении кривошипа— при наибольшем тангенциальном уси ши, в целях сравнения получающихся напряжений.

Пример. Произведем поверочный расчёт вала, конструкция которого представлена выше на рис. 119, а расчётные размеры даны на рис. 128. Диаметры цапфы и шеек одинаковы: d = 2,5 см; 1=9,5 см; к = 1^ = —^- см.

Площадь поперечного сечения цапфы и шеек s = 4,9 см1. Моменты инерции и сопротивления сечений:

7 = 0.098 74 = 3,83 см1.

W = 0,098 d” = 1,53 см».

Данные двигателя: диаметр цилиндра D = 75 мм; площадь поршня Fn =* = 44 см^, радиус кривошипа г = 45 мм = 0,045 м; X = 1/4; расчетное давление вспышки рг = 25 кг!см*\ лшах = 5000 об/мин; мощность —12 л. с.; вес прямо, линейно движущихся частей G„ = 0,6 кг\ вес вращающихся частей G3 = 0,4 кг

Определим максимальное давление газов на поршень в в. м. т.:

Р= 44-25= 1100 кг.

Такая нагрузка может иметь месте в верхней мертвой точке при работе двигателя на малых оборотах, когда силами инерции можно пренебречь (см. § 30).

Определим суммарную силу Р,-\-Рц в том же положении кривошипа при максимальном числе оборотов.

Pj= (^ Gn-r (1 + Х)= ^^Оу.0,6.0,045-1,25 = 940 кг,

Сумма Ру + Рц = 940 + 500 = 1440 кг.Сумма Ру + Рц = 940 + 500 = 1440 кг.Рц = Ш” °*г= (-^)"-0.4.0.045 = 500«.

Сумма Ру + Рц = 940 + 500 = 1440 кг.

Сумма Ру + Рц = 940 + 500 = 1440 кг.

Рис. 128.Рис. 128.Такая нагрузка может иметь место в в. м. т. в конце хода выпуска или в начале всасывания.

Рис. 128.

Рис. 128.

Как видно, она превышает в данном случае давление газов и потому принимаем ее за расчетную нагрузку на цапфу Р.

Определим наеряжения в частях вала при положении кривошипа в в. м. т. под действием силы Р = 1440 кг.

р

Реакции опор: Rx = R^ = -^- = 720 кг.

Цапфа. Изгибающий момент:

Миз = Р^^ = 720- 22 = 3400 кг-см.

Напряжение изгиба в среднем сечении цапфы:

РЬ = ^ = ^ = 22№кг1смЧ ■

При изготовлении цапфы из хромоникелевой стали с временным сопротивлением ~12 000 кг] см? запас прочности получается

12 000

22QQ = 5>45, т-е- нормальный.

Предел усталости (для хромоникелевой стали 3500—4500 кг^см') также не достигается.

К о р е н ны е шейки. Здесь следовало бы принять во внимание, что коренные шейки не воспринимают полностью сил инерции, так как последние всегда частично уравновешены противовесами (см. дальше § 40). В данном случае, центробежная сила Рц будет уравновешена полностью, а Ру—по крайней мере наполовину и, следовательно, неуравновешенный остаток составит всего 940:2 = 470 кг.

Исходя из этого, шейки надо было бы рассчитывать по максимальному давлению газов Р= 1100 кг.

Но оставим и для них прежнее значение нагрузки Р = 1440 кг.

Изгибающий момент:

Mx = Rxe = 720-2,5 = 1800 кг-см.

Напряжение на изгиб: зь = -^ = 2^. = Ц80 кг!см\

Напряжение среза: а3 = ^ = ~- = 147 кг/см*.

Суммарное напряжение: а= |/ 11803 + 147= = 1185 кг/сма.

При том же материале, что и для цапфы, запас прочности будет

А>"А>"/?'/?'Рис. 129.Рис. 129.я ю, т. е. излишний. Следовательно, шейки можно сделать тоньше или взять для них более дешевый материал с врем, сепротивлением ~6000 кг!см» и пределом усталости на изгиб aD = 2000—2500 кг[см».

А>"

А>"

/?'

/?'

Рис. 129.

Рис. 129.

Проверим теперь наш вал в другом положении, соответствующем максимальной тангенциальной силе (рис. 129). В этом положении на цапфу действуют две силы Т и N в двух взаимно перпендикулярных направлениях (§ 30).

Возникает таким образом вопрос об определении максимального значения сил Т и N.

радиусом, рав-радиусом, рав-Для решения этого вопроса надо или вычислить Т и N через каждые 15—30° поворота кривошипа по формулам, приведенным в § 30, или найти Гшм и ZVmax графически, как показано на рис. 130 (что несколько проще, так как достаточно сделать 2—3 построения при а = 30—35°). Для выполнения построения использована развернутая диаграмма суммарных сил Ps (рис. 74). Величина Ps для данного положения кривошипа определяется засечкой горизонтальной оси ным длине шатуна. Сила Р$ действует вдоль оси цилиндра. Отложим её от точки а параллельно оси цилиндра и проведем через конец отложенного отрезка вертикаль до пересечения в точке b с продолжением шатуна. Из точки b опустим перпендикуляр на радиус кривошипа. Тогда Т и N будут катетами прямоугольного треугольника abc в том же масштабе, в каком взяты силы Ps. Надо помнить, что найденные значения Т и N относятся к 1 см площади поршня. Для получения полной величины их надо умножить на площадь поршня.

радиусом, рав-

радиусом, рав-

жаются формулами:жаются формулами:Гшах~0,4Р ^ах —WГшах~0,4Р ^ах —WПроделав вышеописанное построение, можно убедиться в том, что максимальные значения интересующих нас сил с достаточным приближением выра-

жаются формулами:

жаются формулами:

Гшах~0,4Р ^ах —W

Гшах~0,4Р ^ах —W

где Р —наибольшее давление газов на поршень*).

Для данного двигателя это даст:

Ттах = 0.41-100 = 430 кг,Nmax = 0,5-1100 = 550 кг.

Силу Тшах мы могли бы определить еще, исходя из среднего за цикл крутящего момента двигателя. Действительно, зная, что наш двигатель дает 12 л. с. при 5000 об/мин., найдем:

„716,2-12

_ Мс» = -5^00- = 172 кг'м-

•) Ср. К. Ридль, Конструирование быстроходных автомобильных двигателей, стр. 179.

Максимальное значение Afcp имеет, однако, место, как мы знаем, При более низком числе оборотов, причем оно примерно в 1,25 раза больше Н|йден. ного выше (см. § 23), т. е.

Л4Ср = 1,72-1,25 = 2,15 кг-м.

Мгновенный крутящий момент Л4шах, как это видно, например, из рис. 78 при большом числе оборотов превышает Мср приблизительно в 9 раз, т. е.

ОтсюдаОтсюда^тах - 9-^ср = 9.2,15 = 19,3 кг-м.

Отсюда

Отсюда

т — ^шах _ 19,3 _

maxГ 0,045’ т. е. та же величина, которую мы приняли выше.

Итак, силы Т и N можно считать известными. Рассмотрим теперь вызываемые ими напряжения.

Реакции от силы Т одинаковы на обеих опорах и равны 430

R' = -^- = 215 кг.

от силы N:

R" = ^_ = 275 кг

и направлены, как показано на рис. 129.

Цапфа. Изгибающий момент от силы Т:

Mx = R'-L = 215- ™ = 1025 кг-см.

Изгибающий момент от силы N;

IQ 5

М" = R».-LeTO. = 1300 кг-см.

Суммарный изгибающий момент:

^3= /10252+1300а = 1650 кг-см:

Крутящий момент:

Л4кр — R'• г = 215-4,5 = 967 кг-см.

Результирующий момент от изгиба и кручения, согласно известной формуле Сен-Венана:

М = 0,35 Л4ИЗ 4-0,65 у ми23 + Л4к2р = 0,35-1650 4-0,65 /165034-9671 =

= 1800 кг-см.

Напряжение в цапфе:

М 1800,

а» = "^ = "УЗз" = 1175 кг!см\

т. е. почти вдвое меньше найденного при первом способе расчёта — 2200 кг/см9.

Коренные шейки. Изгибающий момент от силы Т:

Mv = R*-е = 215-2,5 = 538 кг-см.

Изгибающий момент от силы N:

М2 = R"«e = 275-2,5 = 685 кг-см. Суммарный изгибающий момент:

Л4ИЗ = V538’+6852' =880 кг-см.

Крутящий момент тот же, что и для цапфы:

Мкр = 967 кг-см.

Напряжение в шейках:Напряжение в шейках:3 =3 =^- = 750 кг [см»,^- = 750 кг [см»,,10 РР*" 48 ' EJ,10 РР*" 48 ' EJММ.ММ.V- —V- —G-JpG-Jp180-60 ?=—Г*180-60 ?=—Г*т. е. тоже в несколько раз столь большой жесткости ных крутильных колебанийт. е. тоже в несколько раз столь большой жесткости ных крутильных колебанийJD-G-2JD-G-2900 U00.7,об-2~ 370900 U00.7,об-2~ 37011сек.сек.

Напряжение в шейках:

Напряжение в шейках:

3 =

3 =

^- = 750 кг [см»,

^- = 750 кг [см»,

,10 РР

*" 48 ' EJ

,10 РР

*" 48 ' EJ

ММ.

ММ.

V- —

V- —

G-Jp

G-Jp

180-60 ?=—Г*

180-60 ?=—Г*

т. е. тоже в несколько раз столь большой жесткости ных крутильных колебаний

т. е. тоже в несколько раз столь большой жесткости ных крутильных колебаний

JD-G-2

JD-G-2

900 U00.7,об-2~ 370

900 U00.7,об-2~ 370

1

1

сек.

сек.

Тс =Тс =результирующий момент изгиба и кручения:

Тс =

Тс =

М = 0,35-8804-0,65 У88034-9672" =1150 кг-см.

т е. тоже значительно меньше, чем при положении кривошипа в в. м. т.

Итак, можно было вполне удовлетвориться расчетом по первому способу.

Помимо прочности вал должен быть достаточно жестким, т. е. как можно меньше деформироваться под действием изгибающих или скручивающих усилий. Этому требованию валы мотоциклетных двигателей, всегда очень короткие, тоже удовлетворяют в высокой степени;

Стрела прогиба вала может быть определена по формуле:

Для взятого примера это составило бы: ,10-1440-9,5’

f — 48-2 100 000-3,830,03 2

т. е. примерно в пять раз меньше, чем в автомобильных валах.

Угол закручивания вала (в минутах) выражается формулой: 180-60 ^max1Z

где G — модуль сдвига, Jp— полярный момент сечения, Л4шах—крутящий момент. Определим угол закручивания для правой коренной шейки, . на конце которой насажена ведущая зубчатка цепи.

Имеем:

Z=6 см; 0 = 900 000; Jp = 0,196d4 = 7,66 см4; Mmax = 193$ кг-см;

1930-6- Q,

900 000-7,66 — 0’й>

меньше, чем для авт мобильных валов. При вала и малой длине его частота собствен- будет настолько превышать частоту выну-

жденных колебаний, что явления резонанса нико;да не могут возникнуть, и соответствующий расчет представляется излишним.

Пример. Определим период собственных колебаний вала с двумя маховиками при следующих данных: момент инерции двух маховиков Jm — = 0,004 кг-ж/сек3 = 0,4 кг-сл//сек2; расстояние между средними плоскостями маховиков Z = 10 см; диаметр цапфы крипошипа d = 2,5 см и ее полярный момент инерции Jp = 7,66 см4; модуль сдвига материала 0 = 900 000.

Период собственных колебаний такого вала:

0,4-10

Число собственных колебаний вала в минуту: лс = 370-60 = 22 200, т. е. очень далеко от возможного числа оборотов двигателя.

38. Маховики

Диаметр маховиков d, помещаемых внутри картера, определяется во-первых, конструктивными размерами самого картера, которые весьма ограничены; во-вторых, допустимой скоростью (^0) на окружности маховика при максимальных оборотах (которые следует считать на 25—5Оо/о выше п^ тг dn , ^о = ~6О~ Л/сек-»

где d— в метрах.

Допускаемые значения #0;

для чугунных маховиков30 .м/сек.

„ стального литья 40—45 йг/сек

для кованой стали (с сопротивлением на разрыв

~ 6000 кг]см^ ............. . 60 лг/сек.

Практически указанным требованиям возможно удовлетворить при размерах d не свыше 200 мм.

Ориентировочно: </ = 2,5 D (где D — диаметр цилиндра).

Для маховиков, вынесенных наружу картера, также нельзя выходить за пределы 220—250 мм, чтобы не получить слишком малое расстояние от земли и недопустимые скорости на окружности. Толщина маховиков, расположенных внутри картера, ограничена расстоянием между внутренними стенками картера, которое нормально равно ~ D.

Зазор между маховиками и картером около 4—5 мм.

При этих условиях толщина обода маховика b—^-^-D.

Проверку принятых размеров маховика для мотоциклетных двигателей следует производить не по степени равномерности вращения (на основании диаграммы тангенциальных усилий), а по тому влиянию, которое оказывает маховик на разгон машины, и по запасу энергии, необходимому для взятия с места.

Выше (§ 13) мы уже видели, что при разгоне мотоцикла часть работы двигателя затрачивается на ускорение вращающихся деталей машины, т. е. главным образом маховиков и колес. Эту потерю мы оценивали коэфициентом 8. Из теории автомобиля известно, что

~ **Мг^

где Jm—-момент инерции вращающихся частей двигателя и трансмиссии;

JK — момент инерции колеса;

гк — радиус колеса;

М—масса мотоцикла с водителем;

/0— постоянное передаточное отношение на прямой передаче;

— передаточное отношение к коробке передач; число колес — 2.

Отсюда видно, что 8 будет тем больше, чем больше Jm. Другими словами, мотоцикл с тяжелыми маховиками, обладающими большим моментом инерции, будет разгоняться хуже, чем мотоцикл с легкими маховиками. Это подтверждается и практическими данными. Например, мотоцикл 350 смг с легкими маховиками (Jm = 0,00304 кг-MjceK2) разгоняется на прямой передаче со скорости 25 км[час до 50 км]час в 6 сек.;

176

я разгона того же Мотоцикла с тяжелыми маховиками Um^ 00570 кг-м] сек.4^ — 8 сек.

Очевидно, необходимо соответствующим образом рассчитать Jm, обы"обеспечить достаточную „приемистость" мотоцикла. Это можно Делать, пользуясь написанным выше равенством и исходя из того, что на прямой передаче 8=1,10—1,12.

Пример. Пусть полный вес мотоцикла 220 кг, следовательно М = _ 2^L = 2,24; z0 = 5,3; iK = l; радиус колеса с учетом деформации покрышки г Йз2 м; JK = 0,Q7. Коэфициент 8 примем: 1,11; т]от = 0,8. 'к ’

Тогда

(8-1) Мг,-2-Л0,11.2.24.0,32^2.0,07 =0>00510кг.л/сек,_

^-^5,3».0.8

Таков суммарный момент инерции маховиков и вращающихся деталей трансмиссии (сцепление, шестерни, цепи). Влияние последних на ускорение мотоцикла относительно невелико. Для учета его достаточно уменьшить найденное значение Jm на 8—1О°/о.

Таким образом, момент инерции самих маховиков:

= 0,00510-0,0005 = 0,00460 кг-jnjce^.

При более тяжелых маховиках мотоцикл будет медленней реагировать на открытие дросселя, т. е. хуже разгоняться.

Таким образом, найденная величина Jm является „верхним пределом", превышать который не следует, чтобы не ухудшить динамику

мотоцикла.

С другой стороны, облегчение маховиков, улучшая приемистость машины, может вызвать затруднение при трогании с места, выражающееся в чрезмерном падении числа оборотов двигателя во время включения сцепления, так что малейшее запоздание в открытии дросселя приводит к остановке двигателя.

Это падение оборотов не должно опускаться ниже некоторого лт1п, при котором двигатель может работать под нагрузкой и способен дать мотоциклу ускорение.

Поэтому необходима проверка маховика на трогание с места, которая производится на основании следующих соображений. Предполагается, что трогание с места происходит только за счет кинетической энергии, освобождающейся при падении числа оборотов от п (до начала включения сцепления) до пх (при котором сцепление уже включено, и мотоцикл движется на первой передаче с некоторой скоростью, с которой можно начать ускорение машины путем открытия дросселя). В период включения сцепления положение дросселя предполагается неизменным.

Обозначим:

Jm — момент инерции маховиков «г-л/сек2,

.^^— механический к. п. д. двигателя — 0,80,

^г— механический к. п. д. передачи—0,80,

G — вес мотоцикла с водителем в кг,

—приобретенная им скорость в м[сек,

g —ускорение силы тяжести (9,81).

12

*• КС ИеруеалямокиА. ^913.177

Энергия маховиков при п об/мин:

р _ ^m-®3 _ Jm / ^П\^-"TV30J •

Энергия маховиков при пх об/мин:

р ( Д Л1У

2 —30 ) •

Освобождающаяся энергия, подведенная к заднему колесу:

(£, — £,) 71„-Чг = -^-(”*—”?)^Чт-

Энергия, приобретенная мотоциклом:

F — Glv2

Или, имея в виду, что -у и nv при данном передаточном отношении i и радиусе колеса гк, связаны между собой соотношением:

2itrK-n1 игк-пх

У= 6077= 30г ’

можно написать:

Р G -гк"п1 — G-n--rK-nx

—900-/2 - 1800-^-/2 1

На основании равенства обоих количеств энергии имеем:

1800(””*) ^•'Лг— 18oo.g./2 '

Отсюда можно определить пх.

К -.-2 ,*' + 1

Приемлемой величиной для п надо считать 0,5 пт. При этом пХ) как было сказано, не должно быть ниже nmin.

Для мотоциклов тяжелого типа с двухцилиндровым двигателем лШш ~ 700 об/мин.; для мотоциклов среднего типа лтш ^800—900 об/мин.; для легких мотоциклов ят,п — 1000— 1200 об/мин.

Момент инерции маховика Jm можно определить по чертежу, как разность моментов нескольких сплошных дисков, к которым можно свести форму маховика.„

Момент инерции сплошного диска равен, как известно, 7 ——2-*

Проще всего он определяется по формуле:

J= 10”10 • t • b • d4 кг-л</сек.8,^)

где d — диаметр диска в см, b — толщина его в мм и *( — удельный вес материала.

Например, маховик, показанный на рис. 131 (слева), можно расе; ^^ тривать как разность двух сплошных дисков: один—диаметром 18

178

Рис. 132.Рис. 132.

Рис. 132.

Рис. 132.

толщиной 30 мм, другой — диаметром 156 мм и толщиной 10 мМ. л иливами для отверстий коренных шеек и цапфы можно пренебречь сКолько-нибудь ощутимой погрешности.

° Соответственно этому момент инерции рассматриваемого маховика (при Y = 7>8) будет:

у^Ю'10 • 7,8 • 30 • 184 — 10"10 • 7,8- 10 • 15,6* = 0,00246 — 0,00046 == 0,002 /сг-.и/сек.2.

При этом вес маховика = 4,5 кг.

Так как энергия маховика определяется, как мы видели, его моментом инерции, а не весом, то следует придавать маховику такую форму, при которой он имел бы наибольший У^при наименьшем весе. Но увеличивать диаметр, от которого больше всего зависит Jm, можно лишь в весьма узких границах по конструктивным причинам, поэтому для экономии веса выгоднее утолщать обод и одновременно уменьшать толщину диска. Так, например, вес маховика, показанного на рис. 131, справа, при том же диаметре равен 3,9 кг, т. е. меньше первого.

Между тем, -момент инерции его, подсчитанный, как указано выше,

Jm — 0,00201 кг-^/сек.2,

т. е. даже несколько превышает Jm первого маховика.

Рассмотрим расчет маховиков по запасу энергии на трогание с места на частном примере.

вы ^ Р.и м е Р- ПУСТЬ момент инерции маховиков Jm — 0,0046, как было найдено пР^сн *= ^ (пеРвая передача). Остальные параметры мотоцикла принимаем

”1 =

п7 2g-P-Jm^m^T

9,8.152.0,0046.0,8-0,8

П 220-0,323

_ п

При п = 2000 об/мин.

2000

П1 = 2,12

= 950 об/мин.,

т. е. достаточная величин* для мотоцикла среднего вес*.

Противовесы. Для уменьшения сил инерции прямолинейно дви жущихся и вращающихся частей кривошипного механизма маховики или

Рис. 133.Рис. 133.

Рис. 133.

Рис. 133.

Рис. 134. Проверка уравновешенности маховиков.Рис. 134. Проверка уравновешенности маховиков.

Рис. 134. Проверка уравновешенности маховиков.

Рис. 134. Проверка уравновешенности маховиков.

щеки кривошипов мотоциклетных двигателей всегда снабжаются противовесами. Оставляя вопрос о расчете противовесов до следующей главы, посвященной уравновешиванию двигателя, остановимся здесь только на их конструктивном выполнении.

Обыкновенно противовесы выполняются за одно целое с маховиками и образуются либо наращиванием металла со стороны, диаметрально противоположной цапфе, либо, наоборот, удалением части металла на стороне цапфы. Конструкция маховиков, образованных по первому способу, показана на фиг. 132, причем утолщения в виде сегментов или неполных секторов располагаются либо с одной стороны диска, либо по обе стороны (так что на двух маховиках распределяются четыре про

тивовеса). Поверхность соединительного диска при такой конструкции не может быть обработана, и однообразие весов как самих маховиков, так и противовесов зависит от совершенства литья или поковки. Более точные результаты могут быть получены при образовании противовесов по второму способу, как показано на рис. 133, т. е. высверливанием в диске двух отверстий, расположенных симметрично по сторонам цапфы, либо эксцентричной круговой выточкой cj обеих или с одной стороны маховика. В этом случае противовесы в собственном смысле отсутствуют, и роль их выполняют массы металла, эквивалентные отверстиям или выемкам и расположенные с противоположной стороны диска, причем маховик может быть обработан кругом.

быть прове-показано набыть прове-показано наПри маховике, вынесенном из картера наружу, противовесы поме- тся на щеках кривошипа, образуя с ними одно целое или выпол- Шаются отдельно и прикрепляются к щекам вала. При данном весе противовеса определение его геометрических размеров не представляет затруднений ).

быть прове-

показано на

быть прове-

показано на

Статическая уравновешенность собранного вала может

или другойили другойна экспериментально установкой его на призмах, как Р 134 причем на цапфу надевается эталонное кольцо

или другой

или другой

на спена спеnvs вес которого заранее установлен на основании соображений, из- оженных в главе VI. Поправки уравновешенности производятся высверливанием отверстий в ободе маховика, вообще удалением излишнего металла. При массовом производстве эта операция выполняется на спе-

на спе

на спе

циальных балансировочных станках.

Картер двигателя

Картер представляет собой закрытую коробку той или иной формы, внутри которой заключены вращающиеся части двигателя. Он служит опорой для коленчатого вала и цилиндров; на нем же укрепляются магнето или динамо. Сам картер крепится к раме двигателя специальными ушками, сквозь которые пропускаются болты.

Типичная конструкция картера четырехтактного двигателя представлена на рис. 135. Из рассмотрения ее следует, что картер состоит из двух разъемных половин, точно припассованных одна к другой и стянутых несколькими сквозными болтами. Разъем картера производится обыкновенно в вертикальной плоскости, перпендикулярной к оси коленчатого вала. Для обеспечения непроницаемости соединения обеих половин между ними помещается прокладка из промасленной бумаги. Для правильной сборки одна половина картера снабжается центрирующим буртиком, а другая —соответствующей выточкой. Соединительные болты плотно пригоняются к отверстиям.

Правая половина картера отливается за одно целое с коробкой для распределительных шестерен.

При циркуляционной смазке с сухим картером в нижней части картера имеется маслосборник, т. е. углубление, в которое стекает отработанное масло (гл. VIII).

В целях уменьшения веса картер изготовляется из сплавов алюминия с медью (~8°/0) или из кремнеалюминиевых сплавов, например АЛ-9 ГОСТ 2685 = 44.

Толщина стенок обусловлена преимущественно литейными требованиями и заключается обыкновенно в пределах 4—6 мм. Для придания жесткости наиболее нагруженной стенке, со стороны ведущей зубчатки, гнездо подшипника усиливают тремя или четырьмя ребрами, расположенными радиально. Длина нарезки на шпильках, завинчиваемых в кар- ТеР> должна быть не менее 2г/2 диаметров, ввиду сравнительной мягкости алюминия. В рассмотренной конструкции картер выполняет только функ- Ции фундамента для самого двигателя. За последние годы все больше выявляется тенденция объединять его в один общий блок с картером

«пробки передач или с масляным-, баком, или одновременно с тем и

Выше (рис. 52) показана конструкция картера, который отлит за одно целое с масляным резервуаром и составляется из двух половин с вертикальной плоскостью разъема.

Подобным же образом устроен картер, изображенный на рис. 47, где масляный резервуар выполнен в виде двух приливов, расположенных в передней и задней частях картера маховиков. Аналогичная конструкция показана также на рис. 136.

Картер, сблокированный с коробкой передач, показан на рис. 137, изображающий разрез двухтактного двигателя 125 см3 (разрез произведен по плоскости разъема картера).

Картер двухцилиндровых двигателей, при V-образном расположении цилиндров, мало отличается от картера одноцилиндрового двигателя:

Рис. 136. Картер с резервуаром для масла.Рис. 136. Картер с резервуаром для масла.

Рис. 136. Картер с резервуаром для масла.

Рис. 136. Картер с резервуаром для масла.

разница состоит лишь в том, что вместо одного фланца для крепления цилиндра должно быть сделано два.

Но при горизонтальном расположении цилиндров, как это имеет место, например, у мотоциклов М-72, устройство картера значительно изменяется. Оно показано на рис 138. Здесь картер представляет собой отливку, выполненную, как одно целое. Коленчатый вал в сборе с шатунами вставляется с заднего конца картера через широкое отверстие, закрываемое затем крышкой /, которая служит опорой для заднего коренного подшипника. Передний коренной подшипник устанавливается в гнезде, вставленном в переднюю стенку картера. Задняя стенка картера снабжена большим фланцем 3, к которому крепится коробка передач.

Фланцы 4 для крепления цилиндров сделаны в боковых стенках.

Распределительные шестерни закрываются крышкой 8. На внешней стороне ее помещаются приборы зажигания, закрываемые затем второй крышкой 7. Для крепления динамо предусмотрено специальное гнездо 6 на ВеРхней поверхности картера. Нижняя часть картера служит резервуа- Р°и для масла и закрывается поддоном 9, штампованным из листовой стали. Масло наливается через горловину 10 в боковой стенке картера.

183

Несколько примеров установки в картере коренных подшипников и уплотнения их сальниками даны на рис. 139. Они понятны без особых объяснений. Так как осевой люфт коленчатого вала определяется расстоянием между торцами подшипников и упорными поверхностями коленчатого вала, то этот размер должен быть регулируемым. Регулировка достигается специальными шайбами, помещаемыми при сборке между указанными поверхностями.

При ходе поршня вниз, воздух, находящийся в картере, сжимается. Легко понять невыгодные последствия такого сжатия: оно должно выжи-

Рис. 137. Двигатель, сблокированный с коробкой передач (125 см^.

мать масло из картера наружу через все недостаточно плотные соеди- . нения, например через подшипники коленчатого вала.

Во избежание этого устраивают сообщение картера с атмосферой посредством какого-нибудь отверстия, снабженного обратным клапаном, так называемым *сапуном“.

Примеры устройства сапунов даны на рис. 140. Левая фигура (Л) изображает сапун мотоцикла М-72. Он представляет собой пустотелый цилиндр, вставленный в стенку картера и вращаемый со скоростью распределительного вала. Внутренняя полость клапана сообщается с картером через несколько радиальных отверстий лис атмосферой — через 184

два отверстия b, которые при вращении клапана совпадают с каналом, просверленным в стенке картера. Таким образом, сжимаемый в картере воздух уходит в направлении, показанном стрелками.

Совпадение отверстий происходит через каждые полоборота клапана, что соответствует полному обороту коленчатого вала.

Подобным же образом, но еще проще, устроен сапун, показанный

на рис. 140, В. В одной из коренных шеек вала просверлен канал, отверстие которого при вращении вала совпадает в определенный момент с дгугим каналом, просверленным в стенке картера. Совпадение отверстий происходит при движении поршня вниз, когда воздух в картере сжимается. Помимо простоты это устройство обладает еще тем преимуществом, что воздух отводится из центральной части картера, где он меньше насыщен маслом, следовательно, уменьшается потеря масла,

Рис. 138. Картер двухцилиндрового горизонтального двигателя (М-72).Рис. 138. Картер двухцилиндрового горизонтального двигателя (М-72).выбрасываемого через сапун.

Рис. 138. Картер двухцилиндрового горизонтального двигателя (М-72).

Рис. 138. Картер двухцилиндрового горизонтального двигателя (М-72).

Для двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой такое устройство, очевидно, не требуется. Оно является излишним также для таких двухцилиндровых или многоцилиндровых двигателей, у которых объем картера не изменяется вследствие того, что часть поршней движется по направлению к н. м. т., а другая часть — в противоположном направлении.

Картер двухтактного дви

гателя обладает некоторыми особенностями, вытекающими из его назначения— служить продувочным насосом.

Первое необходимое условие нормальной работы картера как насоса есть непроницаемость его для наружного воздуха. Как при всасывании, так и при сжатии воздух, очевидно, может просачиваться через подшипники коленчатого вала. Поэтому, во-первых, уплотнение коренных подшипников должно быть особенно надежно.

Второе требование, которое должно быть учтено в конструкции картера двухтактного двигателя, касается его объема: он должен быть сообразован с той степенью сжатия, которая необходима для успешной продувки. В своем месте было указано, что нормальное давление в картере к концу сжимающего хода должно составлять 1,3—1,5 кг[смг.

Необходимый объем картера можно ориентировочно подсчитать на основании следующих простых соображений.

Пусть V объем, описываемый поршнем за период сжатия в картере, т- е. от момента закрытия всасывающих окон до момента открытия продувочных (соответствующая часть хода поршня равна а— ht — h2, где А, и й2 — высоты всасывающих и продувочных окон, в среднем V = 0,65 Vh\

Vk— объем под поршнем ж конце сжатия (включая объем продувочных каналов),

Распооная

Корпус салонйка

Рис. 139. Установка и уплотнение подшипников.

р — начальное давление сжатия ~ 1 кг!см\

р°—-конечное давление сжатия (1,3—1,5 кг]смгУ

При тех незначительных давлениях, которые имеют место в картере, можно пренебречь изменением температуры и считать, что зависимость между объемом и давлением газа следует закону Мариотта, т. е. объемы обратно пропорциональны давлениям:

<VA-Vky.vk=pc-.PO.

Отсюда

Vk =Vk =V-PoV-PoРс — РоРс — РоВ выполненных конструкциях двигателей Vft заключается большей частью в пределах от 2,5 Vh до 3,5» Vh.Чтобы уменьшить объем картера до требуемых размеров, стенки его располагают возможно теснее, насколько это позволяет вращение кри-В выполненных конструкциях двигателей Vft заключается большей частью в пределах от 2,5 Vh до 3,5» Vh.Чтобы уменьшить объем картера до требуемых размеров, стенки его располагают возможно теснее, насколько это позволяет вращение кри-Рис. 140. Устройство сапунов.Рис. 140. Устройство сапунов.

Vk =

Vk =

V-Po

V-Po

Рс — Ро

Рс — Ро

В выполненных конструкциях двигателей Vft заключается большей частью в пределах от 2,5 Vh до 3,5» Vh.

Чтобы уменьшить объем картера до требуемых размеров, стенки его располагают возможно теснее, насколько это позволяет вращение кри-

В выполненных конструкциях двигателей Vft заключается большей частью в пределах от 2,5 Vh до 3,5» Vh.

Чтобы уменьшить объем картера до требуемых размеров, стенки его располагают возможно теснее, насколько это позволяет вращение кри-

Рис. 140. Устройство сапунов.

Рис. 140. Устройство сапунов.

вошипа, а маховик выносят наружу. Длину шатуна с той же целью выбирают короче, принимая Х = 3,5— 3,8. Во избежание конденсации смеси в картере внутренняя поверхность его стенок гладко обрабатывается, и ей придают плавные, легко обтекаемые формы, без острых углов и выступов. Впрочем, при хорошей отливке под давлением внутренняя поверхность картера получается настолько чистая, что можно обходиться и без обработки.

ГЛАВА VI

УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ

Силы инерции вращающихся и прямолинейно движущихсячастей кривошипного механизма

Характер движения различных частей кривошипного механизма, как известно, неодинаков: одни из них вращаются постоянно в одном направлении и приблизительно с постоянной скоростью, другие движутся прямолинейно, меняя свое направление и скорость, третьи участвуют 187

в известной мере в обоих этих движениях. При движении их возникают различные силы инерции, которые передаются подшипникам коленчатого вала и через них раме мотоцикла и его рессорам, вызывая вибрации всей машины. Эти вибрации легко наблюдать на мотоцикле, работающем на холостом ходу. При большом числе оборотов, свойственном мотоциклетным двигателям, инерционные силы, вызываемые неуравновешенными частями, достигают значительной величины. Достаточно указать, например, что неуравновешенная масса всего в 10 грамм на ободе маховика создает при 6000 об/мин. центробежную силу в 35—40 кг. Поэтому при постройке двигателя уравновешивание сил инерции кривошипного механизма является одной из очень важных задач для получения спокойной и плавной работы двигателя, отчего в значительной мере зависит и его долговечность. Успешное решение этой задачи

зависит не только от проектировщика, но и от технолога, которыйзависит не только от проектировщика, но и от технолога, которыйдолжен озаботиться тщательной лей кривошипного механизмадолжен озаботиться тщательной лей кривошипного механизмаРис. 141.Рис. 141.статической балансировкой всех дета- и соблюдением жестких весовых допусков *).При предварительных расчетах, связанных с уравновешиванием мотора, движущиеся части кривошипного механизма делят условно на две группы: части, участвующие в круговом движении кривошипа, и части,статической балансировкой всех дета- и соблюдением жестких весовых допусков *).При предварительных расчетах, связанных с уравновешиванием мотора, движущиеся части кривошипного механизма делят условно на две группы: части, участвующие в круговом движении кривошипа, и части,

зависит не только от проектировщика, но и от технолога, который

зависит не только от проектировщика, но и от технолога, который

должен озаботиться тщательной лей кривошипного механизма

должен озаботиться тщательной лей кривошипного механизма

Рис. 141.

Рис. 141.

статической балансировкой всех дета- и соблюдением жестких весовых допусков *).

При предварительных расчетах, связанных с уравновешиванием мотора, движущиеся части кривошипного механизма делят условно на две группы: части, участвующие в круговом движении кривошипа, и части,

статической балансировкой всех дета- и соблюдением жестких весовых допусков *).

При предварительных расчетах, связанных с уравновешиванием мотора, движущиеся части кривошипного механизма делят условно на две группы: части, участвующие в круговом движении кривошипа, и части,

движущиеся возвратно-поступательно.

Массу шатуна, участвующего в обоих видах движения, разделяют на две доли и приводят к верхней и нижней головкам. Пусть О — центр тяжести шатуна (рис. 141). Положение О для выполненного шатуна можно с достаточной точностью определить уравновешиванием его на лезвии ножа, **) для проектируемого — по чертежу, подсчетом весов головок и стержня.

Если а и 6 — расстояния центра тяжести от осей головок, L— длина шатуна и М — его масса, то часть массы, приведенная к нижней головке:

М х = -L . м;

масса, приведенная к верхней головке:

Мг = -^- • М,

причем Л^Л^ 4~Af2.

Приближенно можно считать:

• »23..

М, = -5 -т-

1 о4

м.-^-^м.

*) Чтобы дать представление о величинах этих дожусков, укажем, что, например, поршневые комплекты двигателя М-72 (рис. 98) сортируются по весу на три группы: 1) 453 — 457 г, 2) 458 — 462 г, 3) 463 — 467 г, т. е. с отклоне- инем не больше 4 г.

**) Более точные способы определения центра тяжести шатуна см„ напр., Островский, Курс конструкций и расчетов авиамоторов, стр. 218 и др.

Например, для трех шатунов

выполненных

двигателей

были получены

следующие соотношения:

Вес

Вес

Вес

L

«

b

шатуна

Mt

ме

175 мм

52

123

304 8

214 г

90 г

175 ,

62

113

280 ,

181 ,

99 ,

130 „

52

78

164 ,

98 ,

66 ,

Таким образом, вращающимися частями механизма, требующими уравновешивания, являются: цапфа кривошипа (не считая концов, вставленных в отверстия маховиков), гайки, крепящие цапфу, шатунный подшипник, все вообще части, не имеющие симметричных себе относительно оси вращения, и масса шатуна /Ир приведенная к нижней головке.

Поступательно-движущимися частями будут: поршень с кольцами, поршневой палец, подшипник пальца и масса шатуна Afa, приведенная к верхней 'головке.

Вращающиеся части кривошипа создают центробежную силу Рц, направленную по радиусу и постоянную по величине для данного числа оборотов:

рп=м,.«.«.г=о,.г. (^у,

где Мв — масса вращающихся частей; Ge— их вес в кг\ <о — угловая скорость; г—радиус кривошипа в м; п— число об/мин.

Центробежная сила может быть полностью уравновешена противовесом Мг, расположенным диаметрально противоположно цапфе на расстоянии /, при условии:

ЛГВ • г = М' • Р.

Под г' понимается расстояние от оси* вала до центра тяжести противовеса. Если г' =г, то и М' = Мв •

Таким образом, уравновешивание центробежной силы не представляет затруднений, и при наличии противовесов она уничтожается внутри двигателя и не передается на раму.

Иначе обстоит дело с уравновешиванием силы инерции (Pj), вызываемой прямолинейно движущимися массами и действующей всегда параллельно оси цилиндра. В § 30 мы приводили уже уравнения, которыми определяется ее величина при разных положениях кривошипа (стр. Ц8). Мы видели, что сила Pj непрерывно изменяется, достигая максимума в верхней мертвой точке, уменьшаясь до нуля к середине хода и снова возрастая по мере приближения к нижней мертвой точке. Очевидно такая сила не может быть уравновешена вращающимся противовесом, создающим постоянную центробежную силу.

В одноцилиндровых и в большинстве типов двухцилиндровых мотоциклетных двигателей возможно только частичное уравновешивание силы Pj, для чего массу противовеса М', уничтожающего свободную Центробежную силу вращающихся частей, увеличивают на некоторую величину М".

Достигаемый при этом результат весьма наглядно может быть представлен полярной диаграммой, показанной на рис. 142. Построение ее

очень просто. Начертим круг, радиус которого изображает в определенном масштабе центробежную силу вращающихся частей Р . Разделим его на равные части и в каждой точке деления отложим вверх или вниз отрезки, выражающие в том же масштабе величины PJ# соответствующие данному углу поворота кривошипа. Значения Pj могут быть вычислены через каждые 30° по уравнению (2) (стр. 118) или найдены графически (рис. 72). Таким образом, намечается ряд точек О', 1', 2', 3' и т. д., соединив которые получим яйцевидную кривую. Векторы точек этой кривой изображают суммарное действие сил Ри. и Pj в совершенно неуравновешенном двигателе. Предположим теперь, что центробежная сила Рп уничтожена противовесом М*. Тогда останутся неуравнове-

Рис. 142. Полярная диаграмма сил инерции одноцилиндрового двигателя.

шенными только силы Рр выражаемые вертикальными отрезками, заключенными между яйцевидной кривой и окружностью: 0'—0, 1'—1, 2'—2, 3'—3 и пр.

Допустим далее, что мы увеличили массу противовеса настолько, что создаваемая им центробежная сила выразится радиусом круга М' -\-М", на второй фигуре рис. 142. Остаток неуравновешенных сил, действующих вдоль оси цилиндра, изобразится теперь ординатами площадок Л и В. Как видим, эти силы стали меньше, но вместе с тем сам противовес создает неуравновешенную центробежную силу, горизонтальные составляющие которой представлены на диаграмме заштрихованными площадками С и D. Таким образом уравновешивание инерционных сил с помощью вращающегося противовеса сводится в сущности не к уничтожению этих сил, а к замене в бблыпей или меньшей степени вертикальных сил горизонтальными. Увеличивая еще больше добавочную массу противовеса М", можно, очевидно, совершенно погасить 190

вертикальные силы Pj, направленные вдоль оси цилиндра, но при этом горизонтальные силы, создаваемые самим противовесом, соответственно увеличатся. Ясно, что наиболее целесообразно будет компромиссное решение, при котором масса противовеса М" выбирается таким образом, чтобы ею уравновешивалась примерно половина вертикальных сил инерции Pj.

Заметим, что это решение не всегда может оказаться наилучшим, так как вибрации машины зависят не только от уравновешенности самого двигателя, но и от устройства рамы, передней вилки и способа подвески мотора. В одних случаях вибрации, вызываемые остатком неуравновешенных сил, более ощутимы в вертикальном направлении, чем в горизонтальном, — тогда будет выгоднее увеличить массу противовеса Ме, чтобы погасить большую часть вертикальных сил Р]} например, не половину, а две трети и т. п. В других случаях может иметь место обратное соотношение. Решить этот вопрос аналитически нельзя. Поэтому окончательная балансировка двигателя производится экспериментально, после установки его на раму.

Рассмотрим теперь, на основании высказанных соображений, возможные способы уравновешивания различных типов мотоциклетных двигателей.

Уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Обозначим вес вращающихся частей двигателя через Ов , вес прямолинейно движущихся частей через Сп и радиус кривошипа через г. Тогда вес противовеса, необходимого для уравновешивания центробежной силы вращающихся частей при любом числе оборотов и:

О' = 0,

где г' — расстояние центра тяжести противовеса от оси коленчатого вала. При / = г

G' = GB.

Вес G' распределяется поровну на оба маховика, и вопрос об уравновешивании центробежной силы этим полностью разрешается.

Обратимся к силе инерции прямолинейно движущихся частей.

Максимальное значение этой силы в верхней мертвой точке:

Р1=^°" •r(1+X>i

в нижней мертвой точке:

-Pl-^O-Tv-^-

Если для частичного уравновешивания этих сил взять добавочный противовес, вес которого, приведенный к радиусу кривошипа G” = — , то создаваемая им центробежная сила

|,р"( п V п" . г — ( —Y• -п- • г •

<30 } и г~ <30 )2

Остаток неуравновешенных сил в в. м. t.i

В нижней м. т.:

-рАР>^о„.г^-ку

Промежуточные значения могут быть найдены построением полярной диаграммы, подобной рис. 142-//.

Можно дополнительный противовес G" сделать больше ^-, а именно таким, чтобы создаваемая им центробежная сила уравновешивала ^ максимального значения Р; в в. м. т.

Тогда

(^•'^'■w»

Отсюда

G" = y. О„ ■(!+>■)■

При тех значениях X, которые употребительны в мотоциклетных двигателях:

О"~0,63Оп.

Возьмем конкретный пример. Пусть вес прямолинейно движущихся частей Оп = 0,6кг; вес вращающихся частей Gb=0,4k?, г =0,04 л; х = у4.

Число оборотов можно взять произвольное. Примем п = 3000 об/мин., что удобно для вычислений. Тогда (-^)2 = 10 000.

Для уравновешивания центробежной силы вращающихся частей нужен противовес, вес которого, приведенный к радиусу г, равен G'= = GB = 0,4 кг.

Для уравновешивания силы Pj надо взять дополнительный противовес О" = ЧйОп =0,3 кг, илиО" — 1/^ (14-Х) = 0,375 кг— 0,38.

Создаваемая им центробежная сила при 3000 об/мин. в первом случае:

Р" = ю 000.0,3 • 0,04 = 120 кг;

во втором случае:

Р" = 10 000 - 0,375 • 0,04 = 150 кг.

Силы инерции в верхней и нижней мертвых точках:

Pj= 10 000-0,6.0,04(1 +74) = 300 кг,

—Р,= 10 000 - 0,6-0,04(1 — VJ = 180 кг.

Остаток неуравновешенных сил в мертвых положениях: вмтнмт

при О" = 0,3 кг 300—120= 180 кг 180 —120 = 60 кг

, С" = 0,38кг 300- 150= 150 кг 180- 150 = 30 кг.

т. е. во втором случае вертикальные неуравновешенные силы значительно меньше, но зато сам противовес создает неуравновешенные центробежные

192

диаграммыдиаграммырезультаты следует на-результаты следует на-силы, горизонтальные составляющие которых в' первом случае не превосходят 120 кг, а во-втором достигают 150 кг. Наглядное представление о вертикальных и горизонтальных силах инерции, остающихся неуравновешенными в обоих случаях, дают полярные на рис. 143.

диаграммы

диаграммы

результаты следует на-

результаты следует на-

Для мотоциклетных двигателей более благоприятные дает обычно второй способ уравновешивания, с которого и

450450<80<80450450120120ииРис. 143. К примеру уравновешивания одноцилиндрового двигателя.Рис. 143. К примеру уравновешивания одноцилиндрового двигателя.

450

450

<80

<80

450

450

120

120

и

и

Рис. 143. К примеру уравновешивания одноцилиндрового двигателя.

Рис. 143. К примеру уравновешивания одноцилиндрового двигателя.

Чйнать с тем, чтобы впоследствии, при испытаниях построенного мотоцикла, иметь возможность облегчать противовес удалением некоторой части металла, если это окажется нужным.

Итак, общий вес противовесов, приведенный к радиусу кривошипа: G'4- G" = 0,4 + 0,3== 0,7 кг, или G' + G" = 0,4 4-0,38 = 0,78 кг.

Конструктивное оформление их рассмотрено выше, в § 38.

Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя

В V-образном двигателе вес поступательно-движущихся частей Gn в каждом цилиндре составляется попрежнему из веса комплекта поршня Н~вес части шатуна Му приведенной к верхней головке. К врашаю- Щимся же частям в данном случае относятся приведенные массы 2^ °боих шатунов, надетых нижними головками на общую цапфу. Будем попрежнему обозначать вес вращающихся частей через GB .

Как и в одноцилиндровом двигателе, вращающиеся части создают постоянную центробежную силу

к°торая может быть полностью уравновешена соответствующим проти- в°весом О'.

19319313

193

193

А. М. Иерусалимский. 913.

Что касается сил инерции, вызываемых поступагедьно-движущимися массами в каждом цилиндре, то в любом положении кривошипа они направлены параллельно осям цилиндров и, складываясь между собой дают некоторую равнодействующую, которая проще всего определяется графически. Пусть, например, цапфа кривошипа находится в точке л на рис. 144. В этом положении угол отклонения кривошипа от оси

первого цилиндра равен ап а от оси второго цилиндра равен а2, причем а2 = ах — у, где у— угол между осями цилиндров. Силы инерции Р, и Рп, действующие на общую цапфу, направлены параллельно осям / и II. Величина их может быть вычислена по общему уравнению:

^•^(lo)1 Gn 1 r (COS +

4- X cos 2a),

в котором вместо a должно быть подставлено для цилиндра I значение ар а для

цилиндра // значение а2.

Можно найти величины Р, и Рп также и по диаграмме (рис. 72) для соответствующих углов поворота. Сложив их по правилу параллело- грама, найдем равнодействующую R.

Пример. Пусть угол между осями цилиндров у = 45°; а, = 70° и, следовательно, «2 = 70 — 45 = 25°. Остальные данные оставим те же, что и в § 41, т. е Gn = 0,6 кг, г == 0,04 лц п = 3000 об/мин. и 1 = 1/4.

Тогда: 1 '

Р{ =10 000-0,6.0,04(cos 70° + l/4cos 140°) = 36,2 кг.

Ри =10 000-0,6.0,04 (cos 25° + 1/4 cos 50°) = 256 кг.

Построив по ним параллелограм с острым углом у = 45°, найдем Я=280 кг •).

аправление R, вообще говоря, не совпадает с вертикальной осью двигателя. Исключение составляют точки О' и О", лежащие на концах диаметра, делящего пополам угол у. При положении цапфы кривошипа этих точках Рг =РП, и равнодействующая их направлена вертикально вверх или вниз по радиусу кривошипа.

На основании этих соображений может быть построена полярная диаграмма сил инерции для V-образного двигателя, представленная на рис. 145.

to'-to'-—з—з9'9'ЦЦвес вращающихся вместе с цапфойвес вращающихся вместе с цапфойсил инер-с угломсил инер-с угломРис. 145. Полярная диаграмма ции V-образного двигателя 7 = 60°.Рис. 145. Полярная диаграмма ции V-образного двигателя 7 = 60°.

to'-

to'-

—з

—з

9'

9'

Ц

Ц

вес вращающихся вместе с цапфой

вес вращающихся вместе с цапфой

сил инер-

с углом

сил инер-

с углом

Рис. 145. Полярная диаграмма ции V-образного двигателя 7 = 60°.

Рис. 145. Полярная диаграмма ции V-образного двигателя 7 = 60°.

Внутренний круг ее, как и раньше, изображает центробежную силу создаваемую вращающимися частями. Круг этот разделен на 12 равных частей и в каждой точке 0, 1, 2, 3 и пр. произведено построение, поясняемое рис. 144.

Соединив концы всех равнодействующих R^ R^ R^ и др., получим замкнутую кривую, радиусы-векторы которой изображают суммарные силы инерции РцЦ-Р;. Диаграмма показывает, что в данном случае мы можем значительно увеличить вес противовеса G', не вызывая неуравновешенных горизонтальных сил, как в одноцилиндровом двигателе. Действительно, увеличив вес G' настолько, чтобы создаваемая им центробежная сила выразилась радиусом второго круга, начерченного пунктиром, мы уравновесим, очевидно, не только центробежную силу вращающихся частей но и значительную долю сил инерции прямолинейно движущихся0*

масс. Останется неуравновешенной только часть инерционных сил, за- | ключенная между внешней кривой и I пунктирным кругом. (Отсчитывать величину этих остатков здесь надо не по вертикалям, как на рис. 142 ‘ и 143, а по направлению радиу- 1 сов-векторов). Можно пойти и еще несколько дальше, т. е. еще увеличить добавочную массу противовеса, но при этом соответствующий ему круг будет, как и в одно- L_ цилиндровом двигателе, выходить

за пределы кривой Р/4-Рп, т. е. появляются неуравновешенные горизонтальные силы. Обычно дополнительный противовес G" делают равным весу комплекта поршня Gn одного цилиндра. Таким образом, общий вес противовеса, ‘Приведенный к радиусу г.

G'4-G" = GB + Gn.

Например, если вес поступа- тельно-движущихся масс одного Цилиндра Gn = 0,6 кг и общий

Частей GB = 0,55 кг, то противовес, отнесенный к радиусу кривошипа, будет 0,6 4-0,55= 1.05 кг. Этот вес распределяется поровну на оба ; Маховика.

Диаграмма рис. 145 построена в предположении, что угол между осями цилиндров у= 60°. Чем больше этот угол, тем более кривая Ё^ + ^п приближается по своей форме к окружности. При угле у=90° ! °на весьма мало отличается от окружности и, следовательно, в этом ^учае можно почти совершенно уравновесить силы инерции вращаю- Шимся противовесом. Двигатели этого рода уравновешиваются не хуже Чем линейные четырехцилиндровые. Тем не менее угол между осями

цилиндров не делают больше бО'1, так как за этим пределом затрудняется помещение двигателя и других приборов в габаритах рамы (Кроме того при зажигании от магнето интенсивность искры в одном цилиндре при большом угле у значительно слабее, чем в другом.)

Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежа щими цилиндрами

В двигателях этого рода силы инерции в любом положении криво- шипа направлены в противоположные стороны и равны по абсолютной величине, следовательно, создают пару, момент которой

М^а^Р^Р^,

где а—расстояние между осями цилиндров (рис. 146).

Если бы оси цилиндров совпадали, т. е. а = 0, то и М7=0, т. е. двигатель был бы совершенно уравновешен.

Однако совпадение осей обоих цилиндров может быть достигнуто здесь только ценою значительных конструктивных усложнений, от которых обычно предпочитают отказаться. Вместо того на концах вала помещают два противовеса, вращение которых создает вторую пару сил

Рис. 146.Рис. 146.с плечом Ь, направленную противоположно TT^f первой. Момент этой пары будет, конечно, иметь постоянную величину (при данном числе оборотов) и потому не может полностью уравновесив пе

Рис. 146.

Рис. 146.

ременный момент Mj. Однако ввиду незначительности плеча а (о предельном уменьшении которого конструктор должен позаботиться) неуравновешенный остаток момента сил Р; настолько мал по абсолютной величине, что им можно пренебречь: уравновешивание получается достаточно хорошее.

Вес каждого противовеса, приведенный к радиусу кривошипа, определяется по формуле:

g-(g.+ + )1,

где GB и Gn — веса вращающихся и прямолинейно движущихся частей в одном цилиндре.

Например, если вес прямолинейно движущихся масс одного цилиндра Св = 0,6 кг; вес вращающихся масс одного кривошипа GB = 0,4 кг, а = 3 с .и; Ь = 6 см, то вес каждого противовеса, отнесенный к радиусу кривошипа:

G = (0,4+0,3)2=^0,350 кг.

При этом момент, создаваемый центробежными силами кривошипов, уравновешивается полностью. Кроме того, уравновешивается полусумма максимальных моментов сил инерции Pj в в. м. т. и н. м. т.

196

с параллельнымис параллельнымиЛегко видеть, что, удвоив подобный кривошипный механизм, т. е. применив четыре цилиндра по типу Цюндапп (рис. 56, D), мы получим еще более совершенно уравновешенный двигатель, так как не только силы инерции 1-го и 2-го порядка, но и моменты их будут в значительной мере погашаться без всяких противовесов.

с параллельными

с параллельными

44 Уравновешивание двухцилиндрового двигателя цилиндрами

Здесь могут быть два случая: а) кривошипы составляют угол 0° и б) кривошипы разведены на 180° (рис. 147, А и 5).

В первом случае двигатель в отношении уравновешивания очевидно аналогичен одноцилиндровому с той лишь разницей, что GB и Gn представляют собой общие веса вращающихся и возвратно-движущихся частей двух кривошипных механизмов. В остальном все, сказанное в § 41, относится и к данному типу двигателя. Конкретный пример такого расположения кривошипов мы видели выше на рис. 54, причем коленчатый вал выполнен с тремя противовесами.

Во втором случае, когда кривошипы составляют угол в 180°, силы инерции Pj, действующие в каждом цилиндре, направлены в противоположные стороны, но неодинаковы по величине.

Максимальная разность их получается в положении поршней в мерт

вых точках, как показано на рис. 147, Ви равна ^^yj ^п • г • ц она всегда направлена вверх. Эта разность не может быть уравновешена вращающимися противовесами. Кроме того, силы-J-Pj и —Pj создают переменный момент с плечом а, который частично уравновешивается. С этой целью на продолжении щек кривошипов помещают два противовеса, из которых каждый равен весу'—2/3Gn. Они создают пару, момент которой направлен противоположно моменту сил Р/, вследствие чего вертикальные реакции в коренных подшипниках, во-первых, уменьшаются по абсолютной величине и, во-вторых, несколько уравниваются одна относительно другой.

Что касается центробежных сил Рц от вращающихся масс, то они образуют постоянную по величине пару с моментом Мц = Ра - а. Следовательно, их можно полностью уравновесить противовесами, расположенными также на продолжении крайних щек кривошипов и создающими момент противоположного направления.

Таким образом, общий вес каждого противовеса, приведенный к радиусу кривошипа, будет:

0 = № + 2/8Gn)f-,

гле GB и Gn относятся к одному цилиндру.

кРивощИп = 0,6 кг;кРивощИп = 0,6 кг;

кРивощИп = 0,6 кг;

кРивощИп = 0,6 кг;

Например, если вес вращающихся частей одного Qg = 0,4 кг, вес прямолинейно движущихся частей Оп а=*7 см, 5 = 12 см, то вес каждого противовеса:

(9\

0,4-|- А .0,6 )

7

^- = 0,467 кг.

Как уже было упомянуто раньше, такое расположениеКак уже было упомянуто раньше, такое расположениеРис. 148.Рис. 148.Распределение одноцилин-Распределение одноцилин-дрового двигателя с боковыми клапанами.дрового двигателя с боковыми клапанами.

Как уже было упомянуто раньше, такое расположение

Как уже было упомянуто раньше, такое расположение

Рис. 148.

Рис. 148.

Распределение одноцилин-

Распределение одноцилин-

дрового двигателя с боковыми клапанами.

дрового двигателя с боковыми клапанами.

колен вала применяется только для двухтактных мотоциклетных двигателей.

ГЛАВА VII

РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ

Конструктивный обзор

Распределительным механизмом называется совокупность органов обеспечивающих своевременный впуск рабочей смеси в цилиндры двигателя и выпуск отработавших газов. Сюда относятся клапаны и детали

управляющие их движением: кулаки шестерни, толкатели, пружины и разного рола промежуточные рычаги. Применение для мотоциклетных двигателей других бесклапанных типов распределительных механизмов— с возвратно-движущимися или вращающимися золотниками — имело до сих пор место только в экспериментальных двигателях *).

В настоящее время в четырехтактном двигателе применяется, как правило, клапанное распределение, в двухтактных же двигателях, как известно, особый распределительный механизм вовсе отсутствует, и функцию его выполняет сам поршень, перекрывающий при движении окна, прорезанные в стенках цилиндра.

Простейшая форма распределительного механизма с минимальным количеством деталей, а следовательно, наиболее бесшумная, легкая и одновременно дешевая, получается

при боковом расположении клапанов. Такая конструкция представлена, например, на рис. 148. Здесь короткие толкатели, снабженные тарельчатой пятой, опираются непосредственно на кулачки, без всяких промежуточных рычагов, а верхним

*) См. А. М. И е'р у с а л и м с к и й, Мотоцикл (описательный курс), Маш ГИЗ, 1946.

198

концом, имеющим регулируемую головку, нажимают на стержень клапана. Система эта зарекомендовала себя на практике очень хорошо и приме! няется теперь наиболее часто. Однако при проектировании ее оказы- вается иногда затруднительным разместить кулачковые шестерни у и 2 так, чтобы центры их совпадали с вертикальными осями толкателей или только слегка были дезаксированы (для уменьшения бокового давления толкателя на втулку). Такое затруднение как раз имеет место на рис. 148. Решение в данном случае найдено в том, что ше стерня всасывающего клапана (левая) выполнена с двойным зубчатым венцом разных диаметров. Таким образом вращение от ведущей шестеренки, сидящей на валу двигателя, передается левой шестерне и от последней, через второй зубчатый венец меньшего диаметра, — шестерне выхлопного клапана, причем кулачковые шестерни вращаются в противоположных

Рис. 150. Схема распределения одним кулачком.Рис. 150. Схема распределения одним кулачком.Рис. 151. Расположение рокеров V-образного двигателя.Рис. 151. Расположение рокеров V-образного двигателя.

Рис. 150. Схема распределения одним кулачком.

Рис. 150. Схема распределения одним кулачком.

Рис. 151. Расположение рокеров V-образного двигателя.

Рис. 151. Расположение рокеров V-образного двигателя.

направлениях. Подобное же решение задачи, применительно к двухцилиндровому двигателю, мы видим на рис. 149 (см. также рис. 52). Следует заметить, что при этом усложняется изготовление кулачковых шестерен с двойными и очень сближенными венцами разных диаметров и создается неприятное обилие зубчатых зацеплений. Надо поэтому стремиться по возможности к получению непосредственного и независимого зацепления каждой из распределительных шестерен с ведущей шестеренкой.

Введение промежуточных рычагов, так называемых рокеров, между кулачком и толкателем весьма упрощает задачу размещения шестерен и допускает в этом отношении любые варианты. Вместе с тем, применение рокеров в значительной мере устраняет перекос толкателя в направляющей втулке и связанный с этим износ. Добавление же этих несложных деталей компенсируется уменьшением числа распределительных, шестерен, как это можно видеть, например, на рис. 152 или 153, где имеется всего одна распределительная шестерня с двумя кулачками, обслуживающая оба клапана.

Можно и еще более упростить конструкцию и обойтись одним и тем же кулачком для обоих клапанов по схеме, представленной на рис. 150. В положении, изображенном на схеме, кулачок начинает нажимать на рокер А всасывающего клапана, и, следовательно, начинается открытие этого клапана. Когда кулачок повернется в положение,, 200

обозначенное пунктиром, т. е. когда точка а переместится в аХ) начнется открытие выхлопного клапана рычажком В.

Если при этом продолжительность открытия выхлопного клапана должна быть больше, чем всасывающего, то пяту рокера В делают удлиненной формы: закругленные части ее профиля соединяют дугой агЬ. Вследствие этого продолжительность открытия всасывающего клапана будет определяться углом а, выпускного — углом £.

Применение рокеров для двухцилиндровых двигателей также приводит к уменьшению числа распределительных шестерен до двух, по одной на цилиндр, причем каждая снабжена двумя кулачками.

Довольно распространена также другая, еще более простая конструкция, в которой распределение производится одной шестерней с двумя кулачками: один кулачок обслуживает оба всасывающие клапана, попеременно первого и второго цилиндра, другой — оба выпускные. Возможность такого устройства поясняется схемой на рис. 151. Цифрами / и // обозначены на схеме концы толкателей, допустим, выпускных клапанов первого и второго цилиндров. Очевидно, вращаясь вокруг оси, кулачок будет попеременно приподнимать рокеры, толкатели и соответствующие клапаны. Однако для того, чтобы открытие клапанов совершалось своевременно, необходимо согласовать центральный угол у, определяемый точками касания рокеров к начальной окружности кулачка, с углом между цилиндрами — а.

Так как кулачок вращается вдвое медленнее кривошипа, то величина этого угла

360° — а

Например, при угле между осями цилиндров 50°

К360-50.,,о

Т =5=155 •

Для всасывающих клапанов нужен второй кулачок, который помещают на общей оси с первым, и другая пара рокеров. Таким образом, весь распределительный механизм будет состоять из одной шестерни с двумя кулачками, смещенными на определенный угол х, и двух пар рокеров.

Величина угла х между осями симметрии кулачков зависит от фаз распределения и должна быть выбрана так, чтобы осуществлялось необходимое перекрытие клапанов (равное полусумме углов предварения всасывания и запаздывания конца выпуска).

При горизонтально-противоположном расположении цилиндров наиболее просто и целесообразно осуществляется распределение посредством кулачкового валика, расположенного параллельно коленчатому валу и соединенного с ним парой шестеренок с передаточным отноше- нием 1:2. Кулачки при этом могут действовать непосредственно на толкатели, без всяких промежуточных звеньев. Пример такой конструкции мы видели выше на рис. 55 (стр. 78).

При верхнем расположении клапанов распределительный механизм Усложняется и может быть выполнен в двух основных вариантах: а) Добавлением длинных толкающих штанг и верхних коромысел, дей-

201

Рис. 152. Повышенное расположение распределительной шестерни.

ствующих на стержни клапанов, причем сами распределительные шестерни и кулачки сохраняют то же расположение, что и при боковых клапанах, т. е. остаются в картере двигателя; б) перенесением всего распределительного механизма на головку цилиндра с приводом к нему от коленчатого вала посредством вертикального валика или цепи.

Типичная конструкция первого рода — с длинными толкателями и нижним распределением — представлена выше на рис. 48 и 49 (стр. 70).

Другая современная конструкция того же типа показана на рис. 152. Здесь интересно отметить сближенное расположение толкающих штанг,

Рис. 153. Детали распределительного механизма двигателя с верхними клапанами.

■ помещенных рядом, в плоскости, параллельной оси коленчатого вала. . Поэтому их можно заключить в одну общую трубу. Двухкулачковая распределительная шестерня сильно поднята вверх, вследствие чего толкающие штанги значительно укорочены, промежуточные же короткие толкатели совсем выброшены, так что штанги непосредственно опираются на рокеры.

Наружные концы осей распределительной и промежуточной шестерен укреплены не в крышке распределения, а в специальной опорной Плите, что придает большую жесткость установке шестерен и способствует уменьшению шума. Коромысла и пружины клапанов помешены в закрытом картере, представляющем собой отдельную отливку, укрепленную на головке на колонках. Вследствие этого общая высота головки увеличилась до 170 мм, а полная высота двигателя возросла 540 мм, что надо считать преувеличенным для двигателя 350 см (СР. рис. 48).

Детали распределительного механизма с верхним расположением клапанов изображены на рис. 153.

В целях уменьшения шума, некоторые английские заводы применяют цепной привод от двигателя к кулачковой шестерне. Пример подоб- ной конструкции приведен на рис. 154. Так же, как и в предыдущем примере, кулачковая шестерня сильно поднята вверх. Цепь приводит одновременно в действие и магнето. Натяжение ее регулируется специ-

Рис. 154. Цепной привод к распределительной шестерне.

альным демпфером. В производственном отношении такое устройство весьма выгодно, но требует высокого качества цепей.

Второй тип распределения при верхнем расположении клапанов кулачковым валиком, установленным на головке цилиндра, — был впервые применен еще в 1914 г. заводом JAP, но только с 1922— 1923 гг. эта конструкция получила распространение на спортивных мотоциклах^ Преимуществом ее является значительное уменьшение веса возвратно- движущихся частей и вызываемых ими сил инерции, так как зде отсутствуют длинные штанги, толкатели, рокеры и возвратные пружины.

Остаются только верхние коромысла и сами клапаны. При тех громадных числах оборотов (порядка 6000 и выше), с которыми работают

гоночные мотоциклетные двигатели, это преимущество имеет существенное значение: распределение совершается более точно, и мощность

двигателя несколько повышается.

Привод к верхнему кулачковому валику, как мы уже сказали, осуществляется либо вертикальным передаточным валом и коническими шестернями, либо цепью.

Обшее представление об этой конструкции дают рис. 155 и 156.

Рис. 156. Детали привода к верхнему кулачковомуРис. 156. Детали привода к верхнему кулачковомуРис.Рис.155.155.Распределение верхним валиком.

Рис. 156. Детали привода к верхнему кулачковому

Рис. 156. Детали привода к верхнему кулачковому

Рис.

Рис.

155.

155.

кулачковымкулачковымвалику.

кулачковым

кулачковым

Из них видно, что на головке двигателя укрепляется особый алюминиевый картер, внутри которого помещается на шариковых подшипниках распределительный валик с двумя кулачками; кулачки непосредственно действуют на двуплечие коромысла, открывающие клапаны. Привод от мотора осуществлен в данном случае посредством вертикаль- н°го вала и двух пар конических шестерен с общим передаточным °тношением:

I = 2.

Передаточный вал установлен на шарикоподшипниках. Конические Шестерни — на бронзовых втулках, торцевые поверхности которых

Рис. 157. Цепной привод к верхнему кулачковому валику.Рис. 157. Цепной привод к верхнему кулачковому валику.

Рис. 157. Цепной привод к верхнему кулачковому валику.

Рис. 157. Цепной привод к верхнему кулачковому валику.

воспринимают осевое давление. Чтобы правильность зацепления кони

ческих шестерен не нарушалась при нагревании цилиндра, приводный вал сделан из отдельных частей, соединенных скользящими муфтами

Другой вариант подобной конструкции представлен на рис. 157*

Здесь привод к кулачковому валу осуществлен посредством цепи.

В общем, распределение верхним кулачковым валиком представляет собой дорогую конструкцию, требующую весьма точного изготовления и тщательной сборки, и применяется исключительно для спортивных

машин.

После этих общих замечаний, касающихся конструкции распределительного механизма, перейдем к рассмотрению отдельных его деталей.

Клапаны

Формы клапанов мотоциклетных двигателей вполне уясняются из воспроизведенных в книге разрезов двигателей (рис. 47, 48, 49, 52 и др.).

В общем, как видно из чертежей, клапан состоит из тарельчатой головки и более или менее длинного стержня. Стержень пропускается через направляющую втулку, вставленную в цилиндр, головка же обтачивается на конус под углом в 45° (иногда 30°) и пришлифовывается к седлу головки или цилиндра, имеющему такой же скос. Для закрепления упорной шайбы клапанных пружин на конце стержня делают коническую

выточку, в которую вкладывается состоящий из двух отдельных половинок конический замок. Снаружи на него надвигается упорная шайба, прижимаемая пружиной. Прежний способ закрепления шайбы сквозной поперечной чекой (рис. 148) в настоящее время почти совершенно оставлен, как более сложный в производственном отношении и в большей степени ослабляющий сечение стержня.

Форма головки клапана может быть плоской или слегка выпуклой. Переход от нее к стержню должен быть выполнен в виде плавного закругления по пароболе или по дуге круга как для получения хорошей обтекаемости клапана струей газа, так и по соображениям прочности, чтобы избежать коробления клапана при высокой температуре.

Весьма выгодную в этом отношении форму представляет так называемая тюльпанная головка, которая часто применяется для всасывающих клапанов. Она дает возможность осуществить наиболее плавный переход к стержню без увеличения веса. Как утверждает К. Ридль: яПри одинаковом подъеме тюльпанный клапан с головкой малого диаметра дает лучшее наполнение цилиндра, нежели клапан с большой головко , но с малым радиусом закругления от головки к стержню".

Размеры клапанов определяются преимущественно конструктивными возможностями. Так как подъем клапана ограничен довольно узкими

пределами — не больше 8 мм (во избежание больших инерционных сил, а при верхних клапанах — также возможных ударов головки клапана о поршень), то диаметр клапана стремятся делать настолько большим, насколько позволяет наличие места в" камере сгорания.

Ориентировочно диаметр клапана: d = 0,5— 0,6 D, где D — диаметр цилиндра.

Изучение выполненных конструкций дает следующие размеры:

При объеме цилиндра . . . . 250 см3 350 см3500 см3

Диаметр клапанов 32—38 мм38—40 мм40—45 мм.

Рис. 158. Время-сечение клапана.Рис. 158. Время-сечение клапана.I Следует, однако, заметить, что сам по себе большой размер клапана I не гарантирует еще успешности наполнения и очистки цилиндра: немаловажное значение в этом отношении имеет быстрота его открытия и закрытия, определяемая профилем кулачка. Действительно, площадь клапанной щели не остается постоянной при движении клапана, а непрерывно изменяется от нуля до некоторого максимума и затем снова до нуля в течение строго определенного промежутка времени.

Рис. 158. Время-сечение клапана.

Рис. 158. Время-сечение клапана.

Это изменение пло- щади свободного прохода газов через клапан можно представить графически, если отложить на оси абсцисс в определенном масштабе время открытия клапана от начала подъема

клапана в момент tv до посадки его в момент /2 (или пропорциональные времени углы поворота кулачка), а по оси ординат соответствующие площади клапанной щели / (или пропорциональные ей подъемы клапана) — рис. 158.

Площадь F, ограниченная кривой и осью абсцисс, выражается, как

■ известно, таким образом:

б

Величина этого интеграла представляет собой сумму всех мгновен- брных значений переменной площади клапанной щели за время /2 — tx и носит название время-сечение клапана. Если площади / выра- жены в см?, а время в секундах, то время-сечение выразится в см^сек. Очевидно, этот параметр наиболее полно характеризует распределительный орган, так как учитывает одновременно не только площадь свободного прохода для газов, но и продолжительность ее открытия. Ясно, что клапан будет оказывать тем меньшее сопротивление протеканию газов, чем больше его время-сечение. Но последнее зависит, как Мы видим, не только от площади прохода, определяемой диаметром клапана, но и от времени. При более быстром подъеме клапана кривая его открытия пошла бы круче, как показано пунктиром на рис. 158, и площадь, ограниченная ею, т. е. время-сечение, была бы больше при ,°Дном и том же диаметре клапана и высоте его подъема.

ч Заметим также, что при одних и тех же геометрических размерах клапана время-сечение будет иметь различную величину не только в зависимости от характера подъема клапана (т. е. профиля кулачка), но и от числа оборотов, так как с увеличением числа оборотов длительность открытия клапана сокращается, а следовательно, уменьшается и время-сечение.

Как бы то ни было, увеличение диаметра клапана остается главным средством в руках конструктора для получения максимального времени сечения, так как силы инерции ставят довольно жесткий предел быстроте подъема клапана, и профиль кулачка всегда приходится строить так, чтобы не вызывать слишком больших ускорений, т. е. производить подъем и посадку клапана более или менее плавно.

С увеличением диаметра клапана возрастает и его вес, а следовательно, при прочих равных условиях, и силы инерции. При большом числе оборотов это влечет за собой необходимость усиления пружин (во избежание отрыва толкателя от профиля кулачка), что связано с увеличением их размеров, которые могут оказаться конструктивно неудобными. В таких случаях в быстроходных двигателях нередко удваивают число клапанов, что позволяет при том же или даже несколько большем времени-сечении обходиться более слабыми пружинами. Кроме того, при малом диаметре клапана головка менее склонна коробиться при высокой температуре.

При проектировании двигателя размеры клапанов выбираются по конструктивным соображениям и устанавливаются чертежом, профиль же кулачка строится с таким расчетом, чтобы при наименьших ускорениях получить наибольшее время-сечение*).

Размеры всасывающего клапана проверяются по средней скорости газа в проходном отверстии клапана при полном его подъеме, которая является удобным и достаточно проверенным на практике критерием для оценки процесса всасывания.

Обозначим через Рп— площадь поршня, -уср— среднюю скорость поршня, /к — площадь кольцевой щели при полном подъеме клапана и -ук— скорость газа, протекающего через клапан, и цн— коэфициент наполнения.

Объем газа, всасываемого в единицу времени поршнем в цилиндр, выразится произведением т)н • Рп • уср; объем газа, протекающего в то же время через клапан, — произведением /к-Фк- Оба эти объема должны быть равны:

^к = Vv-Pcp.

Откуда

v — ^п^£2 .

J к

В этом равенстве площадь поршня Рп = ^~ , где D — диаметр ии линдра, средняя скорость поршня 'УСр = "з^ ^/сек., где S — ход пор шня и п— число оборотов.

*) Построение профилей кулачков см. в § 48.

В этой формуле в метрах. При угле иной, а именноВ этой формуле в метрах. При угле иной, а именно

В этой формуле в метрах. При угле иной, а именно

В этой формуле в метрах. При угле иной, а именно

Определим площадь проходного сечения /к. Как поясняет рис. 159,।

gTa площадь представляет собой боковую поверхность усеченного конуса с образующей йе, которая всегда меньше вертикального подъема клапана к. Если угол фаски седла клапана — а, то Нй = к • cos а.

При а = 45° получим

Ае = к-cos 45° = 0,707-h.

Таким образом, площадь/к — к • и/Ср ‘кч = 0,707 ie«dkcp, rnedcp—сред- ний диаметр клапана в см, равный —^~ •

Подставляя все эти значения в написанное выше уравнение, найдем следующее выражение для скорости газа в клапане:

1 D2.S-n ,= М^К'

D, dcp и к должны быть выражены в см и 5 седла клапана в 30° коэфициент формулы будет т. е. скорость газа

дополучается несколько меньше при тех же размерах клапана.

В двигателях, предназначенных для серийных дорожных машин, средняя ско- Крость всасываемой смеси -ук не должна превышать 55—60 .м/сек. при нормальном эксплоатационном режиме — 2500 — 3000 об/мин.

В спортивных двигателях допустимы

более высокие значения скорости всасы-рис ]§д.

вания — порядка 100—110 лг/сек. при ■ числе оборотов, соответствующем максимальной мощности. 1 стороны, при желании иметь устойчивую работу на малых минимальная скорость всасываемой смеси не должна быть ниже 25 —

I 30 л/сек. во избежание конденсации топлива в трубопроводе.

Диаметр выхлопного клапана делают, как правило, равным диа- метру всасывающего, иногда—несколько меньше всасывающего, что | 5 дает возможность увеличить размеры всасывающего клапана и таким I L образом улучшить наполнение цилиндра. ■ Высота подъема клапанов Л = 6—8 мм.

Размер образующей фаски клапана 6 = ^^ определяется следующими соображениями. При малых значениях b облегчается достижение I герметичности клапана и его самоустановки в гнезде, но вместе с тем Увеличивается удельное давление и, следовательно, износ седла, I и затрудняется отвод тепла от головки клапана к стенкам цилиндра.

| Последнее особенно важно для выхлопных клапанов, не охлаждаемых 1 струей свежего заряда. Поэтому меньше 1,5 мм размер b делать не ■ .следует. С другой стороны, нет надобности и увеличивать его сверх 2j5 мм, чтобы не утяжелять клапан. В этих пределах обычно и заклю- ■ бается величина Ъ.

А. М. Иерусалимский. 913.209

Высота цилиндрической части головки с см 1 мм.

Диаметр стержня клапана составляет — ^ d.

Проверка всех этих размеров расчетом на прочность не представляет интереса, так как при высоких качествах сталей, идущих на изготовление клапанов, запас прочности получается свыше десятикратного.

Сталь для клапанов, помимо высоких механических свойств, должна хорошо противостоять действию высокой температуры, не теряя своей крепости при нагреве около 700°С и не давая окалины. Этим требованиям в наибольшей степени удовлетворяет так называемая с и л ь х р о- мовая сталь с содержанием 2,5—3,5% кремния и 8—9% хрома.

Этот род1 стали и является в настоящее время основным материалом для клапанов.

В целях взаимозаменяемости оба клапана делают обыкновенно из одного материала, хотя для всасывающего клапана могут быть применены и менее стойкие стали, например, никелевые или хромоникелевые.

Направляющие втулки клапанов изготовляются из серого чугуна и запрессовываются в цилиндр с некоторым натягом. Нет надобности ставить их на резьбе, так как трением и давлением пружин они достаточно надежно удерживаются на месте. Они могут быть отлиты также за одно целое с цилиндром (рис. 79).

Клапаны форсированных двигателей изготовляют из хормоникельволь- фрамовой стали, например, в Англии широко применяется для этой цели сталь КЕ-965 следующего химического состава: С—0,41%; Si—0,92%; Мп—0,79%; Ni—14,7%; Сг—14,0%; W-2,07%.

Чтобы устранить всякую возможность перекоса клапана и уменьшить износ, а также для улучшения теплоотвода, втулка должна быть достаточно длинной и охватывать стержень почти до головки клапана. Большое практическое значение имеет защита направляющих втулок от пыли, а также их смазка, которая в настоящее время выполняется обычно автоматически, путем подвода масла по специальным трубочкам. Зашита втулок от пыли осуществляется при боковых клапанах устройством крышек или телескопических кожухов, окружающих наружные части клапанных стержней и пружин (рис. 55, 148 и др.). При верхних клапанах весь клапанный механизм помещается в закрытом кожухе на головке цилиндра, как мы видели это выше на рис. 86.

Толкатели, рокеры и коромысла

Толкатели мотоциклетных двигателей могут либо непосредственно опираться на кулачок, либо—через промежуточный рычажок—рокер.

В первом случае нижний конец толкателя выполняется в виде плоской тарелки (рис. 148), башмака (рис. 55) или снабжается роликом (рис. 52 и 149).

При набегании кулачка на толкатель последний испытывает значительные боковые давления, стремящиеся перекосить его в направляюще втулке.

На рис. 160 представлены три последовательных положения кулачка, действующего на плоский толкатель. Из схемы видно, что точка касан кулачка и тарелки непрерывно перемещается: в первый момент открыт

210

апана она отстоит от оси толкателя на величину а, затем это расстой* кл увеличивается до величины Ь, т. е. происходит скольжение кулачка н” тарелке в направлении от центра к периферии; далее оно начинает П еньшаться (с) и достигает нуля только при полном открытии клапана. Таким образом, почти во все время работы кулачка толкатель подвер-

Рис. 160.гается изгибающему моменту, равному последовательно Р^; Р2Ь; Р3с и пр.,Рис. 160.гается изгибающему моменту, равному последовательно Р^; Р2Ь; Р3с и пр.,который и создает перекос толкателя и боковое давление в направляющей. Для выхлопного клапана этот момент имеет наибольшую вели

Рис. 160.

гается изгибающему моменту, равному последовательно Р^; Р2Ь; Р3с и пр.,

Рис. 160.

гается изгибающему моменту, равному последовательно Р^; Р2Ь; Р3с и пр.,

чину в первый момент открытия клапана, так как при этом кулачок

должен преодолеть, кроме натяжения пружины, еще давление газов в цилиндре (5—бкг/сл/2) и инерцию клапана и толкателя. При дальнейшем подъеме клапана этот момент будет меньше, так как сила инерции меняет знак и вычитается из силы пружины, а главная нагрузка — давление газов — уже &е имеет места. Поэтому хотя плечо b и возрастает, <но момент уменьшается вследствие уменьшения силы Р. Для всасывающего клапана максимальный момент может и не совпадать с началом подъема клапана и определить его можно только путем Вюлее подробного анализа сил, действующих при различных положениях кулачка. Во всяком слу- ®ае, из схемы на рис. 160 понятно, что уменьше- ?Ние плеча, на котором действуют силы Р, должно, при прочих равных условиях, сопровождаться умень- №ением изгибающего момента. Из этих соображений и прибегают нередко к дезаксации кулачка, Т. е. перенесению его центра из О в Ov Схема г

касания при этом сдвинется в том же направлении и приблизится к гНентральной оси толкателя, значит, плечо а' станет меньше а. Это относится и к другим положениям кулачка.

При роликовом толкателе боковое давление также неизбежно, что *идно из схемы на рис. 161. Давление кулачка R направлено по радиусу Ролика, проведенному в точку касания — а. Разложение силы R во всех Положениях (за исключением полного подъема клапана) дает горизонтальную составляющую Q. При дезаксации кулачка точка касания переме-

211

стилась бы в Ь, т. е. ближе к оси толкателя, И боковое Давление выра. зилось бы вектором Qt < Q.

В общем, устранить полностью перекос толкателя этими мерами нельзя.

В более благоприятных условиях в этом отношении работают толкатели при наличии рокеров.

Правда, и здесь неизбежно некоторое скольжение конца толкателя по поверхности рокера, так как последний движется по дуге, а следовательно, и в этом случае будет возникать боковое давление. Однако его можно свести почти к нулю, если придать рокеру достаточную длину и расположить его ось таким образом, чтобы точка касания толкателя совпадала с его центральной осью при подъеме клапана на 7г его хода (рис. 162). Это относится и к верхним коромыслам. В обоих случаях радиус качания R следует делать не меньше 35 мм.

При соблюдении этих условий можно считать толкатели практически разгруженными от бокового давления, поэтому диаметр их может быть допущен минимальный. Обыкновенно его делают равным диаметру стержней клапанов, следовательно, одинаково напряженным с последними на сжатие.

Что касается толкателей с плоской тарелкой или с роликом, то для сохранения втулок от износа необходимо увеличивать диаметр толкателя настолько, чтобы максимальное давление у концоз втулки не превосходило-~ 30 кг. Пои этом диаметр толкателя доводят иногда до размеров тарелки, что обеспечивает минимальный износ. Впрочем, при роликовых толкателях диаметр приходится значительно увеличивать и по чисто конструктивным причинам: для того чтобы ролик выполнял свое назначение и не скользил по поверхности кулачка при большом числе оборотов, надо, чтобы диаметр его был достаточно велик — от г/2 до2/з диаметра начальной окружности ' кулачка, т. е. в среднем около 20 л<ж. В связи с этим необходимо дать достаточные размеры и толкателю, по крайней мере нижней его части. На рис. 52 видны некоторые другие детали этой конструкции. Чтобы предохранить толкатель от поверты <ания во время работы, концы оси ролика удлинены и выступают снаружи толкателя; на них запилены плоскости, которыми они скользят в вертикальных прооезях, сделанных в стенках направляющей втулки.

Напротив, для тарельчатого толкателя повертывание вокруг осИ является желательным, чтобы износ распределялся равномерней, и это 212

повертывание вызывают искусственно, смещая тарелку относительно кулачка так, чтобы давление на нее действовало эксцентрично.

Толкающие штанги, применяемые при верхнем расположении клапанов, выполняются обыкновенно для уменьшения веса трубчатыми, хотя применяются иногда и сплошные стержни диаметром 6—1 мм. Наконечники их, вогнутой или шарообразной формы, изготовляются отдельно и

припаиваются медью.

Штанги проверяются на продольный изгиб по формуле Эйлера:

где Е— модуль упругости = 2 200 000,

/—момент инерции для кольцевого сечения = 0,05 (д'4— d^ см\

J — длина штанги в см, п — запас прочности.

Нагрузка Р представляет здесь суммарную силу давления газов на клапан в момент открытия, инерции клапана и предварительной затяжки пружины, умноженную на отношение плеч коромысла.

Конструкции верхних коромысел достаточно уясняются из помещенных выше чертежей (рис. 86, 153, и др.). Они устанавливаются по большей части на гладких бронзовых подшипниках, реже на роликовых или игольчатых подшипниках. Во всех случаях должна быть обеспечена надежная смазка подшипников. Плечо, действующее на клапан, как уже было отмечено, следует делать не короче 35 мм для уменьшения скольжения конца коромысла по торцу клапанного стержня. Регулировочные штифты можно располагать на любом конце коромысла или на толкателе. Выбор местоположения их определяется соображениями

доступности.

Прочность коромысла проверяется в опасном сечении АВ (рис. 162).

Изгибающий момент — М — Р1кг-см, где Р имеет значение, указан

ное выше.

Напряжение оь = ^ кг/см2, где W—момент сопротивления сечения.

Запас прочности для всех этих деталей должен быть не меньше десятикратного, ввиду крайне неблагоприятного характера нагрузки и вызываемой ею усталости металла.

Все скользящие поверхности толкателей, рокеров, роликов и пр. подвергаются закалке и шлифуются.

Для уменьшения износа квнца клапана на него часто надевают отдельный колпачок, который подвергается цементации и закалке. Во избежание сквозной цементации толщина стенок такого колпачка должна быть около ^. мм. Твердость доводят до 52 по Роквеллу.

Фазы распределения

В быстроходных двигателях мотоциклетного типа моменты открытия и закрытия клапанов никогда не совпадают с мертвыми положениями поршня: начальный момент открытия клапана всегда устанавливается с некоторым предварением, т. е. еще до прихода поршня в соответствующую мертвую точку, посадка же клапана в его седло заканчивается с некоторым запаздыванием, после прохождения поршнем мертвого положения.

213

Такая установка фаз распределения вызывается, во-первых, чист механическими причинами: открытие и закрытие клапанов нельзя произ водить мгновенно. Напротив, необходимо в первый момент совершать подъем клапана возможно более плавно, и только затем уже, когда о сдвинется с места и приобретет некоторую инерцию движения, можно ускорять открытие более резко. Точно так же и заключительный момент посадки клапана должен быть выполняем мягко, без удара. Поэтому начиная подъем клапана точно в мертвой точке, мы фактически полу* чили бы достаточное свободное сечение с значительным опозданием, при посадке же клапан был бы фактически закрыт раньше, чем предположено т. е. период всасывания или выхлопа оказался бы урезанным с обоих концов. Во-вторых, сдвиг фаз распределения относительно мертвых точек диктуется соображениями лучшего наполнения и очистки цилиндра. Как мы видели выше (§45), всасывание смеси происходит с громадной скоростью, доходящей до 100 и больше л/сек; В момент захлопывания всасывающего клапана этот газовый поток не может быть остановлен мгновенно, вследствие чего под головкой клапана произойдет уплотнение газа и повышение давления. Следовательно, если в следующий момент клапан будет снова открыт, то смесь двинется в цилиндр, хотя поршень еще и не присасывает ее, и хотя в цилиндре имеется в этот момент несколько повышенное над атмосферным давление.

Эта инерция газовой струи может быть, очевидно, использована для наполнения и в конце всасывания, если держать клапан открытым некоторое время после прохождения поршнем нижней мертвой точки. Чем больше число оборотов, тем больше и скорость всасываемой смеси и, следовательно, тем дольше можно держать клапан открытым, не опасаясь выталкивания заряда обратно во всасывающую трубу. Аналогичные условия создаются и в конце выхлопа, протекающего с еще большей скоростью: при открытом выхлопном клапане продукты сгорания будут продолжать по инерции уходить наружу, несмотря на то, что поршень начинает новый ход и уже не выталкивает их из цилиндра.

Чтэ касается предварения выхлопа, то оно вызывается необходимостью заранее понизить давление в цилиндре к началу обратного хода поршня, так как иначе он испытывал бы большое противодавление (порядка 3—4 KijcM^, что сопровождалось бы значительной потерей мощности.

Вблизи верхней мертвой точки оба клапана оказываются открытыми одновременно, так как всасывающий открывается до прихода поршня в в. м. т., а выхлопной закрывается после в. м. т. Получается таким образом перекрытие клапанов. Как далеко может простираться это перекрытие, показывают примеры некоторых форсированных мотоциклетных двигателей, рассчитанных на 5500—6000 об/мин. Так, у мотоцикла Велосет (Velocette) 350 м3, мод. МАР, угол предварения всасывания составляет 48° и запаздывание выхлопа 70°, т. е. перекрытие клапанов 48° +70°= 118°.

У двигателя М-72 соответствующие фазы составляют 76е и 52 , что дает в сумме 128°, хотя этот двигатель не относится к числу фор' сированных и развивает максимальную мощность при 4600 об/мин.

Для объяснения явлений, происходящих во время перекрытия клапанов, было предложено не мало теорий, из которых некоторые допускают даже попадание выхлопных газов во всасывающую трубу, считая, что 214

эТо не может иметь вредных последствий ввиду незначительности вре- лени-сечения всасывающего клапана в период перекрытия и, следовательно, ничтожного количества газов, успевающих проникнуть во всасывающий трубопровод. Приведенные выше величины перекрытия, пови-

1 димому, говорят против этих соображений. Правильнее, по нашему мне- ■ 11ИЮ> предположить, что отходящие газы совсем не могут проникать во [ всасывающую трубу в силу большой инерции, принуждающей их следовать пэ установившемуся течению.

I Как бы то ни было, практика подтверждает благоприятное влияние г перекрытия клапанов на работу двигателя.

Наивыгоднейшая установка фаз распределения определяется целым рядом факторов: многооборотностью двигателя, его назначением, расположением клапанов и свечи, конструкцией камеры сжатия, условиями карбюрации и сгорания топлива. Поэтому окончательный выбор фаз распределения может быть произведен только экспериментально, вовремя предварительных лабораторных испытаний двигателя. Попытки подойти к решению этого вопроса чисто аналитически, на основании теплового расчета и теории истечения газов, совершенно ненадежны.

При проектировании двигателя задаются некоторой средней распределительной характеристикой по аналогии с выполненными конструкциями*).

Для нормального транспортного мотоцикла с боковыми клапанами можно принять как среднюю предварительную характеристику (см. рис. 163, Л):

Открытие всасывающего клапана . . 10° до в. м.т. (или 1% по ходу поршня) Закрытие ,„. . 50е после н. м. т. „ 140/0 „

Открытие выхлопного клапана . . .55°' до н.м.т. „ 17% „„„

Закрытие ,,... 20° после в. м. т. „ 4% „

С целью иметь одинаковые профили кулачков для обоих клапанов часто применяют у серийных машин одинаковые фазы распределения для всасывающего и выпускного клапанов, например 10°—50°—50°—10° (первые две цифры относятся к всасывающему клапану, последние — к выхлопному).

В двигателях с верхними клапанами, рассчитанных на работу с повышенным числом оборотов, можно допустить более значительные отклонения от мертвых положений поршня.

Для двигателей этого типа можно принять в среднем следующие Фазы (рис. 163, В):

Открытие всасывающего клапана .Закрытие „„Открытие выхлопного клапана . .Закрытие .„. .Открытие всасывающего клапана .Закрытие „„Открытие выхлопного клапана . .Закрытие .„. .. 20° до в. м. т. (или 4% по ходу поршня)

Открытие всасывающего клапана .

Закрытие „„

Открытие выхлопного клапана . .

Закрытие .„. .

Открытие всасывающего клапана .

Закрытие „„

Открытие выхлопного клапана . .

Закрытие .„. .

. 55° после н.м.т.„17%„„

. 60° до н. м. т.„20%„

. 25° после в. м т.,6%,,„

При регулировке двигателя во время испытаний следует иметь в виду, что изменение работы распределения при одном и том же профиле кулачков

см ^^"Ределительные характеристики современных мотоциклетных двигателей • Мотоциклетный справочник.

шестерен но также изменением диаметра ролика толкателя опорной поверхности рокера. Увеличение ихшестерен но также изменением диаметра ролика толкателя опорной поверхности рокера. Увеличение ихРис. 163. СредниеРис. 163. Средние

шестерен но также изменением диаметра ролика толкателя опорной поверхности рокера. Увеличение их

шестерен но также изменением диаметра ролика толкателя опорной поверхности рокера. Увеличение их

Рис. 163. Средние

Рис. 163. Средние

может быть достигнуто he только перестановкой кулачковых на тот или иной угол, — -~"

или радиуса кривизны

распределительные характеристики мотоциклетных двигателей.распределительные характеристики мотоциклетных двигателей.

распределительные характеристики мотоциклетных двигателей.

распределительные характеристики мотоциклетных двигателей.

увеличивает и время-сечение клапанов. Изменение зазора между толкателем и клапаном также влияет на фазы распределения.

Каких результатов можно добиться в смысле повышения мощности двигателя и экономии горючего путем изменения фаз распределения, наглядно показывает рис. 164.

Обе кривые Ме относятся к одному и тому же двигателю, работавшему на одном и том же топливе с одинаковой степенью сжатия

216

(были изменены только диаметр всасывающей трубы для кривой /0 l1/,/, для кривой II—0 Р/а"» и опережение зажигания).

V’V’Надо заметить, что фазы распределения задаются для холодного двигателя. Во время работы двигателя они всегда несколько изменяются, так как зазор между толкателем и клапаном не сохраняет своей величины вследствие расширения деталей кривошипного механизма. У верхнеклапанных двигателей зазор обычно увеличивается при нагреве двигателя, у двигателей с боковыми клапанами он может изменяться в обе стороны в зависимости от того, какой из двух факторов — удлинение цилиндра ‘или удлинение клапана — является преобладающим. В частности, например, у двигателя М-72 зазоры увеличиваются при нагреве двигателя, вследствие чего двигатель работает фактически с значительно меньшим предварением начала всасывания и выхлопа, чем это можно предполагать по его распределительной характеристике, относящейся к холодному двигателю.

V’

V’

Профили кулачков

Профиль кулачка должен удовлетворять следующим основным требованиям: а) определяемое им время-сечение клапана (рис. 158) должно быть возможно больше; б) ускорения (или замедления) движения клапана не должны превосходить известного предела, так как иначе для противодействия силам инерции понадобятся очень сильные пружины, которые увеличивают механические потери и нежелательны по чисто конструктивным причинам; в) кулачок должен быть достаточно прост в производственном отношении; с этой точки зрения наиболее удобны выпуклые профили, состоящие из дуг и прямых линий; они и применяются обычно на практике; профили, имеющие вогнутые участки кривой, могут быть отшлифованы только в том случае, если радиус имеющихся в наличии шлифовальных камней меньше минимального радиуса кривизны соответствующего участка профиля.

Для построения профиля кулачка должны быть заданы: 1) фазы распределения, 2) высота подъема клапана h, 3) зазор (?) между толкателем и клапаном, 4) отношение плеч рокеров и верхних коромысел (при верхних клапанах), 5) радиус ролика или скользящей поверхности рокера (в случае толкателя с плоской тарелкой этот радиус равен бесконечности).

Подъем клапана начинается в точке а и заканчивается в точке b (рис. 165). Соответствующий угол поворота кулачка а определяется заданными фазами распределения.

Если предварение открытия клапана — А0 и запаздывание закрытия его — 5°, то

А° + В°4-180°

так как кулачок вращается вдвое медленней, чем кривошип. Например: всасывающий клапан открывается за 20° до в. м. т. и закрывается, когда кривошип повернется на 50°, пройдя н. м. т.

Угол кулачка а = 20±5у-№ = 125°30'.

Подъем толкателя начинается заранее, в точке с и заканчивается после посадки клапана, в точке d. Величина утла кулачка у, необхо-

димого для подъема толкателя на высоту зазора е, зависит от профиля кулака на участках ас и bd и от величины зазора.

Величина зазора между толкателем и стержнем клапана: при боковых клапанах 0,1—0,15 мм, при верхних клапанах — вдвое меньше.

Рис. 165.Рис. 165.Рис. 166.Рис. 166.

Рис. 165.

Рис. 165.

Рис. 166.

Рис. 166.

Многие заводы рекомендуют при верхних клапанах зазор, равный 0 так как высота цилиндра при нагреве увеличивается в большей степени, чем длина толкающих штанг, остающихся почти холодными, и следовательно, зазор не может уменьшиться во время работы двигателя, Полный угол кулака р —а+2у.

Высота кулака (Ат) при непосредственном действии его на толкатель равна высоте подъема клапана (А) плюс зазор;

Кт = к-^е.

При наличии рокеров и верхних коромысел должно быть учтено отношение плеч рычагов (рис. 166):

йт = ^ + 4^.

Надо заметить, что предварительный подъем толкателя на величину зазора может быть осуществлен еще другим способом, пока

занным на рис. 167. Здесь зазор е отложен во внутрь начального круга и окружность зазора описана, следовательно, радиусом R— е. Подъем клапана начинается в точке а и заканчивается в точке Ь, которые лежат на самой начальной окружности (радиуса R), а не на окружности зазора, как было раньше. Переход от точки а к окружности зазора выполняется или по прямой, проведенной из а касательно к окружности зазора, или еще лучше по дуге, описанной из центра О' радиусом R так, чтобы она проходила через а и касалась окружности зазора (это и выполнено на рис. 167). Таким образом, при закрытом клапане толкатель или рокер скользит не по начальной окружности (которая в данном случае является линией воображаемой), а по окружности зазора. Подъем толкателя начинается в точке с и продолжается до а, когда он 218

168.168.Рис.Рис.Тангенциальный кулачок.Тангенциальный кулачок.ab, соответ-ab, соответ-попо

168.

168.

Рис.

Рис.

Тангенциальный кулачок.

Тангенциальный кулачок.

ab, соответ-

ab, соответ-

по

по

входит в соприкосновение с клапаном. Высота кулака равна высоте подъема клапана (при отсутствии промежуточных рычагов). Удар, который имеет место в начальный момент подъема клапана, значительно смягчается при таком способе построения профиля, и работа распредели

тельных органов протекает менее шумно.

Для получения бесшумной и плавной работы кулачка следует также делать диаметр начальной окружности возможно больше, насколько это совместимо с конструктивными условиями, обычно 30—34 мм.

Диаметр ролика или закругления скользящей поверхности рокера составляет от % до 2/3 диаметра начальной окружности, т. е. 20—25 мм.

Толщина кулачка при работе с рокером или роликовым толкателем может быть взята приблизительно в х^ начальной окружности. При непосредственном скольжении тарелки толкателя по кулачку последний делают примерно вдвое толще.

Кулачки выполняются обычно за одно целое с распределительными шестернями и после фрезеровки рабочая поверхность их цементируется и шлифуется. Впрочем, для удобства цементации кулачка, без ущерба для сравнительно тонких вершин зубцов шестерни, применяют иногда и раздельное выполнение кулачка и шестерни с последующим соединением их на шпонке Вудруфа (рис. 153). Шестерни применяются обыкновенные, цилиндрические с модулем обычно не свыше 1,5.

Рассмотрим построение наиболее употребительных профилей.

Тангенциальный кулачок. Профиль тангенциального кулачка (рис. 168) образуется двумя касательными, проведенными к начальной окружности в точках В и Е, и дугами, описанными радиусами Rv и г' из центров О и О'. При скольжении толк

ствующей повороту кулачка на угол ср, клапан открыт полностью. При у = 0 оба центра О' сливаются в одну точку, лежащую на оси симметрии, и вся верхняя часть кулачка очерчивается дугой одного радиуса. При таком профиле клапан бывает открыт полностью только в момент перехода толкателя через высшую точку кулачка, но подъем и посадка клапана происходят более плавно, вследствие чего такой профиль и применяется обыкновенно для многооборотных мотоциклетных двигателей.

Для вычерчивания кулачка нужны следующие данные; радиус начальной окружности R-, зазор е; а—угол, определяемый необходимой продолжительностью открытия клапана; г—радиус ролика толкателя или закругления рокера и высота кулачка hm, определяемая необходимой высотой подъема клапана и отношением плеч промежуточных рычагов, если таковые имеются.

Чертеж выполняется в увеличенном масштабе (например, М 5:1). Чертят начальную окружность кулака радиусом R1 выбранным по конструктивным соображениям. Для определения крайних точек профиля В и Е необходимо вычислить угол у, соответствующий зазору.

Величина этого угла может быть найдена из геометрического соотношения:

cos у =cos у =RA-rR^r-VeRA-rR^r-Ve

cos у =

cos у =

RA-rR^r-Ve

RA-rR^r-Ve

При подстановке в эту формулу значения е надо помнить, что оно равно зазору между толкателем и клапаном только при непосредственном действии кулака на толкатель; при наличии промежуточных рычагов надо учесть отношение их плеч.

Положение точки Л, в которой касательные встречаются с осью симметрии, определяется из прямоугольного треугольника АОВ:

Этот размер следует указывать и на рабочем чертеже.

Вершина кулака очерчивается дугой, описанной из центра О радиусом Ri = R-Vhm.

Далее, задаваясь желаемой величиной угла ср, намечают точки а и Ь, Положение центров О' (или общего центра при ср = 0) проще всего находится графически. Для этого проводят касательную аК и делят угол между нею и касательной АЕ пополам. Биссектриса НО' пересекает радиус Оа (или ось симметрии при ср = 0) в искомой точке. Для получения достаточно плавных переходов радиусы закруглений г' не должны быть очень малыми. Приблизительная величина их /^ 0,7 hm.

Пример. Рассчитаем размеры тангенциального кулачка, действующего через рокер, при условии, что продолжительность открытия клапана должна быть, согласно принятым фазам распределения, 250° (считая по кривошипу) и высота подъема клапана h = 7 мм; зазор между толкателем и клапаном— 0,15 мм; плечо рокера, действующее на клапан,— 5) мм; плечо рокера, опирающееся на кулак,— 35 мм. Радиусы начальной окружности и закругления рокера выбираем по конструктивным основаниям: R= 16 мм; г = 8 мм.

250

Угол кулака а = ~ = 125°.

Для вычисления угла 7 найдем предварительно величину зазора е между куладом и рокером, необходимую для того, чтобы поднять толкатель на 0,15 мм. Принимая во внимание отношение плеч рокера, получим:

0,15-356500,15-35650= 0,105 мм.= 0,105 мм.

0,15-35

650

0,15-35

650

= 0,105 мм.

= 0,105 мм.

Тогда угол 7 найдем из выражения:

= 0,995.= 0,995.R + r _16 + 8

= 0,995.

= 0,995.

“^’Л+г + е 16+8+0,105

7 = 5° 40'.

Положение точек касания В и Е определено этим углом.

Положение точки А:

R1616

О А = — = —= А079 = 43 мм.

/а \ COS иои,о/2

cos

Высота кулака над начальной окружностью:

7,15-35 сhm— 50 ММ.

Следовательно. ^ = 16 + 5 = 21 мм. ,

Закругления можно выполнить радиусом г =0,7-5 = 3,5 мм.,

Это минимальный радиус, при котором угол у, соответствующий полному открытию клапана, будет наибольший. При увеличении г' угол у будет уменьшаться с одновременным уменьшением времени-сечения клапана. При ср = О центр закругления попадает на ось симметрии на расстоянии от центра кулака-

ОО' =ОО' =5- 1-cos 68° 10'5- 1-cos 68° 10'= 7,95 мм ~ 8 мм,= 7,95 мм ~ 8 мм,

ОО' =

ОО' =

5

- 1-cos 68° 10'

5

- 1-cos 68° 10'

= 7,95 мм ~ 8 мм,

= 7,95 мм ~ 8 мм,

Рис. 170. Построение параболического кулачка.Рис. 170. Построение параболического кулачка.Рис. 169. Кривая подъема клапана при параболическом кулачке.Рис. 169. Кривая подъема клапана при параболическом кулачке.

Рис. 170. Построение параболического кулачка.

Рис. 170. Построение параболического кулачка.

Рис. 169. Кривая подъема клапана при параболическом кулачке.

Рис. 169. Кривая подъема клапана при параболическом кулачке.

и радиус закругления будет максимальный: r' = Rt — ОО' =21— 8=13 мм.

Таким образом, все размеры, необходимые для построения профиля, и для указания на рабочем чертеже, найдены.

Параболический профиль. При этом профиле кривая подъема клапана следует закону параболы, и движение клапана совершается с постоянным ускорением.

На рис. 169 показана кривая подъема клапана при параболическом профиле кулачка от начала подъема до полного открытия клапана,

а Те е. при повороте кулачка на угол -^.

Кривая образована двумя сопряженными параболами АМ и МС. Точка перегиба М может быть взята посредине. В таком случае кривые АМ к МС будут симметричны. Но обыкновенно точку М намечают ближе и А, чтобы получить вначале более быстрое открытие клапана и таким образом увеличить время-сечение его. Отношение углов поворота кулачка, соответствующих AD и BD, берут около 1 :2.

Подъем клапана по кривой АМ совершается равномерно-ускоренно* по кривой МС— равномерно-замедленно.

Построение кривых производится следующим образом.

В точке В восстанавливают перпендикуляр и откладывают ВС =йот—е в увеличенном масштабе, принимая во внимание отношение плеч про- межуточных рычагов. Точки С и А соединяют прямой. В точке D проводят вертикаль DM и получают в пересечении с АС положение точки перегиба М.

Для построения параболы АМ делят AD и DM на одинаковое число равных частей. В пересечении лучей, проведенных в точку А с одноименными вертикалями, получают ряд точек параболы.

Подобным же образом строится парабола МС.

На основании кривой подъема производится построение профиля кулачка (см. рис. 170). Проводят три концентричных окружности радиусами R, R-\-e и /?-|-е-|-г (обозначения прежние).

Угол ^ делят на п равных частей так же, как и абсциссу АВ на рис. 169. На проведенных радиусах откладывают над окружностью ^4-^-ф-^ величины подъемов, взятые с рис. 169, в принятом масштабе. Получают ряд точек 7, 2, 3 . . . п, определяющих перемещение центра ролика толкателя или закругления рокера. Из полученных центров описывают ряд окружностей радиусом г. Кривая, касательная к этим окружностям, и будет требуемым профилем кулачка, доведенным до окружности зазоров (точка Л). Доводку его до начальной окружности осуществляют по любой кривой, придавая ей плавные переходы.

Строго говоря, наличие рокеров несколько изменяет характер кривой подъема клапана, так как плечо рокера имеет переменную величину, но в пределах необходимой точности можно считать это влияние, не имеющим практического значения.

Параболический профиль дает, при прочих равных условиях, наибольшее время-сечение клапана, но обработка его представляет известные затруднения, отмеченные выше.

Кулачок для толкателя с плоской тарелкой или башмаком. Рассмотрим изменение подъема клапана при замене ролика, или вообще цилиндрической формы скользящей поверхности толкателя, — плоской тарелкой.

Возьмем обыкновенный тангенциальный кулачок, профиль которого представлен на рис. 171, и построим кривую подъемов толкателя, снабженного роликом, предполагая для простоты, что ролик опирается непосредственно на кулачок, без промежуточных рычагов (наличие последних изменило бы только абсолютные высоты подъемов, но не характер протекания кривой). Так как центр ролика совершает такие же перемещения, как и стержень толкателя, то будем рассматривать именно движение центра. В начале подъема центр ролика находится в точке А' на продолжении радиуса О А и на расстоянии АА' = г от поверхности кулачка. При движении ролика по прямолинейной части профиля кулачка АВ центр его будет перемещаться по прямой А'В' |] АВ. При движении ролика по закруглению ВС центр опишет дугу В'С', концентричную первой и отстоящую от ВС попрежнему на величину г. Наконец, при закрытом клапане, когда ролик движется по начальной окружности 222

аТ’4 и теляаТ’4 и теляи отложим в точках деления ординаты, равныеи отложим в точках деления ординаты, равныепр. Соединив их вершины, получим кривую I (фиг. 171, С). Если нанести параллельно осипр. Соединив их вершины, получим кривую I (фиг. 171, С). Если нанести параллельно осиРис. 171. Подъем клапана при роликовом и плоском толкателе.Рис. 171. Подъем клапана при роликовом и плоском толкателе.

а

Т’

4 и теля

а

Т’

4 и теля

и отложим в точках деления ординаты, равные

и отложим в точках деления ординаты, равные

пр. Соединив их вершины, получим кривую I (фиг. 171, С). Если нанести параллельно оси

пр. Соединив их вершины, получим кривую I (фиг. 171, С). Если нанести параллельно оси

Рис. 171. Подъем клапана при роликовом и плоском толкателе.

Рис. 171. Подъем клапана при роликовом и плоском толкателе.

кулачка, центр его описывает дугу, проведенную радиусом R^-r и концентричную начальной окружности. Она обозначена на чертеже пунктиром. Если далее провести радиусы из центра кулачка, положим, через каждые 5°, то отрезки их 1, 2, 3, 4 и т. д., лежащие между кривой А'В'С* и пунктирной окружностью, очевидно, выразят соответствующие подъемы толкателя.

Развернем часть дуги начальной окружности, соответствующей углу

а"2 ’а"2 ’разделим ее на столько же равных частей, насколько разделен угол

а

"2 ’

а

"2 ’

отрезкам 1, 2, 3, подъема толка- абсцисс горизон-

таль на расстоянии, равном зазору е, то части ординат, лежащие выше этой горизонтали, будут выражать подъем самого клапана, отрезок же кривой /, лежащей ниже линии зазора, относится только к подъему одного толкателя.

Предположим теперь, что вместо ролика толкатель снабжен плоской тарелкой или башмаком (фиг. В\

В начале подъема тарелка занимает положение Г и соприкасается с профилем кулачка по всей длине АВ. При этом она перпендикулярна к радиусу ОА. При повороте кулачка на некоторый угол тарелка займет положение //, т. е. оставаясь перпендикулярной к радиусу, она вместе с тем будет касательной к закругленной части профиля в точке /. При Дальнейшем повороте точка касания переместится в 2, и тарелка займет положение /// и т. д. Отрезки ab, cd и др., заключенные между тарелкой и начальной окружностью, представляют величины подъемов толкателя, а пунктирная кривая Аас — их постепенное нарастание. Нанеся

эти отрезки на фиг. С, мы получим кривую подъемов толкателя и клапана //, которая, как видим, значительно отличается от первой: подъем клапана совершается более резко и должен вызывать большие инерционные силы. Далее из фиг. В легко видеть, что прямолинейная часть профиля АВ не принимает никакого участия в работе кулачка: работающей частью является только дуга ВС, которая и будет быстро изнашиваться.

и, следовательно, скоростейи, следовательно, скоростейРис. 172. Кулачок для плоского толкателя.Рис. 172. Кулачок для плоского толкателя.По всем этим причинам кулачок для плоского толкателя профилируется иначе, а именно прямолинейная часть АВ также заменяется в нем дугой и получает вследствие этого необходимую выпуклость. Таким образом профиль кулачка очерчивается весь двумя дугами разного радиуса Ro и г, как показано на рис. 172. Радиусом Ro задаются, радиус г находится графическим построением или вычисляется. Подбирая те или иные радиусы, можно получить любой вид кривой подъема клапана и ускорений, с которыми происходит его движение. Очевидно, чем больше Ro, тем более плоской делается дуга АВ, т. е. профиль кулачка приближается к тангенциальному. Для получения плавной кривой подъема в начале скольжения тарелки по кулачку, следует уменьшить длину Ro, однако одневременно уменьшается и радиус вершины г, и кулачок приобретает остроконечную форму. Минимальным значением Ro будет очевидно то, при котором дуга АВ пройдет через точку D, определяемую наибольшим заданным подъемом клапана.

и, следовательно, скоростей

и, следовательно, скоростей

Рис. 172. Кулачок для плоского толкателя.

Рис. 172. Кулачок для плоского толкателя.

Практически наиболее удовлетворительные формы профиля получаются при /?о = 3—4/?.

Построение производитсяПостроение производитсяследующим образом. Чертят начальную

Построение производится

Построение производится

окружность и окружность зазора. Последняя может быть проведена как вне, так и внутри начальной (см. рис. 167). Далее проводят радиус ОА, положение которого определяется углом кулачка ” , и намечают высшую точку профиля D, отложив на оси высоту кулачка hm.

Продолжив радиус ОА, намечают на нем центр С таким образом, чтобы расстояние АС = Ro, и очерчивают дугу АВ. Положение центра О' для закругления вершины находится так. Откладывают на оси симметрии, вниз от точки D, расстояние DE = R0 и соединяют точки Е и С. Построив в точке С угол ЕСВ = ^, получаем в пересечении его стороны ВС с осью положение центра О' и величину радиуса г.

Вместо построения угла р можно восстановить перпендикуляр из середины ЕС, который, очевидно, пройдет также через точку О'. Доводку префиля от А до начальной окружности можно выполнить по дуге достаточного радиуса, чтобы получить плавное сепряжение. Необходимые размеры тарелки толкателя можно определить графически согласно рис. 160 или вычислить из соотношения: наименьший радиус тарелки Rm— а • sin у, где а = ОС, т. е. расстоянию центра дуги АВ от центра кулачка, и у — центральный угол дуги АВ, 224

Рассмотренный тип кулачка находит себе широкое применение длй серийных мотоциклетных двигателей ввиду простоты его производства, бесшумности в работе и отсутствию промежуточных деталей (роликов, рокеров и пр.).

Скорости ускорения и силы инерции клапанного механизма

Как мы видели выше, движение клапана и передаточных деталей

совершается с переменной скоростью, причем движущиеся массы то уско

ряют, то замедляют свое движение, и, следовательно, ускорение меняет свой знак.

Пусть на рис. 173 изображена кривая подъема клапана. В начале открытия клапана, при подъеме его на участке кривой Да, т. е. до точки перегиба кривой, движение совершается ускоренно (знак ускорения Ц-). При этом сила инерции движущихся частей Pj направлена навстречу движению, т. е. прижимает толкатель к кулачку, помогая клапанным

пружинам.

Соответствующий угол поворота обозначен через а.

Вторая часть подъема на участке ab происходит замедленно (знак ускорения —). Сила инерции Р^ направлена по движению клапана, т. е. отрывает тол

катель от кулачка и противо-рис. 173. Силы инерции клапана,

действует клапанным пружи

нам. Соответствующий угол поворота обозначен через 0. Сумма углов . а+Р есть угол поворота кулачка от начала подъема до полного открытия клапана. При движении клапана на участке Ьс, т. е. при полном

открытии, высота подъема не изменяется, и ускорение / = 0. Длина отрезка Ьс может быть равна 0, тогда ос —|—^ равно половине всего угла кулачка.

Во время закрытия клапана ускорения и силы инерции на участках cd и A'd аналогичны таковым по величине и направлению участков ab и Аа (при симметричном профиле кулачка). При том высоком числе оборотов, которое развивают мотоциклетные двигатели, ускорения +/ могут достигать громадных значений, и силы инерции, даже при очень малом весе клапанов и прочих движущихся деталей, получают значительную величину, что вызывает шум, износ рабочих поверхностей и требует очень тугих пружин во избежание отрыва толкателя от кулачка.

Чтобы получить ориентировочное представление о величине ускорений и сил инерции клапана, произведем упрощенный расчет их, предполагая ускорение постоянным (средним) на отдельных участках кривой подъема.

Рассмотрим участок кривой подъема клапана Аа (рис. 173). Обозначим подъем клапана в точке а через к и соответствующий угол поворота кулачка через а.

Тогда угол поворота кривошипа, вращающегося вдвое быстрее будет 2а.

225225А. М. Иерусалимский. 913.

225

225

Если двигатель делает п оборотов в минуту, то путем элементарных рассуждений нетрудно установить, что время, необходимое для подъема клапана на высоту h, будет:

, 2а а•

/ =5— сек.*).

6-л3-л7

Скорость подъема в точке а: va — ^ м^сек.

И среднее ускорение:

2А ,/ср=-р- %сек.2,

где Л — в метрах.

Если вес движущихся частей клапанного механизма G кг, то сила инерции

Pj=—j^

о

Возьмем конкретный пример. Пусть подъем клапана в точке а составляет Л = 3 мм = 0,003 м\ соответствующий угол поворота кулачка а = 25° и число оборотов двигателя л = 4000 в мин.

Тогда время подъема клапана

25 _ 1

3-4000 " 480 сек‘

Скорость -уд = 2,88 ^/сек.

Ускорение /ср = 2 • 0,003 • 4802 = 1380 л/сек2.

П/сть вес поступательно-движущихся частей клапанного механизма 0=250 г — 0,25 кг.

Тогда сила инерции: п 0,25-1380

Эта сила складывается с силой пружин и производит давление на кулачок.

Положим далее, что на участке ab клапан поднялся еще на 4 мм, а кулачок повернулся в это время на угол ^ = 40°.

о,401

Время подъема: t = ^-^ = ^ сек.

Скорость в точке b = 0.

Ускорение: — /ср = — 2 • 0,004 • 3002 = — 720 ж/сек2.

п„0,25-720

Сила инерции — Pj =9 g--- = — 18,5 кг .

Эта сила отрывает толкатель от кулачка и, следовательно, необходимая сила пружины должна быть при полном открытии клапана примерно на 50% больше найденной величины, т. е. — 28 кг.

*) Действительно, за п об/мин. кривошип проходит угол л-360°, или в 1 секунду ~gQ~ — 6-п°. Следовательно, время поворота на Iе— ^^ сек. и время n Q 2а поворота на 2а° — 5— сек.

о-л

1

На основании полученных данных можно построить диаграмму скоростей и ускорений, которая наглядно представит их изменение на протяжении всего периода движения клапана (рис. 174).

Приведенные подсчеты приближенны, так как дают представление о средних значениях ускорений и сил инерции. Мгновенные вели-

чины

скоростей и ускорений в отдельных точках кривой подъема могут

а

6

А

-з

а

при-

Ким

5

4

2

/1

о м/сек

4

3

1V

А

j м/сек*

<500

Ч&С

Л

*3

woo

500

500

<ооо\

Рис. 174. Диаграмма подъемов, скоростей и ускорений клапана.

в большей или меньшей степени отклоняться от средних*). Чтобы близить результаты к действительности, можно разбить кривую подъема

на более мелкие участки и повторить для них вышеприведенные вычисления. При этом подверглась бы некоторому изменению и диаграмма, представленная на рис. 174, т. е. прямые линии приобрели бы вид кривых, примерный характер которых показан на том же чертеже пунктиром.

*) За исключением параболического профиля, при котором ускорения имеют постоянную величину, а скорость изменяется по прямолинейному закону.

Из разобранных примеров легко видеть, насколько просты вычислен ния, связанные с определением скоростей и ускорений. Выполнить их для 5—6 участков подъема можно очень быстро, и для целей практического конструирования этого вполне достаточно. Мы считаем поэтому применение различных графических методов нахождения скоростей и ускорений (графического диференцирования кривой подъемов, или построения планов скоростей и ускорений для отдельных положений клапана) совершенно нецелесообразным. Всякий графический метод полезен только тогда, когда он дает более простое, точное и скорое решение задачи. В данном случае мы имеем как раз обратное положение: графические построения, рекомендуемые теоретической механикой, крайне громоздки, кропотливы и, главное, еще в большей степени приближенны, чем рассмотренные выше примитивные расчеты. При графическом диференцировании, например, невозможно получить два тождественных результата, если эта работа выполняется двумя отдельными лицами.

Кроме того, для мотоциклетного конструктора дело осложняется еще тем, что в дальнейшем при вычислении сил инерции (которые собственно нас и интересуют) приходится делать тоже весьма приближенные допущения, так как в большинстве случаев усилие от кулачка клапану передается через целый ряд промежуточных звеньев. Последние движутся с различными ускорениями, и самый характер их движения неодинаков: рокеры, например, или коромысла качаются на неподвижных осях и, следовательно, участвуют в поступательном движении лишь некоторой долей своей массы, учесть которую можно лишь приблизительно. А так как погрешность результата определяется погрешностью наименее точного из компонентов математической операции, то очевидно нет смысла стремиться к особо точному нахождению ускорения, если заранее известно, что в дальнейшем придется оперировать им для приближенных вычислений. Таким образом, изложенный выше арифметический способ надо считать вполне достаточным, и его надо предпочесть, как более простой.

Клапанные пружины

Клапанная пружина должна, как мы уже говорили, обладать достаточной силой, чтобы при открытом клапане преодолеть инерцию, стремящуюся заставить клапан продолжать свой подъем выше, чем требуется, и оторвать толкатель от профиля кулачка. Кроме того, пружина преодолевает трение в частях клапанного механизма. При закрытом клапане давление пружины должно быть таково, чтобы плотно прижимать клапан к гнезду и не допустить самопроизвольного открытия его под влиянием разрежения в цилиндре при всасывающем ходе, а в случае подвесных клапанов — также и под влиянием собственного веса.

В быстроходных мотоциклетных двигателях наибольшее значение имеют, конечно, инерционные силы, которые и берутся в основу расчета.

Конструкция и монтаж пружин вполне уясняются из приведенных в книге чертежей. В общем, на мотоциклетных двигателях применяются почти исключительно цилиндрические спиральные пружины, свитые из специальной стальной проволоки (например хромованадиевой, марки 50ХФА) и отпущенные после навивки.

228

При боковых клапанах всегда возможно обойтись одной пружиной на клапан, так как силы инерции сравнительно невелики, и в распоряжении конструктора имеется достаточно места для размещения пружины необходимых размеров.

При верхнем расположении клапанов силы инерции значительно

больше, так как, во-первых, ные штанги и коромысла и, во-вторых, двигатели этого рода работают с повышенным числом оборотов. Требуются, следовательно, более сильные пружины; между тем место для них очень стеснено. Поэтому в таких двигателях применяют две или больше пружин на клапан. Обе пружины располагаются концентрично на стержне клапана и упираются в общую шайбу. Виткам обеих пружин придают наклон в противоположные стороны, чтобы давление их возможно точней совпадало с осью клапана, а также для того, чтобы при поломке внутренней пружины витки ее не могли попасть между витками наружной.

Иногда в дополнение к основным клапанным пружинам применяют вспомогательные, действующие только на коромысла и толкающие штанги. Примеры их показаны на рис. 175. В конструкции А использована одна общая пружина для обоих коромысел. Помимо простоты преимущество такого устройства заключается в том, что в момент тягивается открывающимся

к движущимся частям прибавляются длин-к движущимся частям прибавляются длин-Рис. 175. Вспомогательные пружины.Рис. 175. Вспомогательные пружины.закрытия выхлопного клапана пружина на- всасывающим клапаном и, следовательно, сзакрытия выхлопного клапана пружина на- всасывающим клапаном и, следовательно, сповышенным давлением прижимает толкатель к кулачку именно в тот момент, когда он испытывает удар и обнаруживает тенденцию к подскакиванию. На фиг. В вспомогательные пружины установлены на нижних концах толкающих штанг.

к движущимся частям прибавляются длин-

к движущимся частям прибавляются длин-

Рис. 175. Вспомогательные пружины.

Рис. 175. Вспомогательные пружины.

закрытия выхлопного клапана пружина на- всасывающим клапаном и, следовательно, с

закрытия выхлопного клапана пружина на- всасывающим клапаном и, следовательно, с

Размеры пружин выбираются конструктивна и затем проверяются расчетом. Окончательный подбор пружин производится при испытаниях построенного двигателя, так как учесть аналитически силы трения невозможно, а инерционные силы определяются более или менее приближенно.

При боковых клапанах диаметр пружины rfnp (между центрами сечений витков) заключается обычно в пределах:

^пр = 0,70,8^кл,

где dKn— проходной диаметр клапана, т. е. меньший диаметр его тарелки или гнезда.

При верхних клапанах и двойных пружинах:

диаметр наружной пружины d^ ~ 0,9 — 1,0 ^кл,

диаметр внутренней пружины ^'пр ~ 2/з ^пр>

толщина проволоки для основных пружин 8^3,5 — 4 мм, для вспомогательных ~ 2,5 — 3 мм;

полное число витков /0: при боковых клапанах 8—10, при верхних клапанах 5—7.

Так как крайние витки надо подогнуть примерно на 3/4 их длины, чтобы торцы пружины были перпендикулярны к ее оси, то рабочее число витков:

/ = /0 — 1,5.

Порядок поверочного расчета пружины рассмотрим на частном примере. Пусть имеем двигатель с верхними клапанами, причем проходной диаметр клапана dx = 32 мм и наибольший диаметр головки — 37 мм. Подъем клапана h = 6 мм. Поставим по две пружины на клапан и, сообразуясь с конструктивными возможностями, выберем следующие размеры:

Диаметр пружины rfnp30мм20мм„ проволоки 83,5мм 2,5 ммДлина пружины при закрытом клапане 1Х . . . 33мм30ммРабочее число витков i•55Диаметр пружины rfnp30мм20мм„ проволоки 83,5мм 2,5 ммДлина пружины при закрытом клапане 1Х . . . 33мм30ммРабочее число витков i•55/ пружина II пружина

Диаметр пружины rfnp30мм20мм

„ проволоки 83,5мм 2,5 мм

Длина пружины при закрытом клапане 1Х . . . 33мм30мм

Рабочее число витков i•55

Диаметр пружины rfnp30мм20мм

„ проволоки 83,5мм 2,5 мм

Длина пружины при закрытом клапане 1Х . . . 33мм30мм

Рабочее число витков i•55

Найдем упругость данных пружин, т. е. давление, оказываемое ими при сжатии на 1 см, по формуле Рело:

„ _ 84.G

800 000 кг!см2,800 000 кг!см2,Р ” 8./-rfnp8 ’

800 000 кг!см2,

800 000 кг!см2,

где G— модуль сдвига, равный для пружинной стали и размеры 8 и dnp выражены в см.

Пружина I:

11 кг.11 кг.0,354-800 000

11 кг.

11 кг.

Пружина II:Пружина II:Р=—8^735— =

Пружина II:

Пружина II:

кг.кг.0,254-800 000

кг.

кг.

Р = ~8^— = 9'8

Определим теперь максимальную силу Ршах, которую должны развивать пружины для преодоления инерции клапана. Пусть вес клапана 230

с шайбой, замком и V2 веса пружин, которые также участвуют частично в поступательном движении, равен 0^ = 130 г = 0,13 кг.

Вес толкателей и коромысел не принимаем во внимание, предполагая, что инерция их поглощается вспомогательными пружинами.

При отсутствии вспомогательных пружин инерция этих деталей также должна быть учтена. При этом для коромысел и рокеров, как для пружин, следует вводить в расчет лишь половину их веса.

Максимальное отрицательное ускорение—j, определенное по диаграмме ускорений, построенной аналогично рис. 174, допустим, оказалось равным —/= 1500 л</сек2.

Тогда

Р,= ^./=^^ = 20ОТ.

Суммарная сила пружин Ртах при открытом клапане должна быть больше Pj примерно на 5О°/о, т. е. Ртах = 30 кг (имея в виду силы трения и общую надежность действия пружин).

Распределим эту силу между двумя пружинами так: на пружину 1 — 2/з Ртах = 20 кг, на пружину II— ‘/,5 Ртах =10 К2.

По этим данным построим диаграммы пружин—рис. 176. Для этого откладываем на горизонтальной прямой длину каждой пружины при открытом клапане Z2. Для первой пружины эта длина 1^=1^— А = 33 — — 6 = 27 мм, для второй Z2 = 30 — 6=24 мм.

При такой длине пружина / должна оказывать максимальное давление 20 кг и пружина //—10 кг. Откладываем эти величины как ординаты в каком-либо масштабе. Предположим далее, что каждая пружина сжата дополнительно на 1 см. Тогда давление пружины I возрастает на 11 кг, т. е. составит 204-11 = 31 кг и пружины // — на 9,8 кг, т. е. будет 10 4-9,8 = 19,8 кг.

Наметив соответствующие точки, проводим через них наклонные прямые, представляющие изменение давления пружин при сжатии на ту или иную величину. Диаграммы показывают, что при закрытом клапане давление пружины будет: 1 = 13,5 кг и //=4 кг, или в сумме: 13,5-1-4 = 17,5 кг.

Проверим достаточность этого давления. Разность давлений снаружи и внутри цилиндра может достигать величины:

p1 = i^- кг]см\

4

что, например, при г = 5 дает величину разрежения: рх= -^==0,8 кг/см2.

Площадь головки клапана

^ЗЛ^Т?,

44'

Следовательно, разрежение будет поднимать клапан силой 10,8 • 0,8 = = 8,7 кг.

Такова наименьшая сила пружин, чтобы удержать клапан закрытым. Практически она должна быть несколько больше. Запроектированные пружины дают, как мы нашли, 17,5 кг, следовательно, опасаться произвольного открытия клапана не приходится.

*

Длина пружины в свободном состоянии /0 определяется непосредственно по диаграмме (рис. 176) и составляет 45 и .34,5 мм. Величина предварительной затяжки пружин /0 — lv равна для одной пружины 45 — 33= 12 мм, для другой 34,5 — 30 = 4,5 мм. Проверим зазор между витками при полном открытии клапана. Полное число витков пружины Zo =/+1,5 = 6,5. Следовательно, длина сжатой пружины, приходящаяся на 1 виток, будет

27 : 6,5 = 4,15 мм и 24 : 6,5 = 3,7 мм.

За вычетом толщины проволоки остается: 4,15—3,5 = 0,65 мм и 3,7 — 2,5 = 1,2 мм.

Таким образом при полном открытии клапана витки пружины не будут соприкасаться. Необходимо также убедиться в том, что при сжатии пружины до полного соприкосновения витков можно вставить чеку или замок упорной шайбы.

Рис. 176. Характеристики пружин.

Остается проверить пружины на прочность.

Напряжение материала пружин на скручивание определяется по формуле:

п S'Pmax'dnp

—ц.53

где dnp и 3 в см.■

Для пружины / получаем:

R« = w^b=3600 кг1см1;

Для пружины //:

^s ■ 3,14-0,258 = 3300 кг1см3*

т. е. пружины напряжены довольно равномерно.

Допускаемое напряжение Rs= 4000 — 4500 hi] см1, следовательно, не превзойдено.

232

Для конических пружин из круглой проволоки напряжение определяется по формуле:

□ Ptnax-dmax

6^63’

где ^тах — диаметр самого большого витка.

Шаг пружины (/), который следует указывать на рабочем чертеже, определяется по формуле:

t /о-8t —i *

что дает для пружины /:

£ = 112^1 = 8,3 мм.

О

Рис. 177. Шпилечная пружина.Рис. 178. Держатель шпилечных

пружин.

Для пружины //: z 34,5—2,5 с . / == 6,4 мм.

На практике для подбора пружин пользуются различными таблицами или номограммами, имеющимися в технических справочниках*).

Кроме спиральных пружин для клапанов многооборотных двигателей широко применяются так называемые „шпилечные" пружины, работающие на изгиб.

Конструкция пружины этого типа представлена на рис. 177.

На клапане устанавливаются две такие пружины. Свободные нижние концы проволоки вставляются в отверстия специального держателя (рис. 178), который надевается на направляющую втулку клапана и давлением пружины прижимается к посадочному буртику втулки. Верхние концы пружин подводятся под упорную шайбу, закрепленную обычным способом на стержне клапана (см. рис. 179).

*) См. Мотоциклетный справочник.

Толщина проволоки чительно больше, чем в данном случае почти вес ее безразличен, и.Толщина проволоки чительно больше, чем в данном случае почти вес ее безразличен, и.Рис. 179. Детали шпилечных пружин.Рис. 179. Детали шпилечных пружин.для шпилечных пружин может быть взята зна- для спиральных, так как, во-первых, пружина не участвует в движениях клапана, и значит во-вторых, зазор между витками, ограничивающий толщину проволоки спиральных пружин, в данном случае не имеет значения.

Толщина проволоки чительно больше, чем в данном случае почти вес ее безразличен, и.

Толщина проволоки чительно больше, чем в данном случае почти вес ее безразличен, и.

Рис. 179. Детали шпилечных пружин.

Рис. 179. Детали шпилечных пружин.

Рассчитывают шпилечные пружины на изгиб.

Наибольший изгибающий момент

М = Р. г.

Для круглого сечения максимально допускаемый момент

Мтжх = 0,098. R„. 8а.

Угол закручивания в радианах:

где /—выпрямленная длина пружины (/ = = ^dnP-iy, Е — модуль упругости—2 200 000 Kzjc^; Rb—допустимое напряжение на изгиб <Rb = 5000—6000 кг\см?\

Угол закручивания в градусах

О ш-180LRb

” == 114Л '

Распределение двухтактных двигателей. Расчет окон

В двухтактных мотоциклетных двигателях газораспределение выпол

няется самим поршнем, который при окна, прорезанные в стенках цилиндра.

Расположение окон при поперечной продувке показано на рис. 180, т. е. выхлопное и продувочное окна помещаются одно против другого, а всасывающее— в плоскости, перпендикулярной к первым.

Если ход поршня, длина шатуна и размеры цилиндра определены, то установить местоположение окон, т. е. размеры а, b и с, очень легко при помощи схематического чертежа, подобного рис. 180: при положении поршня в н. м. т. верхний край его совпадает с нижней кромкой выхлопных и продувочных окон; при положении поршня в в. м. т. поршень должен перекрывать их на 4—5 мм нижним своим

движении своем перекрываетдвижении своем перекрываетРис. 180. Распределение двухтактного двигателя.Рис. 180. Распределение двухтактного двигателя.краем, всасывающие же окнакраем, всасывающие же окнапри этом должны быть открыты полностью.

движении своем перекрывает

движении своем перекрывает

Рис. 180. Распределение двухтактного двигателя.

Рис. 180. Распределение двухтактного двигателя.

краем, всасывающие же окна

краем, всасывающие же окна

Продолжительность открытия каждого окна, очевидно, определяется его высотой: чем выше окно, тем длиннее путь, проходимый поршнем вдоль окна, и, следовательно, тем дольше окно будет оставаться открытым.

У двухтактных двигателей обычного типа периоды наполнения и очищения цилиндра, отнесенные к углу поворота кривошипа, примерно вдвое короче, чем у четырехтактных, и составляют в среднем: всасывание 100—110°, продувка 110—120°, выхлоп 130—140°.

Так как поршень во время каждого из этих периодов проходит через мертвую точку и дважды совершает путь мимо окна, то распределительная диаграмма получает симметричный вид относительно оси,

проходящей через мертвые точки, как показано на рис. 181 (у дезак- сированных двигателей эта ось не совпадает с осью цилиндра и составляет с последней небольшой угол а).

Задаваясь по практическим данным той или иной распределительной характеристикой, нетрудно определить необходимую высоту окон: для этого нужно только разделить вышеуказанные углы пополам и определить графически или аналитически соответствующее им линейное перемещение поршня, что можно выполнить, например, по методу Брикса (рис. 182).

Выраженная в процентах хода поршня высота окон составляет:

Всасывающих окон Л8~20%

Продувочных „ Л2^18%

Выхлопных , hx— 25%

Ширина окон ограничивается обыкновенно конструктивными возможностями. Ширина каждого отдельного окна не должна превосходить 60° по окружности цилиндра, во избежание зацепления поршневых колец за кромки окон. Более длинные окна разделяют перегородками толщиной 7—8 мм.

Площадь проекции окон по отношению к площади поперечного сечения цилиндра составляет по данным выполненных конструкций:

Всасывающих окон13—14%

Продувочных „ 11 — 12%

Выхлопных , 17—18%

Этими данными также можно руководствоваться при назначении ширины окон.

Установить окончательно наявыгоднейшие размеры окон можно только экспериментальным путем во время предварительных испытаний

двигателя, постепенно распиливая окна по высоте.

В отличие от четырехтактных двигателей, у которых при одном и том же размере клапана и высоте подъема может быть получено разное время-сечение в зависимости от профиля кулака, в двухтактных двигателях время-сечение окна при данном числе оборотов определяется только его геометрическими размерами, так как изменение площади

открытия окна всегда следует закону движения поршня.

Подсчет времени-сечения окна проще всего можно выполнить графически. Для этого, пользуясь диаграммой Брикса (рис. 182), откладывают на оси абсцисс в каком-либо масштабе углы поворота кривошипа (пропорциональные времени открытия окна), а по оси ординат соответствующие пути поршня (пропорциональные площади открытия окна). Полученная кривая выражает функциональную зависимость между переменным сечением окна / и временем /, ограниченная же ею и осью абсцисс площадь F — § f • dt, т. е. выражает время-сечение окна.

t.

Масштаб площади F определяется на основании следующих соображений.

Установим связь между углами поворота и временем. Пусть двигатель

совершает п об/мин. или ^ об/сек. Тогда в 1 сек. кривошип проходит 360-л с о

Угол -вг^6"1-

Следовательно, время поворота кривошипа на 1° = g^ сек. Пусть

отрезком в 1 мм, будетотрезком в 1 мм, будетна оси абсцисс 1 мм изображает угол а0. Тогда время, выражаемое

отрезком в 1 мм, будет

отрезком в 1 мм, будет

= сек. Итак, масштаб оси абсцисс: 1 мм — ол

g^ сек. Масштаб по оси ординат зависит от ширины окна. Пусть ширина окна — b мм. Тогда при перемещении поршня на 1 мм он освободит площадь — b мм3.

Итак, масштаб ординат: 1 мм — b мм3 (если пути поршня отложены в натуральную величину).

Следовательно, масштаб площади F будет: 1 мм3^- мм^сек., а время-сечение, изображаемое площадью F:

Jr-»-Jr-»-F-a-b6пF-a-b6п

Jr-»-

Jr-»-

F-a-b

6п

F-a-b

6п

На рис. 183 построены в виде примера кривые открытия выхлопных, продувочных и всасывающих окон мотоциклетного двигателя в 250 см* (D-=67 мм; 5 = 70 мм'), имеющего следующие размеры окон:

Выхлопные• • ....... 18,5 X 32 мм

Продувочные12X 32 „

Всасывающие13,5x34„

Кривые доведены только до мертвых точек ввиду симметричности

диаграммы.

Соответствующие высоте окон углы поворота, определенные по диаграмме Брикса, составляют: ах = 69°; а2 = 56° и а3 = 47°.

Рис. 183. К определению время-сечение окон.Рис. 183. К определению время-сечение окон.Определенные планиметрированием площади:

Рис. 183. К определению время-сечение окон.

Рис. 183. К определению время-сечение окон.

^ = 848 X 2 = 1696^; f2= 450X2 = 900 ^2;

F3 = 401 X 2 = 802 мм\

Масштабы по оси ординат бу тут различны: для выхлопных и продувочных окон, имеющих одинаковую ширину 1 мм— 32 мм-\ для всасывающих 1 мм—34мм?

(пути поршня откладывались в натуральную величину). Определим время- сечение каждого из окон при п = 3000 об/мин.

Выхлопные окна

Г, 1696-32л

66J f‘dt— 6.3000 — 3,02 мм /сек.t.

6

6

Продувочные окна

/■^ = тай5 = 1'6 ЛШ'1С№-

Всасывающие окна

tl

Заштрихованная площадка Ft выражает время-сечение выхлопного окна до начала открытия продувочного окна (так называемое предварение выхлопа). Как видим, эта площадка весьма невелика, и соответствующее ей время-сечение составляет всего '-—0,07 мм*1сек.

Очевидно, площади Fv F^ и пр. на рис. 183 представляют собой

не что иное, какне что иное, как

не что иное, как

не что иное, как

где х — путь, пройденный поршнем по высоте окна. Если умножить F на ширину окна Ъ, то получится величина так называемого „угло-сече-

йия4, выражающего суммарную площадь Сечейия окна в зависимости от угла поворота кривошипа, а не от времени:

W = b • J х • da жж2/град.

Из предыдущего ясно, что связь „угло-сечения“ с „время-сечением выражается так:

Jб-п

В нижеследующей таблице приведены размеры и времена-сечения нескольких выполненных мотоциклетных двигателей.

Время-сечение определялось при 3000 об/мин, так как перечисленные в таблице двухтактные двигатели развивали максимальную мощность приблизительно при таком режиме.

Размеры и время-сечение окон для двухтактных двигателей (при 3000 об/мин.)

Мотоцикл

DxS мм

Выхлопные окна

Продувочные окна

Всасывающие окна

si

5 в ч

чз 8

1

I ч

•и

и

!1

2 = 5 и я Ч

^s.

-5^

Левис 247 см3 .'.

67X70

16

хзо

2,4

14X28

1,84

16X28

1,56

Триумф 247. . . .

67X70

18,5X33

3,02

12X32

1,6

13,5X34

1,52

Седое 247 . . . .

67X70

18

X 44

3,92

12X36

1,8

16 X 36

2,0

Вильерс 247 , . .

67X70

20

X 51

5,45

10X51

2,15

—

—

Л-ЗиЛ 292 . . . .

74X68

15

X 37

2,62

12,5X35

1,96

16X45.

1,78

Коннот 346 . . . .

76X76

20

хзз

3,32

13X38

1,97

15X51

2,74

Алекто 346 . . . .

76X76

17X52

4,08

12 X 30

1,22

15X30

1.42

Петерс 346 . . . .

76X76

20,5 X 41

4,2

16 X 36,5

2,/4

16X38

2,17

Скотт 2ц 596 . . .

73X71

20 X 45

4,52

17

Х50

3,92

—

МЛ-3 125* . .

54X54

13,5

X 29

1,72

9

Х14

1,05

—

—•

DKW 350 . . . .

76X76

20,5 X 58

6,15

12,5

Х38

2,12

—

—

Относя указанные в таблице значения „времени-сечения" окон к 1 л рабочего объема цилиндра, будем иметь следующие средние значения:

выхлопные окна13мм2! сек на 1 л.

продувочные ........... 7„,

всасывающие , . . • •6

Для четырехтактного двигателя в 300—350 см^ при диаметре клапана — 32 мм, высоте подъема его 7 мм и том же режиме работы (3000 об/мин.) время-сечение клапана, в зависимости от профиля кулачка, колеблется обычно в пределах 3,3 — 3,7 мм?] сек.

Как видим, время-сечение выхлопных окон двухтактного двигателя может иметь такую же и даже большую величину.

Таким образом несовершенство очистки цилиндра ot продуктой сгорания, которым отличаются двухтактные двигатели, надо объяснять не кратковременностью периода выхлопа, а условиями продувки.

В этом отношении двигатели с поперечной кривошипно-камерной продувкой и расположением окон по схеме рис. 180 наименее совершенны. Только в начале открытия продувочного окна (примерно на 7* его высоты) можно ожидать, что направление потока свежей смеси будет идти так, как показано на рис. 184, а. При дальнейшем открытии окон дефлектор уже не отклоняет в достаточной мере продувочный поток к головке цилиндра, и он направляется примерно по рис. 184, Ь, образуя вихри и оставляя мертвые пространства внутри цилиндра.

В настоящее время поперечная продувка с дефлектором редко применяется в мотоциклетных двигателях. Ее вытеснили другие методы продувки, при которых надлежащее направление потоков отходящих газов и свежей смеси достигается без дефлектора, соответствующим

расположением окон.

Схемы их даны на рис. 185 и 186, причем на чертежах указаны относительные размеры и углы наклона кромок окон.

Рис. 185 изображает три варианта так называемой возвратной продувки (с двумя, тремя и четыр мя продувочными каналами). Она характеризуется тем- что потоки свежей смеси направляются на стенку цилиндра, противолежащую выхлопным окнам, поднимаются к головке цилиндра и затем опускаются вниз, воз

вращаясь к выхлопным окнам.

На рис. 186 даны две схемы встречной продувки (с двумя и четырьмя каналами). Здесь два или четыре потока свежей смеси встречаются в средней части цилиндра, поднимаются кверху и далее опускаются вниз вблизи стенок цилиндра, вытесняя отработавшие газы

через выхлопные окна.

Выше, на рис. 70 — 71, приведены некоторые параметры, характеризующие различные способы продувки. Из них видно, что при продувке без дефлектора очищение цилиндра от продуктов сгорания не улучшается, но расход топлива несколько меньше, вследствие уменьшения (потерь свежей смеси при продувке. Главное же преимущество новых методов продувки состоит в том, что упрощается обработка поршня и появляется возможность повысить степень сжатия и, следовательно, мощность двигателя. Так, например, двигатель Л-300 (1^= 293 еж3) с поперечной продувкой развивает 5,5—6 л. с. при числе оборотов около 3000 в минуту; двигатель ИЖ-8, с теми же размерами диаметра цилиндра и хода поршня, но с возвратной продувкой, дает—- 8 л. с. при 3800 об/мин., так как оказалось возможным увеличить степень сжатия до 5,6—5,8 (против 4,5 у Л-300).

Другие, более старые, конструктивные попытки улучшения продувки направлены в сторону увеличения объема подаваемой в цилиндр смеси и ограничения колебаний давления продувки. Схемы таких устройств даны на рис. 187. Первая принадлежит английскому заводу Донелт (Dunelt),

Рис. 185. Схемы возвратной продувки: двухканальная (тип DKW); 2 — трехканальная (тип Цюндапп); 3 — четырехканальная (тип „Триумф").Рис. 185. Схемы возвратной продувки: двухканальная (тип DKW); 2 — трехканальная (тип Цюндапп); 3 — четырехканальная (тип „Триумф").

Рис. 185. Схемы возвратной продувки: двухканальная (тип DKW); 2 — трехканальная (тип Цюндапп); 3 — четырехканальная (тип „Триумф").

Рис. 185. Схемы возвратной продувки: двухканальная (тип DKW); 2 — трехканальная (тип Цюндапп); 3 — четырехканальная (тип „Триумф").

который применял двухступенчатый поршень. Диаметр нижней части поршня значительно больше диаметра верхней, вследствие чего описываемый ею объем примерно на 5О°/о больше рабочего объема цилиндра. Следовательно, из картера в цилиндр поступает при продувке бдльший, чем обычно, объем смеси, и таким образом улучшается наполнение цилиндра, а вместе с тем повышается на 10—15°/0 и мощность двигателя. Двигатель этого типа в 250 см3 развивал до 9х/2 л. с. при 4000 об/мин.

Вторая схема была осуществлена заводом Бекамо (Became), который, сохраняя поперечную трехканальную систему газораспределения, дополняет ее вторым поршнем, движущимся противоположно рабочему пор-

Рис. 186. Схемы встречной продувки:7 — двухканальная (тип „Арди"); 2—четырехканальная (тип „Вильерс-).Рис. 186. Схемы встречной продувки:7 — двухканальная (тип „Арди"); 2—четырехканальная (тип „Вильерс-).

Рис. 186. Схемы встречной продувки:

7 — двухканальная (тип „Арди"); 2—четырехканальная (тип „Вильерс-).

Рис. 186. Схемы встречной продувки:

7 — двухканальная (тип „Арди"); 2—четырехканальная (тип „Вильерс-).

шню. Здесь также объем засасываемой в картер и нагнетаемой в цилиндр смеси больше Vh1 давление же продувки падает в меньшей степени, . чем обычно. Обе эти конструкции не получили распространения для серийных мотоциклов. Построенные по второй схеме двигатели спортивных мотоциклов DKW 250 см4 и 350 см4 показали мощность — первый 12 л. с. при 5000 об/мин., второй—16 л. с. при 5500 об/мин.

Наконец, третьим способом усовершенствования кривошипной продувки является изменение самой распределительной диаграммы таким образом, чтобы продувочные окна закрывались позже выхлопных, вследствие чего получается так называемый наддув.

На рис. 188 изображен двигатель Цоллера, в котором имеются два параллельных цилиндра с общей камерой сгорания. Нижняя головка главного шатуна надета на цапфу кривошипа и описывает круговую

24124116 А. М. Иерусалимский. 913.

241

241

траекторию, головка же второго шатуна присоединена к специальному отростку первого и движется по эллипсу.

Благодаря этому правый поршень, перекрывающий продувочные окна, несколько отстает в своем движении от левого, в цилиндре которого находятся выхлопные окна.

Из распределительной диаграммы этого двигателя (рис. 189) видно, что выхлопные окна открываются левым поршнем за 54° до н. м. т., а продувочные-—правым поршнем ва 35° до н. м. т. При обратном ходе поршней закрываются сначала выхлопные окна (56° после н. м. т.), и только через 29° после этого вспомогательный поршень закрывает продувочные окна. В течение последних 29° происходит дополнительный наддув смеси.

Подобный же принцип применен в двухтактных двигателях „Пух* (Puch) (рис. 190), с той лишь разницей, что поршни монтированы на общем вильчатом шатуне. При этом также получается несимметричная распределительная диаграмма.

Еще один пример двигателя с прямоточной двухпоршневой продувкой приведен выше на рис. 91, б и 93 (двигатель „Триумф", BD-250). Как видно из горизонтального разреза цилиндра на рис. 93, продувка в данном случае трехканальная. Кривошипный механизм этого двигателя показан на рис. 191.

Оси кривошипов здесь сдвинуты одна относительно другой на небольшой угол, вследствие чего, как и в предыдущих конструкциях, один поршень несколько отстает от другого с тем, чтобы выхлопное окно закрывалось раньше продувочного. Особенностью этого двигателя является всасывание смеси в картер через вращающийся клапан, вследствие чего процесс не зависит от перекрытия всасывающего окна поршнем. Таким образом, продолжительность всасывания может быть значительно увеличена с соответствующим повышением коэфициента наполнения картера.

Так как во всех трех конструкциях выхлопные и продувочные окна расположены в разных цилиндрах, то газовый поток при продувке должен обязательно пройти через камеру сгорания, и вытеснение продуктов горения происходит наиболее целесообразно. Двигатели с прямоточной продувкой отличаются наиболее высокими показателями и допускают значительную форсировку (мощность двигателя „Триумф" 250 см? —• IS1^ л. с.).

Надо заметить, что все эти конструктивные особенности, коренным образом меняющие условия продувки и направления движущихся газовых потоков внутри цилиндра, совершенно не отражаются, да и не могут быть отражены, в тех методах расчета распределительных органов двухтактных двигателей, которые излагаются в общих курсах по двигателям внутреннего сгорания и основаны на данных теплового расчета и теории истечения газов через отверстия. Схема этих расчетов сводится к следующему: зная объем, температуру и давление газа в начале и в конце процесса истечения, можно определить количество газа, вытекающего через отверстие в определенный промежуток времени, и скорость истечения. Отсюда получаем необходимое время-сечение отверстия и, следовательно, размеры окна. Очевидно, идя этим путем, мы при данных геометрических размерах двигателя, степени сжатия и сорте

RMT

Рис.

xW-W»

Рис. 188. Распределительная диаграмма двигателя Цоллер.

191. Кривошипный механизм двухтактного двигателя .Триумф" (BD-250).

Рис. 187. Схемы продувки двигателей Dunelt u. Became.

Рис. 190. Схема двухтактного Пух” (Puch).

двигателя]

Рис. 189. Двухтактный двига-тель с двухпоршневой прямо-точной продувкой (Цоллер).

горючего должны получать всегда одни и те же результаты. Между тем, достаточно просмотреть вышеприведенную таблицу (стр. 234), чтобы убедиться, насколько отличаются размеры окон и их времена-сечения у двигателей, совершенно тождественных с точки зрения теплового расчета. Объяснение этому разнообразию приходится искать в конструктивных особенностях, не поддающихся аналитическому учету, но весьма энергично влияющих на протекание процессов истечения. Достаточно, например, изменить форму дефлектора, отодвинуть его от края поршня, изменить его наклон, увеличить или уменьшить высоту его и т. п., чтобы совершенно преобразить всю картину движения газовых потоков в цилиндре, что немедленно отражается и на работе двигателя* Формулы же термодинамики всех этих видоизменений не охватывают, вследствие чего основанные на них расчеты окон совершенно ненадежны и не избавляют от переделок, вносимых опытным путем*).

К этому надо еще добавить, что упомянутые расчеты имеют целью установить только необходимое время-сечение окон, которое в первом приближении легко определяется и по практическим данным, приведенным выше. Между тем, совершенство работы двухтактного (как, впрочем, и четырехтактного) двигателя зависит не столько от размеров впускных и выпускных органов, сколько от фаз распределения. Последние же нет возможности рассчитать сколько-нибудь достоверно.

Таким образом, при современном состоянии наших знаний будет вернее при назначении размеров окон следовать тому пути, который намечен выше, т. е. задаваясь средней распределительной характеристикой (как это практикуется и при расчете четырехтактных двигателей), установить высоту окон, а время-сечение их сообразовать с практическими данными, имея в виду, что окончательные поправки будут внесены экспериментально.

Декомпрессоры

Для остановки двигателя или для уменьшения компрессии при пуске в ход мотоциклетные моторы снабжаются приспособлением, позволяющим приподнимать выхлопной клапан и держать его открытым в течение необходимого промежутка времени. Приспособления эти, называемые декомпрессорами, конструктивно связаны с распределительным механизмом, почему и рассматриваются в настоящей главе.

У четырехтактных двигателей декомпрессоры выполняются в виде рычажка или кулачка той или иной формы, поворотом которого приподнимается толкатель или рокер выхлопного клапана. Примеры такого

рода устройств можно видеть на помещенных раньше рис. 47, 48, 152, 154 с, на рис. 193,а, которые не требуют пояснений.

В прежнее время декомпрессоры нередко помещали открыто снаружи картера, непосредственно под головкой толкателя. Это, конечно, простейшее решение задачи, но мало изящное и, кроме того, возможное только в том случае, если клапаны и толкатели тоже открыты и не заключены в защитные трубки, как это теперь практикуется. На современных двигателях клапанные подъемники помешают внутри распределительной коробки картера. В двухцилиндровых двигателях устройство несколько усложняется, так как подъемник должен действовать одновременно на оба выхлопных клапана. Это достигается при помощи соответствующей рычажной передачи, например, так, как показано на рис. 192.

В случае распределения верх- рис jg2 Декомпрессор: двухцилиндро- ним кулачковым валиком рычажкивого двигателя.

декомпрессора помещаются на го

ловке цилиндра и действуют непосредственно на коромысло выхлопного

клапана. Иногда применяют такую конструкцию и при клапанах, управляемых длинными толкателями (BSA).

В двухтактных двигателях декомпрессор выполняется в виде небольшого клапана, расположенного на головке цилиндра и удерживаемого

Рис. 193. Декомпрессор: о) четырехтактного, 5) двухтактного двигателя.Рис. 193. Декомпрессор: о) четырехтактного, 5) двухтактного двигателя.в закрытом состоянии пружиной и давлением газов (рис. 193, б). При нажиме на стержень клапана он открывается во внутрь цилиндра и сообщает последний с атмосферой или лучшее выхлопной трубой (для уменьшения шума).

Рис. 193. Декомпрессор: о) четырехтактного, 5) двухтактного двигателя.

Рис. 193. Декомпрессор: о) четырехтактного, 5) двухтактного двигателя.

Декомпрессор приводится в действие вручную, посредством рычажка, помещаемого на левой ручке руля, и гибкого троса.

При проектировании рычажной передачи надо при

нять во внимание, что для подъема выхлопного клапана во время работы двигателя требуется весьма значительное усилие, так как необходимо преодолеть не только натяжение пружины, но и давление газов на головку клапана. Между тем, усилие, прилагаемое водителем к рычагу,

не должно превышать 5—6 кг. В соответствии с этим условием и не- й обходимо выбирать передаточное отношение элементов всей кинематиче- У ской цепи.

Выхлопные трубы и глушители

Проектирование распределения не заканчивается устройством клапанного механизма: выходящие через выхлопной клапан отработавшие газы надо еще отвести от двигателя и выпустить в атмосферу с наименьшим шумом и с наименьшей затратой энергии на их выталкивание. Удовлетворить обоим этим требованиям, т. е. достичь достаточного заглушения шума без повышения сопротивления выпуску газов, чрезвычайно трудно.

В первый момент открытия выхлопного клапана давление в цилиндре составляет около 5 атм, а давление в выхлопной трубе около 1,1 атм. Отношение давлений равно, следовательно, -^- = 4,5, т. е. превышает критическое соотношение давлений (0,527) примерно в 8 раз. Поэтому в этот период выхлопа истечение газа через клапан происходит с критической скоростью, равной скорости звука в данной среде.

Она может быть определена по известной из термодинамики формуле:

ф = Ф .18,3l/T,

где Т — абсолютная температура газа и ф — коэфициент истечения.

Если принять ориентировочно среднюю температуру в этот период выхлопа 7=1300° и ф = 0,83— 0,85, то

-и = 0,83 • 18,3 [/1300 = 545 л/сек.

В дальнейшем, когда давление в цилиндре и в выхлопной трубе выравнивается, скорость истечения уменьшается, но все же имеет значения порядка 150—200 л/сек.

Понятно, что устанавливать какие-либо препятствия на пути газового потока, имеющего такие скорости, надо с большой осторожностью, чтобы не вызвать противодавления на поршень, которое сопровождается потерей мощности. Эти потери в современных глушителях достигают 80/о и^ольше при максимальном числе оборотов.

Заглушение звука выхлопа мотоциклетных двигателей до сих пор нельзя признать удовлетворительным. Причиной этого является, во-первых, малое число цилиндров двигателя, во-вторых, недостаток места на мотоцикле для размещения эффективных глушительных устройств.

Возбуждение шума выхлопа происходит толчкообразно выхлопными газами, покидающими цилиндр двигателя. Поэтому шум у одноцилиндровых двигателей, чаще всего применяемых на мотоциклах, воспринимается как прерывистый, так как между отдельными выхлопами имеется относительно продолжительный промежуток времени. С увеличением числа цилиндров этот прерывистый шум переходит в более однообразный звук, так как отдельные такты выхлопа начинают перекрывать друг друга. Такой однообразный звук, свойственный многоцилиндровы.* автомобилям, вызывает менее неприятные ощущения.

Следует отметить также отсутствие достаточно обоснованной теории, на базе которой можно было бы конструировать глушители. Серьезная научно-исследовательская работа по мотоциклетным глушителям еще и не начиналась. Выводы, которые можно сделать из некоторых исследовательских работ по автомобильным глушителям, нельзя целиком приложить к мотоциклу ввиду большого различия условий. Поэтому проектирование глушителей ведется до сих пор ощупью, на основании всякого рода общих соображений и домыслов, не подкрепленных теорией. Подражание выполненным образцам также не всегда дает хорошие результаты. Характер шума выхлопа в сильной степени зависит от конструктивных данных цилиндра и органов выпуска, а также от состояния продуктов сгорания. Поэтому один и тот же глушитель на разных двигателях может дать неодинаковые результаты.

В общем для погашения шума, вызываемого колебаниями давления выхлопных газов, применяются следующие средства:

частый поворот потока газа,

сильное дросселирование поперечного сечения,

последующее расширение и

расчленение потока газа на многие отдельные потоки.

Приведенные на рис. 194 конструкции мотоциклетных глушителей дают несколько примеров применения этих принципов на практике.

Чтобы оценить значение различных способов заглушения шума, остановимся вкратце на вопросе о частоте колебаний, вызываемых выхлопом и ощущаемых ухом в виде звука.

Истечение газа из цилиндра в период выхлопа происходит при изменяющемся давлении. Вследствие этого меняется амплитуда возбуждаемых колебаний и их частота. Специальными акустическими исследованиями было установлено наличие в шуме выхлопа двух основных групп частот: группы низких частот, от 25 до 700 герц, и группы высоких частот, от 3000 до 8000 герц). Субъективное восприятие звука ухом зависит именно от частоты колебаний, причем вторая группа высоких чаек находится в области наибольшей чувствительности уха. Хороший глушитель должен, понятно, гасить обе группы частот. Между тем, перечисленные выше и обычно применяемые средства глушения •L звука (главным образом расширение поперечного сечения) погашают л преимущественно низкие частоты колебаний и пропускают высокие. Как показали лабораторные исследования, для заглушения высоких частот наиболее благоприятные результаты дают так называемые абсорбирующие глушители, в которых звуковые волны проходят через пористый материал. Проходя по многочисленным узким каналам такого материала с шероховатыми стенками, звук затухает вследствие трения газов о стенки. Важно заметить, что глушители такого рода оказывают вместе с тем и наименьшее сопротивление прохождению газа, т. е. дают минимальные потери мощности ). Однако конструктивное выполнение их затруднительно, так как материал должен быть устойчив при высокой температуре и влажности, достаточно прочен, чтобы не выкраши-

ваться при сотрясениях, и должен легко заменяться при загрязнении. При лабораторных опытах хорошие результаты были получены со стеклянной ватой.

Повидимому, серьезного улучшения работы глушителей можно ожидать именно на этом пути, и конструкторскую мысль следует ориенти-

Рис. 194. Типы глушителей.

ровать в указанном направлении, т. е. в направлении создания сложных глушителей — фильтров с использованием всех известных способов глушения колебаний.

Выхлопные трубы также требуют внимания конструктора.

Диаметр выхлопных труб делают всегда приблизительно на 25% больше проходного диаметра клапана.

Например, известный английский завод мотоциклетных двигателей JAP применяет следующие размеры выхлопных труб:

Объем цилиндра

Диаметры (в свету

выхлопных труб

при боковых клан.

при верхних клап.

175 с.«з 200-350 м 500 сл/3

41,3 мм (Р/8»)

44,2 , (13//Э

50,8 „ (2")

44,4 мм (1з///)

50,8 , (2")

57,1 „ (21//Э

Выхлопные трубы должны иметь минимальное количество поворотов, во избежание торможения отходящих газов, и всем изгибам их необходимо придавать возможно более плавную форму.

В противоположность автомобилю, где выхлопной трубопровод скрыт под капотом и под кузовом машины, на мотоцикле выхлопные трубы проходят открыто, и потому следует позаботиться о придании им красивого вида. С этой целью трубы обыкновенно хромируются.

Присоединение трубы еще более усложняет проблему заглушения звука.

Столб газа в трубе под влиянием толчков давления выхлопа совершает вынужденные колебания. Эти колебания могут складываться с собственными колебаниями газового столба, частота которых зависит от длины и формы трубы. В результате могут возникать явления резонанса, т. е. особенно сильное выделение из общего шума некоторых частот, соответствующих собственным колебаниям трубы.

Весьма часто выпуск отработавших газов производят по двум отдельным трубам, из которых каждая снабжена своим глушителем. Общий объем всей такой системы доходит до 16-кратного объема, описываемого поршнем, и выхлопные газы расширяются в ней настолько полно, что выходят наружу совершенно холодными. Особенно желательна двухтрубная система для двухтактных двигателей.

или циркуляционная. Последняя, т. е. циркуляционная система смазки, в свою очередь подразделяется на смазку с „сухим картером" и смазку с „полусухим картером*.

Рассмотрим их характерные особенности и конструктивные формы их применения на мотоциклах.

Смазка малым количеством масла с непрерывным пополнением его убыли. Характерным признаком ее является небольшой запас масла на дне картера (приблизительно полстакана), разбрызгиваемый маховиками. Так как масло во время работы выгорает и испаряется, то для сохранения указанного запаса необходимо пополнять убыль масла, что и производится механическим насосом (ручные насосы для этой цели в настоящее время не применяются). Подача насоса регулируется с таким расчетом, чтобы возмещать только естественный расход масла вследствие испарения и выгорания, т. е. примерно 2—3 г в минуту. Если бы насос подавал больше масла, чем его расходуется, то картер быстро переполнился бы маслом. Насос нагнетает масло через сверления в одной из коренных шеек и в маховике к шатунному подшипнику. Вытекающее отсюда масло разбрызгивается вместе с остальным маслом, имеющимся в картере. Преимуществом этой системы является то, что шатунный подшипник, несущий наиболее тяжелую работу, смазывается все время свежим и сравнительно холодным маслом. Смазка же всех остальных трущихся частей двигателя производится, в сущности, одним и тем же незначительным количеством масла, температура которого сильно повышается во время работы, вследствие чего его смазывающие свойства весьма ухудшаются. При таких условиях смазка не может в достаточной мере охлаждать рабочие части двигателя, что является второй ее задачей, наряду с уменьшением трения. Поэтому для современных мотоциклетных двигателей, с их большим числом оборотов и высокой литровой мощностью, описанная система смазки стала неудовлетворительной и в настоящее время почти никогда не применяется, по крайней мере для четырехтактных двигателей (о смазке двухтактных двигателей будет сказано ниже).

Широкое распространение двигателей с верхним расположением клапанов и полным их закрытием сделало эту систему неприемлемой также и по чисто конструктивным причинам, так как возникла необходимость подавать масло не только в картер двигателя, но и на головку цилиндра для смазки коромысел и охлаждения головки.

Циркуляционная смазка. Каковы бы ни были разновидности этой системы, она характеризуется тем, что в смазке двигателя участвует все количество масла, имеющееся в баке (т. е. 1,5—2 литра), причем это масло непрерывно циркулирует из бака в двигатель и обратно. Во время циркуляции масло, во-первых, охлаждается и, во-вторых, проходя через фильтры, освобождается от загрязняющих его твердых частиц. На гоночных двигателях, работающих в исключительно напряженных условиях, часто устанавливают особые холодильники между масляным баком и двигателем, а емкость бака увеличивают до 4—5 литров. )

Чтобы обеспечить надлежащую циркуляцию масла, подача насоса должна быть в 50—60 раз больше, чем в предыдущей системе, в которой насос покрывает только прогар масла.

мотоциклетных двигате-мотоциклетных двигате-Рис. 195. Схемы циркуляционной смазки.Рис. 195. Схемы циркуляционной смазки.Протекая обильным потоком по всем рабочим органам двигателя, масло способствует внутреннему охлаждению двигателя, что и является основным преимуществом этой системы.

мотоциклетных двигате-

мотоциклетных двигате-

Рис. 195. Схемы циркуляционной смазки.

Рис. 195. Схемы циркуляционной смазки.

разумеется, качество масла в баке при циркуляционной смазке тоже постепенно снижается, но этот недостаток возмещается тем, что оно поступает к главным подшипникам в большой количестве. По прошествии известного времени все масло в баке периодически сменяют.

Как было сказано выше, имеются две разновидности циркуляционной смазки: с сухим и полусухим кг лях применяются обе эти системы.

Циркуляционная смазка с сухим кар?пером выполняется по схеме, представленной на рис. 195. Она характеризуется отсутствием запаса масла на дне картера (сухой картер) и наличием двух насосов, из которых один засасывает масло из бака и нагнетает его в двигатель, второй берет отработавшее масло из маслосборника, т. е. углубления в нижней части картера, и возвращает его в бак.

Нагнетающий механический насос (а), приводимый в действие самим двигателем, забирает масло из бака и по системе каналов, просверленных в стенках картера, нагнетает его в коленчатый вал двигателя. По пути масла к двигателю установлен так называемый редукционный клапан (е) в виде шарика, прижимаемого пружиной, давление которой можно регулировать. Чтобы пройти в двигатель, масло должно открыть своим напором редукционный клапан. Таким образом поддерживается гистрируемое манометром.

определенное давление масла, ре-определенное давление масла, ре-По показанию манометра водитель может контролировать действие насоса. Вместо манометра может быть использована для этой цели электрическая сигнализация, как это выполнено на некоторых американских мотоциклах: при недостаточном давлении масла, воспринимаемом каким-либо поршнем или диафрагмой, включается контрольная электрическая лампочка.

определенное давление масла, ре-

определенное давление масла, ре-

Так как бак расположен выше двигателя, то во время стоянки мотоцикла масло могло бы перетекать из бака в картер. Этому также препятствует указанный клапан. Пройдя по сверлениям в коленчатом валу, масло, нагнетаемое насосом, доходит до шатунного подшипника и, вытекая из него, разбрызгивается, отчего в картере образуется масляная пыль, которая и смазывает стенки цилиндра и коренные подшипники. Поршневый палец смазывается маслом, стекающим с днища

и стенок поршня, для чего в верхней головке шатуна и в бобышках поршня просверлены отверстия.

Распределительный механизм при верхнем расположении клапанов смазывается следующим образом: часть масла, подводимого к коленчатому валу, ответвляется кверху по вертикальной трубке и вводится в сверления, сделанные в осях коромысел. Смазав подшипники коромысел и концы клапанных стержней, масло стекает на дно головки и отсюда — вниз, по трубчатым кожухам, закрывающим толкающие штанги. Далее, пройдя по канавкам, вырезанным во втулках нижних толкателей, масло попадает в коробку распределительных шестерен. Отсюда оно через специальное отверстие стекает в маслосборник картера. Сюда же собирается масло, стекающее по стенкам картера. Из маслосборника отработавшее масло засасывается вторым — откачивающим — насосом (в)

Рис. 196. Схема циркуляционной смазки М-72.

и возвращается в бак. Конец отводящей трубки выведен под крышку наливного отверстия. Сняв эту крышку, можно наблюдать циркуляцию масла.

Несколько иная разновидность циркуляционной смазки с сухим картером показана на рис. 196. Она применяется на мотоциклах М-72 с горизонтальным двухцилиндровым двигателем. Здесь нагнетание масла к шатунным подшипникам производится центробежной силой. Кроме того, ввиду расположения масляного бака внизу, под картером двигателя, отпадает необходимость во втором, откачивающем, насосе, так как отработавшее масло поступает в бак самотеком.

Насос (а) нагнетает масло в главную магистраль (в), представляющую собою трубку, проходящую вдоль картера. Отсюда масло нагнетается по сверлениям, сделанным в стенках картера, к гнездам обоих коренных подшипников. В гнездах выполнены канавки, по которым масло имеет возможность пройти под наружным кольцом подшипника и вытечь внутрь картера. Вытекающее масло попадает в маслоуловители, привинченные к щекам коленчатого вала, и центробежной силой 252

нагнетается в сверления обеих цапф кривошипа и отсюда к шатунным роликовым подшипникам. Кроме того, от переднего коренного подшипника масло по трубочке (д), запрессованной в крышку подшипника, поступает на распределительные шестерни. Подшипники распределительного вала и другие детали распределительного механизма смазываются разбрызгиванием.

Для этого в стенках картера предусмотрены специальные карманы, в которых накопляется разбрызгиваемое масло; отсюда оно по сверлениям стекает к подшипникам распределительного вала.

В двухцилиндровых двигателях с горизонтальным или V-образным расположением цилиндров приходится считаться с неравномерным забрасыванием масла на стенки цилиндра. В данном случае в невыгодных условиях находится левый цилиндр (по ходу мотоцикла). С целью компенсировать этот недостаток в левый цилиндр устроена дополнительная подача масла от главной магистрали, через сверление (с). Нагнетаемое сюда масло попадает в кольцевую выточку, выполненную во фланце цилиндра, и отсюда по трем сверлениям — на верхнюю поверхность зеркала цилиндра. Отработавшее масло возвращается в бак самотеком, проходя через перфорированную перегородку, отделяющую бак от полости картера.

Некоторым недостатком циркуляционной смазки с сухим картером можно считать то обстоятельство, что при пуске в ход холодного двигателя масло в начале работы вытекает из шатунного подшипника в малом количестве и плохо разбрызгивается. Поэтому всегда рекомендуется после запуска прогреть двигатель на холостом ходу прежде, чем давать ему нагрузку. Несоблюдение этого правила вызывает усиленный износ цилиндра.

От этого недостатка, в известной мере, свободна другая разновидность циркуляционной смазки — с „полусухим" картером.

Циркуляционная смазка с полусухим картером. Эта система применяется, например, на мотоциклах АМ-600. Здесь имеется только один насос, нагнетающий масло в коленчатый вал, через ряд сверлений, удаление же избытка масла из картера в бак производится просто выбрасыванием его вращающимися маховиками, как показывает рис. 197. С этой целью в передней стенке картера маховиков сделано широкое отверстие, скошенный край которого подходит с очень малым зазором к ободу маховиков и выполняет роль маслоуловителя. Увлекаемое центробежной силой масло забрасывается не только на стенки цилиндра и поршня, но и непосредственно в бак через упомянутое отверстие. При остановке двигателя масло стекает по стенкам в нижнюю часть картера, образуя здесь некоторый запас, который при запуске двигателя сразу же энергично разбрызгивается маховиками, независимо от подачи масла через шатунный подшипник. Полная схема масляной системы АМ-600 дана на рис. 198.

Из масляного резервуара, отлитого за одно целое с картером маховиков, масло поступает через сетчатый фильтр 1 и регулятор 2 к шестеренчатому насосу 3.

В отличие от предыдущих схем, в которых нет регулировки количества масла, подаваемого насосом, здесь количество масла, поступающего к насосу, регулируется конической иглой.

Рис. 197. Циркуляционная смазка с полусухим картером (АМ - 600).

Рис. 198. Схема смазки АМ-600.

!W>FT '

Насос нагнетает масло в канал 4, просверленный в стенке картера. Отсюда оно расходится в двух направлениях: к манометру 5 и к редукционному клапану 6. Давление пружины клапана регулируется винтом 7. Понятно, что, ввертывая этот винт, мы будем увеличивать нажим пружины и повышать давление в канале между насосом и клапаном б, регистрируемое манометром. Если поднять давление до 2—2,5 ат, то напор масла откроет перепускной клапан 8, помещающийся в самом корпусе насоса, и часть масла пойдет обратно в резервуар. То же будет иметь место при засорении каналов за насосом.

На заводе ТИЗ редукционный клапан регулировался таким образом, чтобы манометр показывал при вполне разогретом двигателе давление от 0,5 до 1 ат. В начале работы холодного двигателя это давление будет несколько выше. Таким образом, по показаниям манометра водитель может судить о нормальном действии системы или, наоборот, о ее неисправности. Пройдя редукционный клапан 6, масло через сверление в крышке распределения и специальный ниппель, прижатый к торцу коленчатого вала, поступает обычным путем к шатунному подшипнику и разбрызгивается. Шестерни распределения и толкателей смазываются масляной пылью, проникающей через отверстия, соединяющие их камеру с картером. Кроме того, к осям кулачковых шестерен масло подводится через сверление 9 к крышке распределения. Образующийся в картере масляный туман используется для смазки и некоторых других частей двигателя. Так, по трубочке 10, расположенной с левой стороны картера, он идет на смазку цепи. Количество выбрасываемого через эту трубку масла регулируется коническим штифтом. По сверлению 11 в левой шейке вала небольшое количество масла поступает на смазку шлицов амортизатора цепной зубчатки. Наконец, по особой трубке масляный туман из картера отводится для смазки стержня всасывающего клапана. Недостатком этой системы является высокая температура масла, ввиду короткого пути циркуляции. Поэтому для продолжительной напряженной работы двигателя она не приспособлена и применяется только для мотоциклов транспортного типа.

Смазка двухтактных двигателей, у которых, как известно, рабочая смесь всасывается в картер, осуществляется по большей части весьма примитивным образом, — без помощи всяких насосов. Этот упрощенный способ смазки состоит в следующем. Бензин и масло предварительно смешиваются в какой-либо посуде, и затем такая смесь наливается в бак мотоцикла. Количество масла в ней должно составлять около 1 :15 по объему. Из бака масло вместе с бензином всасывается через карбюратор в картер двигателя. При этом масло оседает на деталях кривошипного механизма, образуя на их поверхности маслянистую пленку.

Кроме простоты подобной смешанной смазки (применяемой, между прочим, на всех наших двухтактных мотоциклах) к числу ее достоинств надо отнести то, что подача масла находится в соответствии с числом оборотов двигателя и с нагрузкой.

Недостатком же смешанной смазки является обильное образование нагара, так как часть масла неизбежно попадает вместе с бензином в камеру сгорания цилиндра. Кроме того, само качество масла, разбавленного бензином, снижается. Поэтому и для двухтактных двигателей 255

применяют иногда непосредственную подачу масла к подшипникам

посредством насоса с малой производительностью.

На рис. 199 показаны различные способы, применяющиеся для под

вода масла, нагнетаемого насосом, к торцу коленчатого вала. В конструкции / конец вала вводится в бронзовую втулку (а), запрессованную в крышке распределения. Масло поступает в полость (в) через сверленную пробку (г) и отсюда — в канал, просверленный в коренной шейке вала. Устройство по типу II состоит в том, что масло вводится глубоко внутрь шейки вала при помощи трубки (д), укрепленной в крышке распределения и входящей в сверление шейки с небольшим зазором. Даль

нейшее продвижение масла производится преимущественно действием центробежной силы. При засорении масляных каналов масло вытекает

через зазоры в камеру распределительных шестерен. Поэтому при такой конструкции отпадает надобность включать в систему смазки перепускной предохранительный клапан. Более сложное устройство показано

Рис. 199. Способы подвода масла к торцу коленчатого вала.Рис. 199. Способы подвода масла к торцу коленчатого вала.на рис 199-///. Здесь масло (нагнетаемое насосом в полость е) поступает к валу через вращающийся ниппель. Последний состоит из двух гильз (/) и (g) с шаровыми головками, вставленных одна в другую. Пружина прижимает головку гильзы (/) к соответствующей выточке на конце вала, а гильзу (g) к донышку глухого подшипника, вставленного в крышку распределения.

Рис. 199. Способы подвода масла к торцу коленчатого вала.

Рис. 199. Способы подвода масла к торцу коленчатого вала.

Путь масла указан стрелками.

Если подача масла к ша

тунному роликовому подшипнику осуществляется за счет центробежной силы (как на рис. 196), или под небольшим давлением в масляной магистрали порядка 0,5 кг(см-, то отверстия каналов, выводящих масло из кривошипного пальца, располагаются на внешней части поверхности пальца, как показано на схеме а (рис. 200). В этом случае вытекание масла будет происходить в направлении от центра вращения к периферии под действием суммарной силы давления насоса и центробежной. По выходе из канала масло быстро выталкивается из подшипника центробежной силой, успевая смазать только небольшое число роликов (на схеме зачернены), находящихся вблизи отверстий. Остальные ролики получают смазку по мере дальнейшего вращения кривошипа, при прохождении их мимо выходных отверстий.

Более равномерное распределение масла по подшипнику получается при расположении выходных отверстий на внутренней поверхности пальца, согласно схеме б, так, что масло вытекает в направлении к центру вращения. При таком расположении отверстий центробежная сила противодействует давлению насоса, т. е. препятствует вытеканию масла, поэтому схему б возможно осуществить только при достаточно

большом давлении в масляной магистрали, порядка 3 кг!сЛ12 (так как°числе оборотов центробежная сила может создать про-

при большомтиводавление,при большомтиводавление,доходящее до 1,5 кг {см2).

при большомтиводавление,

при большомтиводавление,

SOSO-по-поФильтрФильтрMCNWI'WWMCNWI'WWРис. 201. Масляный бак.Рис. 201. Масляный бак.55!55!Скопление гвязиСкопление гвязиРис. 200. Расположение масляных отверстии на пальце кривошипа.

SO

SO

-по

-по

Фильтр

Фильтр

MCNWI'WW

MCNWI'WW

Рис. 201. Масляный бак.

Рис. 201. Масляный бак.

55!

55!

Скопление гвязи

Скопление гвязи

В быстроходных двигателях именно внутренняя сторона поверхности пальца является наиболее нагруженной, и потому усиленная подача

сюдасюдамасла наиболее необходима. При этом достигается еще одно пре-

сюда

сюда

СпускнаяпробкаНаконечники

MOGoonpoaodoD

имущество: твердые частицы, загрязняющие масло, отбрасываются центробежной силой в сторону, противоположную отверстиям, и не засоряют последних, отлагаясь по внешней стенке полости пальца.

25725717 А. м. Иерусалимский. 918.

257

257

Тогда минутная подача насоса будет

Q = T>d‘b-h*nx*'^K мм^ыт/т.

Или, заменяя h на 2ЛГ и переводя в см^,

Q

2it.d-b-M-nvTiH о, =ГООО '"^/мин.

Пусть, например, шестеренки насоса имеют по 10 зубьев при модуле М = 1,5- длина зуба b = 8 мм. Определим подачу насоса при числе оборотов двигателя 4000 об/мин. и передаче к насосу 1 :2.

Диаметр начальной окружности: d — 10-1,5 = 15 мм\ число оборотов насоса Пх = 4000: 2 = 2000 об/мин.; т1К = 0,7.

Подача:

Q =Q =2тг.15.8.1,5.2000.0,7юоо -2тг.15.8.1,5.2000.0,7юоо -1600 ^8/мин, — i#6 Л/МНН-1600 ^8/мин, — i#6 Л/МНН-Рис. 203. Двойной плунжерный насос.Рис. 203. Двойной плунжерный насос.

Q =

Q =

2тг.15.8.1,5.2000.0,7

юоо -

2тг.15.8.1,5.2000.0,7

юоо -

1600 ^8/мин, — i#6 Л/МНН-

1600 ^8/мин, — i#6 Л/МНН-

Рис. 203. Двойной плунжерный насос.

Рис. 203. Двойной плунжерный насос.

Другой распространенный тип масляного насоса показан на рис. 203 (см. также рис. 54). Эго — поршневой, или так называемый плунжерный насос. Здесь также в одном корпусе объединены оба насоса—■ нагнетающий и отсасывающий.

Корпус насоса представляет собой бронзовую или алюминиевую отливку с® сверлениями для двух скалок и для подвода и отвода масла. Выходные отверстия снабжены шариковыми клапанами.

Скалки расположены параллельно и приводятся в движение общим пальцам, расположенным эксцентрично на конце оси одной из распределительных шестерен.

Диаметр скалки отсасывающего насоса делают больше, чем нагнетающего, вследствие чего и производительность первого больше. Ход обеих скалок, конечно, одинаков и равен двойной величине эксцентриситета пальца, т. е. 5—6 мм.

260

в картерев картереНагнетающее Всасывающее отверстие _)-и.. ,<«.. ^отверстиеНагнетающее Всасывающее отверстие _)-и.. ,<«.. ^отверстиесо всасывающим и нагнетающим каналами, просверленными двигателя. Оба насоса — нагнетающий и отсасывающий — приводятся в действие общим валом. Расположение их в крышке распределения видно на рис. 204.Кроме шестеренчатых и плунжерных насосов иногда применяются также коловратные.со всасывающим и нагнетающим каналами, просверленными двигателя. Оба насоса — нагнетающий и отсасывающий — приводятся в действие общим валом. Расположение их в крышке распределения видно на рис. 204.Кроме шестеренчатых и плунжерных насосов иногда применяются также коловратные.Насос укрепляют винтами непосредственно в камере распределительных шестерен (как на рис. 54) или с наружной стороны крышки распределения (как на рис. 203).

в картере

в картере

Нагнетающее Всасывающее отверстие _)-и.. ,<«.. ^отверстие

Нагнетающее Всасывающее отверстие _)-и.. ,<«.. ^отверстие

со всасывающим и нагнетающим каналами, просверленными двигателя. Оба насоса — нагнетающий и отсасывающий — приводятся в действие общим валом. Расположение их в крышке распределения видно на рис. 204.

Кроме шестеренчатых и плунжерных насосов иногда применяются также коловратные.

со всасывающим и нагнетающим каналами, просверленными двигателя. Оба насоса — нагнетающий и отсасывающий — приводятся в действие общим валом. Расположение их в крышке распределения видно на рис. 204.

Кроме шестеренчатых и плунжерных насосов иногда применяются также коловратные.

Весьма простая конструкция плунжерного насоса с качающимся корпусом представлена на рис. 204.

Плунжер насоса 1 приводится в движение пальцем 3, расположенным на торце приводного вала 4, вследствие чего плунжер совершает движения, аналогичные движениям шатуна. Отклонения плунжера от вертикальной оси вызывают повертывание корпуса насоса, попеременно "у в обе стороны. Таким образом, полость насоса попеременно сообщается

Рис. 204. Плунжерный насос с качающимся корпусом.

1 — плунжер; 2 — корпус; 3 — палец приводного вала; 4 — приводный вал; 5 — червяк.

Так как смазка служит также и для охлаждения внутренних деталей двигателя, то количество масла, которое должен подать насос, зависит не только от оборотов двигателя, но и от его теплового режима, т. е. от величины сжигаемого заряда, определяемой положением дросселя кар- К бюратора.

При максимальной нагрузке дроссель открыт полностью, но число оборотов может быть сравнительно невелико и, следовательно, подача 1 масла* насосом будет недостаточна. Поэтому целесообразно регулировать подачу насоса, связывая ее с положением дросселя или вводя в устройство насоса центробежный регулятор, усиливающий подачу при уменьшении оборотов двигателя.

ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА

57. Подача топлива

Топливная система мотоцикла состоит из бака для горючего, бензи- нопровода, соединяющего бак с карбюратором, и самого карбюратора. В бензинопровод включаются обыкновенно фильтры и отстойники, в которых задерживаются пыль, грязь и другие твердые примеси.

Так как бак располагается в верхней части рамы, над двигателем, то подача топлива может быть осуществлена простейшим способом самотеком. Эта система в действительности и применяется всегда на мотоциклах.

Объем бака должен быть рассчитан таким образом, чтобы помещающийся в нем запас топлива был достаточен для пробега около 300 км.

Рис. 205. Расход топлива на 1 км (в граммах).

Для суждения о потребном на такое расстояние количестве бензина на рис. 205 воспроизведена диаграмма, составленная по практическим данным и показывающая средний расход топлива в граммах на 1 км в зависимости от рабочего объема цилиндров, при движении со средней скоростью 40 км[ч. в нормальных дорожных условиях. По этим данным легко подсчитать необходимый запас топлива. Например, для мотоцикла 500 см3 диаграмма дает расход 25 г на 1 км пути.

Следовательно, на 300 км требуется: 25-300 = 7,5 кг.

Считая удельный вес бензина 2-го сорта — 0,740, получим, что минимально необходимая емкость бака составляет:

7,5- _

0.740 — 10 л-

Учитывая возможность движения в менее благоприятных условиях, следует увеличить найденный объем на 25—ЗО°/о.

Современные формы баков, которые можно видеть на помещенных в начале книги общих видах мотоциклов, определились отчасти эстетическими соображениями, главным же образом—стремлением получить хорошую обтекаемость бака и сочетать его форму с конструкцией рамы.

263

' Прежняя, призматическая форма бака, укрепляемого между двумя верх- s ними параллельными трубами рамы, в настоящее время не может быть Е- применена потому, что современные рамы имеют скошенную форму и р таким образом под верхней трубой не остается места для бака доста- К точной вместимости. По этой причине пришлось поднять бак выше рамы, ' придав ему седлообразную форму, охватывающую верхнюю трубу. Рамы, В штампованные из листового материала и состоящие из двух боковин, К дают возможность поместить бак в промежутке между ними, где он Г хорошо защищен от повреждений (см. рис. 14).

Конструкция бака пеказана на рис. 206. Материалом для изготовле- S дня служит листовая сталь толщиной 0,85—1 мм. Баки из листовой латуни не обладают достаточной прочностью и довольно скоро дают . трещины. Внутренняя поверхность бака подвергается лужению или покрывается специальным лаком (например бакелитовым). Швы, соединяющие отдельные элементы, завариваются. В верхнюю часть вставляется и приваривается горловина с достаточно широким отверстием (диаметром 50—80 мм?) для наполнения бака горючим, закрываемая крышкой того или иного устройства. В крышке должно быть предусмотрено сообщение с атмосферой во избежание прекращения подачи топлива в карбюратор. В дно бака вставляется штуцер для присоединения бензокраника). Бензопроводная трубка должна быть не меньше 6 мм по внутреннему диаметру, чтобы предотвратить образование в ней воздушных пробок, засорение и вообще нарушение подачи горючего. Весьма целесообразны и удобны гибкие дюритовые шланги.

Так как нижняя седловина бака разгораживает его на две части, то при одном штуцере, как показано на рис. 206, топливо из другой половины не может вытечь полностью. Для устранения этого недостатка, не имеющего впрочем большого практического значения, делают два штуцера в обеих половинах бака, и соединяют их U-образной трубкой.

По окончании сборки баки испытываются на герметичность под небольшим давлением ~ 1,5 атм.

Крепление бака к раме производится болтами, для которых предусмотрены лапы А и В, форма и расположение которых зависят от конструкции рамы. Крепление должно быть эластичным. С этой целью в болтовые соединения часто включаются толстые резиновые прокладки.

Подбор карбюратора

Производство карбюраторов представляет собой самостоятельную и специализированную отрасль промышленности, сосредоточенную на подсобных заводах. Лишь в самом начале развития мотоциклостроения мотоциклетные заводы, пытались изготовлять карбюраторы сами, что приводило к большому разнообразию типов и отражалось как на качестве карбюраторов, так и на стоимости их. В настоящее время все мотоциклетные заводы, за редким исключением, приобретают карбюраторы в готовом виде. Эта практика имеет место и у нас в Союзе.

Рис. 206. Бак мотоцикла.Рис. 206. Бак мотоцикла.

Рис. 206. Бак мотоцикла.

Рис. 206. Бак мотоцикла.

Таким образом, задача мотоциклетного конструктора в отношении карбюратора ограничивается выбором его типа и размера и установкой на двигателе. В этом разрезе она здесь и рассматривается).

При выборе типа и конструкции карбюратора следует руководствоваться теми же соображениями, которые вообще надо всегда иметь в виду при оценке мотоциклетных конструкций: карбюратор должен быть прежде всего прост и иметь возможно меньше деталей, нуждающихся в регулировке. Он должен требовать минимального внимания со стороны водителя и автоматически приспособляться к режиму двигателя в весьма широком диапазоне оборотов.

Наблюдая эволюцию мотоциклетных карбюраторов на протяжении около тридцати лет, мы можем констатировать, что именно в этом направлении и шло их конструктивное развитие: карбюратор постепенно освобождался от всяких дополнительных воздушных клапанов с регулирующимися пружинками, капиллярных трубочек, вечно подверженных засорению, игольчатых^ентилей для регулировки сечений жиклеров и пр.

В результате современный мотоциклетный карбюратор приобрел такие формы, что любителям „регулировки" почти ничего не осталось для проявления собственной инициативы.

Принцип коррекции смеси путем торможения воздухом работы жиклера, осуществляемый без всякого механического воздействия, получает все более широкое распространение на мотоциклетных карбюраторах с одновременны* улучшением их автоматичности.

Считаясь с разнообразием климатических условий в Союзе, следует, однако, признать положительным фактором и такие приспособления, как длинная коническая игла, входящая в канал главного жиклера, что дает возможность в случае необходимости легко корректировать заводскую регулировку, не прибегая к рассверливанию или запаиванию жиклеров и другим кустарным способам. В работе карбюратор должен удовлетворять следующим требованиям:

двигатель должен легко запускаться и спокойно работать без нагрузки (на холостом ходу) с малым числом оборотов при закрытом или почти закрытом дросселе; с этой целью современные карбюраторы снабжаются, как правило, пусковыми приспособлениями;

двигатель должен хорошо забирать под нагрузкой, т. е. при открытии дросселя немедленно прибавлять число оборотов и ускорять движение машины, без хлопков и выстрелов в карбюратор или глушитель;

расход топлива не должен значительно отличаться от средних норм, указанных в предыдущем параграфе.

Эти результаты должны быть получены на самом заводе, и они достигаются надлежащим подбором размеров карбюратора и сечений жиклеров.

Размеры карбюратора характеризуются внутренним диаметром его всасывающей трубы. Эти размеры легко подбираются по данным каталогов карбюраторных заводов в зависимости от рабочего объема цилиндра. Обычно карбюраторные заводы выпускают 3—4 размера карбюраторов для мотоциклов разной кубатуры.

Например, трест английских карбюраторных заводов AMAL выпускает следующие размеры карбюраторов для мотоциклов транспортнодорожного типа:

Для мотоциклов с рабочим

объемом цилиндрадо 175 см3 250 см3 350 см3 500 с^и3 600 слт»

Размер карбюратора (диам.9 „

всасыв. трубы)16,7мм 18,25 мм 19,8 мм { ^ мм { 23,8 ^

Для спортивных и гоночных машин устанавливались карбюраторы с увеличенным диаметром всасывающей трубы.

Известный французский завод „Зенит" ограничивается только тремя размерами: 18, 22 и 26 мм. Таким образом, выбор размеров карбюратора не представляет затруднений.

Рис. 207. Подбор жиклера.Рис. 207. Подбор жиклера.зоваться ^как нием.зоваться ^как нием.П'П'Окончательный выбор размерен жиклеров производится экспериментальным путем. С этой целью измеряют мощность Ne и часовой расход топлива Q при постоянном числе оборотов, близком к нормальному эксплоата- ционному режиму двигателя, например при 3000 об/мин., устанавливая последовательно в карбюраторе жиклеры разных сечений. Результаты замеров наносят на диаграмму, как показано на тветствуют мощности, полученнойОкончательный выбор размерен жиклеров производится экспериментальным путем. С этой целью измеряют мощность Ne и часовой расход топлива Q при постоянном числе оборотов, близком к нормальному эксплоата- ционному режиму двигателя, например при 3000 об/мин., устанавливая последовательно в карбюраторе жиклеры разных сечений. Результаты замеров наносят на диаграмму, как показано на тветствуют мощности, полученнойЗаводские каталоги и инструкции дают обычно ориентировочные указания и относительно размеров жиклеров, которыми можно восполь-

Рис. 207. Подбор жиклера.

Рис. 207. Подбор жиклера.

зоваться ^как нием.

зоваться ^как нием.

П'

П'

Окончательный выбор размерен жиклеров производится экспериментальным путем. С этой целью измеряют мощность Ne и часовой расход топлива Q при постоянном числе оборотов, близком к нормальному эксплоата- ционному режиму двигателя, например при 3000 об/мин., устанавливая последовательно в карбюраторе жиклеры разных сечений. Результаты замеров наносят на диаграмму, как показано на тветствуют мощности, полученной

Окончательный выбор размерен жиклеров производится экспериментальным путем. С этой целью измеряют мощность Ne и часовой расход топлива Q при постоянном числе оборотов, близком к нормальному эксплоата- ционному режиму двигателя, например при 3000 об/мин., устанавливая последовательно в карбюраторе жиклеры разных сечений. Результаты замеров наносят на диаграмму, как показано на тветствуют мощности, полученной

рис. 207, где точки 1, 2, 3, 4, 5

при одном и том же числе оборотов, но с пятью разными размерами жиклеров. Деля замеренные одновременно расходы топлива на Ne, определяют соответствующий каждому жиклеру удельный расход топлива на 1 л. с./час, что позволяет нанести кривую 7 = -^-.

Сопоставляя обе кривые, нетрудно сделать заключение относительно наивыгоднейшего размера жиклера. Таковым будет, согласно рис. 207, жиклер № 2, так как при нем достигается почти такая же мощность, какую дают № 3 и 4, но со значительно меньшим расходом топлива на силу-час. Жиклер № 5 явно невыгоден, так как при меньшей мощности дает повышенный расход. Наиболее экономным является жиклер № 1, но при нем недостаточно используется возможная мощность двигателя.

"59. Монтаж карбюратора на мотоцикле

Карбюратор крепится к цилиндру двигателя со стороны, обращенной к заднему колесу. При этом поплавковая камера располагается в плоскости, перпендикулярной к оси всасывающей трубы рис. 208. При таком расположении подъемы дороги не оказывают влияния на уровень бензина 266

жиклере и поплавковой камере. Крепление карбюратора к вса- Выв1юшему патрубку цилиндра производится или с помощью хомутика, стягивающего расширенный конец трубы карбюратора, или посредством фланца на двух шпильках. Размеры этих креплений нормализованы и находятся в зависимости от диаметра всасывающей трубы карбюратора).

На V-образных двигателях карбюратор помещается в углу между цилиндрами и укрепляется на общей трубе, имеющей форму тройника.

За последнее время карбюраторы на мотоциклах начали устанавливать таким образом, чтобы всасывающая труба располагалась с некоторым наклоном в сторону цилиндра, как это ясно видно, например, на рис. 2 и 3. Цель такого устройства состоит в том, чтобы предотвратить вытекание из всасывающей трубы бензина, оседающего на стенках трубы, или уменьшить выдувание его из карбюратора в те моменты, когда в трубе возникает повышенное давление после закрытия всасывающего клапана. Кроме того, при верхнем расположении клапанов всасывающий патрубок цилиндра приобретает более плавное закругление и оказывает меньшее сопротивление течению смеси.

Управление дросселем и воздушным корректором карбюратора производится, как известно, при помощи гибких тросов Боудена, проведенных от карбюратора к рулю (к правой рукоятке). Один конец наружной оболочки троса закрепляется неподвижно в крыш

ке смесительной камеры карбюратора, дру- рИС-208. Расположение каргой— ца руле; сама оболочка поддерживаетсябюратора.

несколькими зажимами на раме так, чтобы не получалось резких перегибов. Концы троса, скользящего внутри оболочки, прикрепляются — один к дросселю или корректору смеси, другой — к приспособлению, фиксирующему положение названных органов карбюратора. Приспособления эти выполняются в виде рычажков (манеток), удерживаемых в определенном положении трением, или в виде вращающейся рукоятки.

Производство их, как и самих карбюраторов, выгоднее сосредоточивать на специальных подсобных заводах, а конструкция их может р быть стандартизирована).

ГЛАВА X

ЗАЖИГАНИЕ И ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ МОТОЦИКЛА60. Свечи для мотоциклетных двигателей

ввНезависимо от принятой системы зажигания воспламенение смеси цилиндре производится всегда одним и тем же способом: с помощью ввернутой в камеру сгорания свечи, к полюсам которой подводится ток

в

в

высокого напряжения.

Производством свечей занимаются специальные заводы. Мотоциклетного конструктора непосредственно касается только вопрос о выборе типа и размера свечи и ее расположения на головке цилиндра. При том разнообразии условий сгорания, которые имеются в современных мотоциклетных двигателях, правильный выбор типа свечи имеет весьма существенное значение. Каждый тип двигателя требует и особой конструкции свечи в зависимости ет степени сжатия и тех температурных условий, какие имеются в цилиндре. Мы встречаемся здесь с двумя противоречащими друг другу требованиями: с одной стороны, полюсы свечи должны быть настолько горячими, чтобы полностью сжигать неизбежно попадающее на них и во внутреннюю полость свечи масло; с другой стороны, они не должны раскаляться наствлько, чтобы вызывать самопроизвольное воспламенение смеси и быстрое обгорание самих полюсов.

Поэтому свеча, удовлетворительно работающая на двигателе, обладающем определенным тепловым режимом, может оказаться совершенно непригодной для двигателя другого типа.

Представим себе, например, термические условия в двигателе транспортного дорожного мотоцикла. Сжатие здесь обыкновенно невелико так же, как и нормальное число оборотов; двигатель снабжен по большей части боковыми клапанами с расположением свечи над всасывающим клапаном, где она хорошо охлаждается свежим зарядом в промежутках между вспышками. Поэтому, чтобы поддержать достаточно высокую температуру полюсов свечи для сжигания масла, их делают сравнительно тонкими, а внутреннюю полость свечи-—по возможности больших размеров, чтобы тепло заполняющих ее горячих газов не рассеивалось слишком быстро.

Если такую свечу поставить на спортивную машину с высоким сжатием, высокой температурой сгорания и с большим числом оборотов, то, очевидно, полюсы свечи, не рассчитанные на эти условия, быстро перегреются, металл их начнет разрушаться, а в двигателе будут происходить самопроизвольные вспышки.

Поэтому для двигателей подобного типа свечи конструируются иначе: полюсы их делаются более массивными, а внутренний конус изолятора свечи укорачивается для быстрого отвода тепла наружу. Иногда для охлаждения свечи устраивают отверстия в изоляторе или в основном корпусе и цоколь свечи снабжают ребрами. Однако в свою очередь на нормальной дорожной машине такая свеча не может работать удовлетворительно; полюсы ее здесь окажутся слишком холодными, они не будут сжигать попадающего в свечу масла, и изоляция во внутренней, уменьшенной полости свечи быстро покроется масляным нагаром, т. е. проводником тока. Между центральным стержнем и стенками свечи образуется короткое замыкание, и свеча перестает действовать.

В двухтактных двигателях свеча также работает в тяжелых, по сравнению с четырехтактным, условиях вследствие двойного количества вспышек при равных числах оборотов.

Отсюда видно, насколько важен правильный выбор типа свечи для современного двигателя. Выбор этот облегчается указаниями заводов-поставщиков. Например, известный завод Бош подразделял выпускаемые им свечи на несколько групп, характеризуемых условным термическим или „калильным" числом, выбитым на цоколе свечи: 45, 95,

268

145 175. Чем выше термическое число, тем выше степень сжатий и числе оборотов двигателя, для которого данная свеча предназначена, размеры свечей в настоящее время ве всех странах нормализованы. Нарезка применяется метрическая—18X1»^ л^ или 14 X 1,25 мм.

г Свечи с диаметром нарезки 14 ли быстрей достигают температуры самоочищения при пуске двигателя в ход и по своим термическим свойствам лучше подходят к условиям работы мотоциклетных двигателей, почему в настоящее время преимущественно и применяются.

-— Ф215 -'-— Ф215 -'Рис. 209. Свечи завода Ленкарз: / — свеча А 11 — 11; 2 — свеча М 15—15.Рис. 209. Свечи завода Ленкарз: / — свеча А 11 — 11; 2 — свеча М 15—15.

-— Ф215 -'

-— Ф215 -'

Рис. 209. Свечи завода Ленкарз: / — свеча А 11 — 11; 2 — свеча М 15—15.

Рис. 209. Свечи завода Ленкарз: / — свеча А 11 — 11; 2 — свеча М 15—15.

Размеры свечей отечественного производства и их конструкция показаны на рис. 209. Длина ввертной части делается различная — от 11 до 20 мм. Свечи 18 мм маркируются буквой М, свечи 1.4 мм — буквой А. Кроме того, маркировка указывает длину ввертной части корпуса свечи и длину внутреннего конуса изолятора. Последнее число дает возможность судить о термических свойствах свечи: чем короче конус изолятора, тем „холоднее" свеча, т. е. выдерживает без перегрева более высокие температуры в цилиндре.

Изоляторы изготовляются из керамической массы (стеатита или глинозема), электроды — из никелевой стали. Расположение свечи на головке цилиндра зависит от конструкции головки. При боковых клапанах, как было уже сказано, свеча помещается в центральной части камеры сгорания или несколько сдвинута к выхлопному клапану. При верхних клапанах свечу устанавливают сбоку головки, наклонно, что до некоторой степени предохраняет ее ®т забрасывания маслом и в то же время облегчает доступ к свече.

Системы зажигания и электрооборудования

На современных мотоциклах применяются две системы зажигания: 1) от магнето высокого напряжения и 2) батарейное зажигание от аккумуляторов, соединенных с генератором постоянного тока, напряжением обычно в 6 вольт.

Так как приборы электрооборудования также являются специальной отраслью промышленности, то конструктора мотоцикла непосредственно касаются только вопросы выбора той или иной системы и ее монтажа на мотоцикле.

При выборе системы зажигания приходится считаться с тем, что электрическое освещение и такой же сигнал, а иногда и стартер являются обязательной принадлежностью современного мотоцикла.

Ацетиленовые фонари и сигнальные рожки с резиновой грушей давно отошли в область преданий.

Поэтому батарейная система, при которой один и тот же источник электроэнергии обслуживает одновременно и зажигание и освещение со всеми прочими приборами, несомненно, имеет на своей стороне экономические преимущества: она дешевле, так как сравнительно дорогой прибор, каким является магнето, заменяется здесь катушкой и прерывателем, стоимость которых в 2—3 раза меньше.

К числу преимуществ батарейного зажигания надо отнести также более легкий пуск двигателя в ход, так как напряжение вторичного тока и интенсивность искры при пуске от аккумулятора не зависят от числа оборотов.

С увеличением числа оборотов напряжение вторичного тока при батарейном зажигании постепенно снижается, так как сердечник катушки не успевает намагничиваться вследствие кратковременности замыкания контактов.

При числе размыканий около 4000 в минуту напряжение вторичного тока снижается до 5000—60С0 вольт, т. е. зажигание становится ненадежным.

Однако такое большое число размыканий может иметь место только у четырехцилиндровых или двухтактных двигателей, у которых прерыватель делает столько же оборотов, как и вал двигателя. У одноцилиндровых четырехтактных двигателей прерыватель вращается вдвое медленнее коленчатого вала, и, следовательно, указанное выше число размыканий первичного тока никогда не достигается. У двухцилиндровых четырехтактных двигателей число размыканий прерывателя равно числу оборотов коленчатого вала, поэтому падение напряжения вторичного тока может иметь некоторое значение при весьма большом числе оборотов, и для них более надежным способом зажигания является магнето.

Ненадежность батарейного зажигания для мотоциклов заключается главным образом в том, что оно зависит от исправного состояния аккумуляторов, требующих умелого обращения и внимательного наблюдения. При неисправности системы мотоциклист лишается сразу не только освещения, с чем еще можно иногда примириться, но и зажигания, что совершенно выводит машину из строя.

Магнето в этом отношении стрит вне конкуренции. Современные конструкции и способы производства магнето достигли такой высокой

степени совершенства, что приборы этого рода не требуют почти никакого ухода, отказ же их в работе можно считать редким и маловероятным исключением.

Таким образом, с той точки зрения,с которой мы все время оцениваем здесь мотоциклетные конструкции, т. е. со стороны их простоты, надежности и нетребовательности, надо признать наиболее целесообразной систему зажигания от магнето, независимую от осветительной системы.

Приняв такую раздельную систему, конструктор будет поставлен перед необходимостью разместить на машине и обеспечить привод от двигателя не только для магнето, но и для динамо.

Площадка для магнето располагается обыкновенно на картере двигателя, позади цилиндра. Размеры ее и способ крепления сообразуются с выбранным типом магнето*).

Привод заимствуется от одной из распределительных шестерен и выполняется по большей части в виде набора шестерен с общим передаточным числом 1:2 относительно оборотов коленчатого вала (так как якорь магнето четырехтактных двигателей с одним и двумя цилиндрами всегда вращается вдвое медленней коленчатого вала).

Реже применяется цепная передача, также от одной из распредели- Е тельных шестерен (рис. 154, 157).

Расположение магнето на двигателе с горизонтальными цилиндрами см. на рис. 10.

Что касается динамо, то для крепления его лучше всего предусмотреть специальный кронштейн на самом картере, в передней его части, как это показано, например, на рис. 52. В этом случае привод может быть выполнен так же, как и для магнето,- т. е. набором шестеренок, ® с той, однако, разницей, что передаточное отношение здесь должно быть иное, в соответствии с характеристикой выбранного типа генератора. Обыкновенно мотоциклетные динамо развивают полную силу тока при й2500—3000 об/мин., предельное же допустимое число оборотов для них

К' составляет около 8000 об/мин. Поэтому скорость вращения якоря относительно коленчатого вала подбирается в отношении 1,5—1,8:1 :(т. е. относительно распределительных шестерен 3—3,5:1).

Другой способ установки динамо состоит в креплении ее на раме . мотоцикла с помощью хомутов подходящей формы. Несколько вариантов этого способа показано на рис. 210.

Трансмиссией от двигателя служит клиновидный резиновый ремень ^х/"). Ведущий шкив укрепляется на коленчатом валу вместе с зубчаткой передней цепи.

В настоящее время такая система выходит из употребления, так как она имела смысл лишь тогда, когда электрическое освещение не являлось стандартным оборудованием мотоцикла.

С другой стороны, получают все бдльшее распространение так называемые „ магдино “, представляющие собой соединение в одном агрегате Двух независимых друг от друга приборов—магнето высокого напряжения и генератора постоянного тока (рис. 211). Первое обслуживает систему [ зажигания, второй-—совместно с аккумуляторной батареей — освещение и сигнал. Никакой электрической связи между обеими системами нет,

" *) Соответствующие данные см. Мотоциклетный справочник.

271

Рис. 210. Схемы крепления динамо.рис. 211. Магдино МД-132.Рис. 210. Схемы крепления динамо.рис. 211. Магдино МД-132.

Рис. 210. Схемы крепления динамо.рис. 211. Магдино МД-132.

Рис. 210. Схемы крепления динамо.рис. 211. Магдино МД-132.

и в некоторых конструкциях динамо можно даже отнять от корпус магнето без всякого нарушения работы последнего. Весь смысл такого устройства — в объединении обоих агрегатов на общем постаменте и общем приводе, что представляет несомненно наиболее практичное, удобное и экономное решение задачи.

В двухтактных двигателях для зажигания также может быть использовано обыкновенное магнето с цепным приводом к нему непосредственно от коленчатого вала. При этом число оборотов якоря магнето должно быть равно числу оборотов двигателя (передаточное отношение 1:1). Однако за последние годы преимущественное распространение на двухтактных двигателях получило особое устройство магнето с вращающимися магнитами, укрепленными на маховике (рис. 212). Якорь и прерыватель расположены на неподвижном диске, который крепится к наружной стенке картера. Путем небольшого усложнения крепления можно обеспечить возможность повертывания этого диска на некоторый угол, чем достигается изменение момента зажигания. По большей части, однако, его закрепляют неподвижно, установив раз навсегда определенное опережение зажигания, примерно соответствующее нормальному режиму работы (~30°). Магнето этого рода необходимо тщательно закрывать наружным кожухом от попадания влаги, что, впрочем, не представляет особых затруднений.

Главное преимущество этой системы в том, что она не требует особого места на машине и устройства привода.

Кроме того, с небольшими изменениями она может быть использована и для освещения. С этой целью концы сердечника якоря 4 снабжаются добавочной толстой обмоткой, не связанной с основными обмотками якоря. Вращение магнитов индуктирует в ней ток низкого напряжения, который можно непосредственно направить к фарам, без аккумулятора. В этом случае, конечно, освещение будет действовать только во время работы двигателя, а интенсивность света — изменяться в зависимости от числа оборотов.

Этот недостаток устраняется, если в цепь включить аккумуляторную батарею, как показано на схеме рис. 213.

В этом случае необходим, конечно, и автоматический выключатель Для разобщения батареи и катушек. Завод Вильерс, применявший эту систему для своих двухтактных двигателей, делал выключатель центробежного типа в виде качающегося рычажка с грузиком на одном плече. При 1500 об/мин. автомат включается, при падении оборотов до 1000 он выключается. Замыкание обмоток производится через массу при помощи неподвижной угольной щетки, закрепленной на кожухе магнето, и вращающегося на маховике коммутатора, действие которого понятно из схемы. Благодаря такому устройству выключатель одновременно является и выпрямителем, т. е. пропускает в батарею ток только одного направления, что, конечно, совершенно необходимо, так как в катушках индуктируется переменный ток.

Выпрямитель может быть устроен и на другом принципе, а именно на свойстве некоторых металлов, например закиси меди или селена, пропускать ток лишь в одном направлении. Поэтому, если в цепь между магнето и батареей включить такой выпрямитель, то можно заряжать аккумулятор переменным током.

Рис. 213. Схема освещения от магнето с вращающимися магнитами.Рис. 213. Схема освещения от магнето с вращающимися магнитами..6 6ю а ч.6 6ю а ч

Рис. 213. Схема освещения от магнето с вращающимися магнитами.

Рис. 213. Схема освещения от магнето с вращающимися магнитами.

.6 6

ю а ч

.6 6

ю а ч

Обратимся теперь к системе батарейного зажигания. В этом случае мы имеем только один источник электроэнергии — генератор постоянного тока, который обслуживает зажигание, питает фары и подзаряжает аккумуляторную батарею, выполняющую те же функции при малом числе оборотов и при запуске двигателя.

Установка динамо производится, конечно, так же, как и при выше описанной раздельной системе. В частности, для нее может быть использована освободившаяся площадка магнето. В двухтактных двигателях якорь генератора может быть монтирован непосредственно на валу двигателя (рис. 191), а статор (обычно миогополюсный)—на картере двигателя. Вместе с тем прибавляются два новых прибора—бобина и прерыватель (или прерыватель-распределитель в случае двухцилиндрового двигателя). Местоположение бобины, очевидно, не имеет принципиального значения, и она может быть прикреплена к раме мотоцикла там, где это окажется

удобней. Прерыватель должен иметь привод от двигателя с передачей 1:2 (для четырехтактного двигателя). Поэтому его помещают или на распределительной коробке двигателя, связав с одной из кулачковых шестерен, либо на самом генераторе, подобрав надлежащим образом передаточное отношение.

Местоположение аккумуляторной батареи следует выбирать с таким расчетом, чтобы она помещалась возможно ближе

к центру тяжести мотоцикла, где она меньше всего подвергается тряске.

Габаритные размеры мотоциклетных аккумуляторов отечественного производства: ЗМТ20 — 174 X 78 X 162 и ЗМТ7 — 165 X 76 X 178 (длина, ширина и высота).

Наконец, щиток с контрольными приборами (амперметр, переключатель освещения, выключатель зажигания и пр.) помещается на передней части бака, на руле или в корпусе фары *).

Современные достижения электротехники позволяют ожидать новых решений в зажигании и электрооборудевании мотоцикла. Генераторы постоянного тока могут обеспечить зажигание смеси в цилиндре только при весьма значительном числе оборотов, вследствие чего пуск в ход Двигателя непосредственно от динамо (без аккумулятора), если и может быть осуществлен, то лишь с большими трудностями. Между тем, современные многополюсные генераторы переменного тока с отдельной индукционной катушкой обеспечивают надежное искрообразование уже

м *) Габаритные размеры, веса и монтажные схемы электрооборудования см. мотоциклетный справочник.

*

при 150—200 об/мин, которые можно сообщить валу двигателя обыкновенным педальным стартером. По своим габаритам такие генераторы вполне пригодны для установки на мотоцикле. По конструкции они проще и надежнее (отсутствуют щетки, коллектор, пружины и проч.). При мощности 60—80 ватт они могут питать не только зажигание, но и приборы освещения — непосредственно или путем подзарядки аккумуляторной батареи. В последнем случае между генератором и батареей должен быть, конечно, включен медно-закисный или селеновый выпрямитель. Применение выпрямителя исключает необходимость иметь в схеме реле, так как выпрямитель не пропускает токи обратного направления. Вся схема, таким образом, значительно упрощается, и вместе с тем зажигание становится независимым от состояния батареи.

СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧАСИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧАТРАНСМИССИЯ МОТОЦИКЛАТРАНСМИССИЯ МОТОЦИКЛАшшIVIVVIVIРис. 214. Схемы трансмиссии.Рис. 214. Схемы трансмиссии.помощьюпомощью

СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА

СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА

ТРАНСМИССИЯ МОТОЦИКЛА

ТРАНСМИССИЯ МОТОЦИКЛА

ш

ш

IV

IV

VI

VI

Рис. 214. Схемы трансмиссии.

Рис. 214. Схемы трансмиссии.

помощью

помощью

ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ

ГЛАВА XI

Передача крутящего момента двигателя на заднее колесо

Передача крутящего момента двигателя ведущему колесу может быть выполнена несколькими способами. Способы эти представлены схематически на рис. 214 в той исторической последовательности, в какой они

применялись в разное время на мотоциклах. Схема / изображает ременную передачу, которой пользовались первые мотоциклетные конструкторы: малый шкив А насаживался на коленчатый вал двигателя, большой шкив В закреплялся на заднем колесе, и оба шкива соединялись бесконечным ремнем. Ремень вначале был плоский кожаный, затем на смену ему явился резиновый клиновидный ремень, трапецеидального сечения, который соприкасался со шкивом соответствующей формы не нижней своей поверхностью, а боковыми сторонами, образующими угол 28°. Такой ремень имеет стремление при увеличении нагрузки заклиниваться в глубь шкива, вследствие чего не требуется сильного натяжения для обеспечения доста-

точного сцепления со шкивом.точного сцепления со шкивом.Для изменения силы сцепления ремня

точного сцепления со шкивом.

точного сцепления со шкивом.

со шкивом применялся вначале натяжной ролик, с

которого можно было осуществить холостой ход, а также изме- 277

нять отношение чисел оборотов двигателя и заднего колеса за счет буксования ремня. Впоследствии появились приспособления, позволявшие изменять передаточное отношение другим способом, не вызывая буксования ремня: щеки ведущего шкива можно было раздвигать на ходу; следовательно, ремень заклинивался глубже, что равносильно уменьшению рабочего диаметра шкива. Для сохранения необходимого натяжения ремня щеки ведомого шкива одновременно сближались, или все заднее колесо отодвигалось назад.

При всем остроумии и изобретательности, проявленной конструкторами, подобные приспособления действовали очень ненадежно, быстро изнашивались и расстраивались, регулировка же их была сложна и непосильна для малоквалифицированного водителя.

Следующим шагом вперед, значительно упростившим ременную передачу, было применение коробок передач планетарного типа, помещавшихся во втулке заднего колеса и заимствованных от велосипеда. Он i удержались в мотоциклетных конструкциях довольно долго (до 1913— 1914 г.) и значительно упростили обращение с мотоциклом и надежность ременной передачи.

Вскоре, однако, они были вытеснены отдельными коробками передач автомобильного типа, введение которых сделало невозможным применение ременной передачи в чистом виде. Ввиду малого расстояния между валами двигателя и коробки передач использовать здесь ремень было нельзя, и пришлось заменить его цепью. Таким образом, ременная передача сразу наполовину сдала свои позиции и сохранилась только в качестве заднего привода, от коробки к ведущему колесу. Получилась комбинированная, ременно-цепная трансмиссия, представленная на схеме II. Главное ее преимущество усматривали в эластичности ремня, которая смягчала неравномерность вращающего момента двигателя. Это преимущество не искупало, однако, основного недостатка ремня — буксования его во время дождя и низкого к. п. д.

Постепенное возрастание мощности мотоциклетных двигателей и повышение требований, предъявляемых к динамике мотоцикла, заставили искать более надежный способ передачи и отказаться от предубеждения против цепи, как трансмиссии, пригодной якобы только для многоцилиндровых двигателей.

Улучшение балансировки одноцилиндровых двигателей и включение в трансмиссию амортизаторов позволило перейти полностью на цепную передачу.

Она и сделалась вскоре основным типом трансмиссии, которым снабжаются до 90% современных мотоциклов. Ременная передача сохраняется еще иногда только для очень легких, дешевых моделей и для веломоторов.

Обычная схема цепной передачи показана на схеме ///, где оба привода— передний и задний—расположены с одной стороны мотоцикла (с левой). Вариантом ее является схема IV, отличающаяся от предыдущей тем, что цепь на заднее колесо расположена с другой стороны машины. Это несколько упрощает конструкцию коробки передач и дает возможность закрыть каждую цепь глухими щитками, полностью защищающими их от пыли и обеспечивающими хорошую смазку цепей. При одностороннем же расположении защита задней цепи всегда сопряжена с конструктивными затруднениями.

Нетрудно видеть из схемы IV, что натяжение цепей вызывает здесь момент, стремящийся повернуть валик коробки передач в горизонтальной плоскости, что создает, повидимому, неблагоприятную нагрузку на подшипники. Тем не менее она применяется целым рядом первоклассных заводов по причине, указанной выше.

Соединение коробки передач в общий блок с картером двигателя внесло новое изменение в конструкцию цепной передачи. Так как при этом расстояние между валами двигателя и коробки передач уменьшилось, а изменять его путем передвигания коробки стало нельзя, то оказалось возможным совсем выбросить переднюю цепь, заменив ее шестеренчатой передачей. Осталась, таким образом, только одна задняя цепь (схема V).

Дальнейшим этапом развития мотоциклетной трансмиссии является карданная передача (схема VI), которая за последние годы получает все белее широкое применение.

Собственно говоря, этот способ передачи, общепринятый в автомобильном деле, не является новостью и для мотоциклов. Карданная передача применялась очень давно, например, известным бельгийским заводом FN и несколькими другими мотоциклетными фирмами. Однако эти немногочисленные примеры не вызвали подражания главным образом из-за невозможности выдержать конкуренцию с более дешевой и простой в производственном отношении цепной передачей. Кроме того, карданная передача обладала в свое время рядом конструктивных дефектов, вследствие которых создалось мнение, что этот вид передачи вообще нецелесообразен для мотоциклов, по крайней мере одноцилиндровых с их крайне неравномерным крутящим моментом. Поэтому, когда в 1925 г. от нее отказался после многолетнего опыта даже завод FN, это казалось вполне естественным.

Но за последние годы, под влиянием общего прогресса техники и усовершенствования методов производства конических шестерен, вновь замечается усиление интереса к карданной передаче, и она превращается в серьезного соперника цепной передачи, по крайней мере в тех странах, которые не имеют, подобно Англии, высоко развитого и доведенного до совершенства производства цепей. Соображения относительно жесткости карданной передачи, которые некогда выдвигались и против цепей, не оправдались на практике, и мы видим, что кардан отлично справляется со своей задачей даже на одноцилиндровых четырехтактных мотоциклах, не говоря уже о двухтактных и много цилиндровых маши- wax, обладающих более равномерным вращающим моментом. Так же несостоятельными оказались и рассуждения о том, что реактивный момент двигателя, вал которого располагается вдоль оси рамы, вызывает якобы неустойчивость мотоцикла. Таким образом, в настоящее время можно с полным основанием утверждать, что при наличии карданной передачи мы имеем технически более совершенный тип мотоцикла, и дальнейшее ее распространение будет зависеть, повидимому, только от экономических причин. Даже из схематического чертежа понятно, что введение карданного вала означает не просто замену одного вида трансмиссии другим, но вносит глубокие изменения в общую конструкцию Двигателя, коробки передач и рамы. Поэтому для заводов с устано- г вившимся производством переход на карданную передачу сопряжен с

коренной ломкой налаженного технологического процесса. Это обстоятельство, наряду с повышенной стоимостью, повидимому, будет долго еще тормозить развитие карданной передачи на мотоциклах в условиях капиталистического производства.

Советские конструкторы не стеснены в этом отношении никакими ограничениями и могут, по нашему мнению, начинать сразу с того этапа на котором остановилась зарубежная техника.

Детали цепной передачи

Роликовые цепи, применяемые в качестве трансмиссии на мотоциклах, составляются из отдельных звеньев А и В, изображенных на рис. 215.

Наружные звенья (Д) состоят из двух стальных пластинок, соединенных цапфами.

Внутренние звенья (В) состоят также из двух пластинок, в отверстия которых запрессованы втулки; на этих втулках свободно вращаются стальные, закаленные ролики.

двух или трех ординарныхдвух или трех ординарныхСоединение звеньев происходит таким образом: цапфы наружного звена пропускаются сквозь втулки двух соседних внутренних звеньев; на концы их, выступающие наружу, накладывается вторая боковая пластинка звена, и затем концы цапф

двух или трех ординарных

двух или трех ординарных

расклепываются.

цепи сзвеньевзвеньятранс-цепи сзвеньевзвеньятранс-Для замыкания концов четным и нечетным числом применяются соединительные типа С или D. В качестве

цепи сзвеньевзвеньятранс-

цепи сзвеньевзвеньятранс-

миссии от двигателя к коробке скоростей нередко применяются двойные роликовые цепи (дуплекс), а иногда и тройные (триплекс), представляющие собой параллельное соединение общими удлиненными цапфами цепей.

Разумеется, зубчатки (звездочки) для таких цепей также должны иметь два или три параллельных ряда зубцов (рис. 149).

Очевидно, при одной и той же прочности двойные цепи могут быть выполнены с более мелкими размерами звеньев, что дает более плавную и бесшумную работу при тех больших скоростях, с которыми движется передняя цепь.

Основными измерениями цепи, которыми определяются и размеры зубьев шестерен, является шаг цепи (f), т. е. расстояние между осями шарниров, внутренняя ширина (#), т. е. расстояние между пластинками внутреннего звена, и диаметр ролика d.

Номинальные размеры цепи обозначаются в виде произведения ^Х^ в дюймах (иногда в мм\ например, ^'XVig"» причем, однако, надо иметь в виду, что второй размер является лишь торговым обозначением, определяющим ширину b со значительным приближением. Так, в данном примере действительный размер b — 7,75 мм, между тем б/16" — 7,94 мм.

Для мотоциклов употребительны следующие размеры цепей:

Торговое обозначение

Шаг

Ширина

Диаметр ролика

Разрывающая нагрузка

s/^X7^

з/8" (9,53 мм)

5,72 мм

6,35 мм

900 кг

V^XV

х^' (12,7 мм)

5,21 ,

8,51 „

1500 ,

W'XW'

Чг (12,7 мм)

7,75 ,

я

1500 „

(W'X 0,305")

и

■

10,16 „

»

^XW7

б/8" (15,88 мм)

6,48 „

•

2200 „

6l&"X3l8

б/8у (15,88 мм)

9,65 ,

*

2200 „

^"xv

в/4" (19,05 мм)

11,68 „

12,07 ,

2600 ,

Для передачи на магнето и динамо применяются цепи меньших размеров, например V2" X Vs", 8 X 3 мм и т. п.

Из приведенных цифр видно, что при одном и том же шаге и диаметре ролика цепь может иметь разную ширину.

Относительно разрывающей нагрузки, приведенной в таблице, надо заметить, что она не может служить достаточным основанием для выбора цепи, так как запас прочности, подсчитанный по передаваемому усилию, всегда будет более чем достаточным, особенно для двойных цепей, разрушающая нагрузка которых вдвое больше при одинаковом размере звеньев.

Поэтому выбор цепи определяется главным образом ее износом, зависящим от целого ряда факторов: скорости цепи, точности обработки зубцов, качества смазки, наличия амортизаторов, защищенности цепи от пыли и грязи и т. п.

Факторы эти не поддаются точному количественному учету, вследствие чего при выборе цепей следует руководствоваться данными практики и указаниями заводов-поставщиков.

В общем для передней цепи, слабее нагруженной, но движущейся с большей скоростью, применяют обычно цепи с меньшим шагом — 3/8" или 1/2" (для легких мотоциклов — ординарные, для тяжелых — двойные).

Для задней цепи шаг цепи берут 1/2" или 5/8", а для очень тяжелых машин, работающих с прицепной коляской — 3/4".

Увеличение ширины цепи, не изменяя ее механической прочности, уменьшает удельное давление между зубом и роликом и, следовательно, благоприятно сказывается на износе.

Продолжительность службы цепей зависит, конечно, в значительной мере от их качества, но и помимо этого для исправной и продолжительной работы цепей должны быть созданы благоприятные условия, которые частью зависят от конструктора, частью же от внимания и аккуратности самого мотоциклиста.

Так как цепь не представляет собою столь эластичного материала, как ремень, и проскальзывание ее невозможно, то при внезапном увеличении нагрузки она может испытывать довольно резкие рывки, которые одинаково вредно отзываются и на самой цепи и на подшипниках. По- 281

w^^'^, I'<$!^^

этому для смягчения жесткости цепной передачи, особенно на одноцилиндровых машинах, применяются различного рода амортизаторы.

Сущность устройства амортизатора заключается в том, что одна из цепных шестерен соединяется с валом посредством какого-либо эластичного соединения, для чего могут быть использованы пружины, резина, диски трения и т. п.

Наиболее распространенные конструкции цепных амортизаторов показаны на рис. 216.

Амортизатор типа / устроен следующим образом. На шлицованном конце вала двигателя насажена скользящая зубчатая шайба (а), которая сцеплена посредством зубцов плавной формы с ведущей цепной зубчат-

Рис. 216. Амортизаторы.

кой (Ь). Последняя свободно сидит на гладкой части вала, но так как шайба (а) прижата к ней сильной спиральной пружиной, то обе эти детали вращаются совместно с валом.

Однако при резком возрастании нагрузки давление пружины оказывается недостаточным, чтобы обеспечить сцепление шайбы с зубчаткой (#) зубчатка провертывается на некоторый угол, сдвигая несколько шайбу вдоль шлицов и сжимая пружину. Таким образом, резкость рывка смягчается.

Аналогичный тип амортизатора в сборе прецставлен на рис. 216-//. Здесь, однако, шлицы выполнены не на валу двигателя, а на особой втулке—(с), которая закреплена на конце левой коренной шейки с помощью шпонки и гайки (rf).

Амортизатор типа /// включается в устройство муфты сцепления. Большая зубчатка передней цепи прикрепляется к ведущему барабану 282

сцепления посредством нескольких болтов. Стержни болтов пропущены через резиновые кольца, которые и амортизируют рывки.

Другое условие продолжительности службы цепей заключается в огра-

ничении скорости их движения.

Чтобы удовлетворить этому требованию, стремятся делать ведущую зубчатку на моторном валу возможно меньшего диаметра, но, с другой стороны, уменьшая ее диаметр, мы вместе с тем уменьшаем угол охвата и число зубьев, одновременно сцепляющихся с цепью. Вследствие этого

увеличиваются.увеличиваются.износизнос©©©©Рис. 217. Кожухи передней цепи.Рис. 217. Кожухи передней цепи.Минимальным числом зубьев на ведущей зубчатке двигателяМинимальным числом зубьев на ведущей зубчатке двигателяг1г1надонадо350-350-числочислов цепив цеписчитать: для мотоциклов до 250 см8—15—19; для мотоциклов 500 ел3 — 21—23; для более тяжелых машин — 25.Ведущая зубчатка коробки передач может иметь меньшее зубьев: 17—19.Полезно также соблюдение следующего правила: число звеньевсчитать: для мотоциклов до 250 см8—15—19; для мотоциклов 500 ел3 — 21—23; для более тяжелых машин — 25.Ведущая зубчатка коробки передач может иметь меньшее зубьев: 17—19.Полезно также соблюдение следующего правила: число звеньеви трение ии трение и8" не должно быть кратным числу зубьев ведущей шестерни, так как рабочие такты мотора,-^т. е. самые сильные удары зубьев о цепь, приходились бы тогда постоянно на одни и те же звенья; помимо неравномер-

увеличиваются.

увеличиваются.

износ

износ

©©

©©

Рис. 217. Кожухи передней цепи.

Рис. 217. Кожухи передней цепи.

Минимальным числом зубьев на ведущей зубчатке двигателя

Минимальным числом зубьев на ведущей зубчатке двигателя

г1

г1

надо

надо

350-

350-

число

число

в цепи

в цепи

считать: для мотоциклов до 250 см8—15—19; для мотоциклов 500 ел3 — 21—23; для более тяжелых машин — 25.

Ведущая зубчатка коробки передач может иметь меньшее зубьев: 17—19.

Полезно также соблюдение следующего правила: число звеньев

считать: для мотоциклов до 250 см8—15—19; для мотоциклов 500 ел3 — 21—23; для более тяжелых машин — 25.

Ведущая зубчатка коробки передач может иметь меньшее зубьев: 17—19.

Полезно также соблюдение следующего правила: число звеньев

и трение и

и трение и

28

ности износа роликов это вызвало бы с течением времени появление неприятных ритмических стуков в передаче.

Одним из важнейших условий правильной работы цепи является строгая параллельность валов цепных зубчаток и установка последних в одной плоскости, так как зазор между зубьями и щечками цепи не превышает в среднем 0,5 мм.

Поэтому необходимо фиксировать ось заднего колеса и коробку скоростей при помощи надежных упоров, например, упорных винтов, которыми можно также регулировать натяжение цепей. Величина продольного перемещения оси в раме должна быть не менее двойного шага цепи.

Чтобы устранить вибрацию цепи при движении, нередко применяют особые демпферы в виде рессорных пластинок, которые нажимают на цепь и сохраняют ее натяжение, независимо от внимания и ухода водителя (см. рис. 154, 157). Цепь в этом случае должна работать в масляной ванне.

Немаловажное значение для сохранности цепи и продолжительности ее службы имеет защита ее от пыли и грязи и смазка. Для передней

Рис. 218. Кожух задней цепи: а—мотоцикла Санбим (Sunbeam); б—„Триумф".

цепи эта задача разрешается сравнительно просто устройством полностью закрытого кожуха, обычно литого из алюминиевых сплавов или штампованного из листовой стали, с разъемом по вертикальной или по горизонтальной плоскости (рис. 217). В последнем случае в нижней половине кожуха может быть образована масляная ванна. Устройство масляной ванны, или хотя бы полностью закрытых щитков, весьма желательно также и для задней цепи, но конструктивное выполнение их затруднительно, по крайней мере при одностороннем расположении обеих цепей. Несколько проще разрешается эта задача при расположении задней цепи с правой стороны мотоцикла. Отличным примером подобной конструкции может служить кожух задней цепи мотоциклов „Санбим“ (Sunbeam) с разъемом в горизонтальной плоскости (рис. 218, а), или конструкция, показанная на рис. 218, б, где верхняя и нижняя ветви цепи заключены в трубчатые кожухи овального сечения (мотоцикл „Триумф11, Герм.). В большинстве же случаев довольствуются лишь частичным прикрытием задней цепи, сверху и со стороны колеса, щитками из стальной жести толщиной 0,7—0,8 мм.

Само собой разумеется, что при полном закрытии задней цепи само колесо должно быть легкосъемным, т. е. втулку его надо связать с шестерней шлицевым соединением (см. § 87).

Между стенками щитков и цепи должен быть зазор не менее 6—8 мм с каждой стороны, а в радиальном направлении не меньше шага цепи.

r противном случае затрудняется надевание цепи, кроме того, провисающая ненагруженная часть цели может касаться поверхности щитка.

Правильность работы цепи, а следовательно, и долговременность ее лужбы, зависит помимо всего прочего также от формы зубьев шестерен.

В прежнее время нередко можно было встретить цепные звездочки, зубья которых были построены согласно рис. 219, А.

3 При таком устройстве слишком высокие зубья с широкой головкой охватывают до половины ролик цепи, стесняя свободу ее движения и вызывая при большой скорости цепи неприятный шум и неспокойный ход цепи. С течением времени, вследствие износа, зубья приобретают крючкообразную форму, которая в свою очередь содействует прежде-

паэпушРНИЮ цепи.

ременному разрушению цепи.ременному разрушению цепи.в]в]DDРис. 219. Профили зубьев.Рис. 219. Профили зубьев.Правильный профиль зубьев показан на рис. 219,5. Здесь зубья значительно короче, высота их меньше диаметра ролика, а остроконечная головка не мешает набеганию и сбегу звеньев цепи. Кроме того, между роликом и ножиками зубьев предусмотрен небольшой люфт, позволяющий зацеплению удовлетворительно работать при растянутой цепи. Угол охвата ролика впадиной между зубьями—120°.

ременному разрушению цепи.

ременному разрушению цепи.

в]

в]

D

D

Рис. 219. Профили зубьев.

Рис. 219. Профили зубьев.

Соотношения между отдельными элементами шестерни выражаются следующими формулами:

,180°

где z — число зубьев.

Из чертежа видно, что

t . Do . sin а = у ; "2 ;

где Dq — диаметр начальной окружности.

Откуда

^° sin а *

Диаметр окружности головок

Z)ft = De + 0,8 а.

Диаметр окружности впадин

D^D.-d.

Радиус закругления r=0,54 J, где d— диаметр ролика, что и дает необходимый люфт между роликом и впадиной. Этот результат можно получить и другим приемом: профиль впадины описывают из двух центров, раздвинутых примерно на 1 мм, радиусом г=0,5</.

Соотношения для профиля зуба, показанного на рис. 219, С, таковы:

а = 0,9 Ь,

где b — внутренняя ширина цепи;

R=t,

с = ОД t,h>d.

Допуски на диаметры Dk и D^ составляют от +g25 при числе зубьев не свыше 35—40 до +°3g при числе зубьев от 35 до 70.

Боковые пластинки цепи не должны лежать на заплечиках обода звездочки, поэтому размер h следует делать не меньше диаметра ролика ).

Материал для цепных звездочек, во избежание быстрого износа, должен обладать довольно высокими качествами, особенно для малой ведущей зубчатки на валу двигателя. Завод Ренольд (Renold) рекомендует для нее сталь с содержанием углерода около О,6°/о, закаленную до твердости 330 по Бринеллю; для ведомой зубчатки на муфте сцепления — мягкую цементирующуюся сталь; для ведущей звездочки у коробки передач— мартеновскую сталь с временным сопротивлением 7000—8000 «г/сл2 и для зубчатки на заднем колесе мягкую мартеновскую сталь.

На некоторых наших заводах моторную зубчатку делали из хромоникелевой стали, цементировали и калили до твердости~500 Бринелля; зубчатку заднего колеса изготовляли из углеродистой стали с содержанием углерода 0,35—0,45°/о и не подвергали термической обработке.

Рассмотрим вопрос о выборе цепей на частном примере.

Пример. Спроектировать цепную передачу для дорожного мотоцикла 500 см3, двигатель которого развивает максимальный крутящий момент Мд = = 2,8 кгм = 280 кг.см. Передаточные отношения на высшей передаче /0 = 5,3, на низшей ix = 15,8. Диаметр барабана муфты сцепления — 165 мм. Согласно указаниям, приведенным выше, и по аналогии с выполненными конструкциями мы можем принять для переднего привода цепь W' X 0,305" или двойную %!% X 7/зз"; Для заднего — б/8" X V*"

Рассмотрим сначала первый вариант.

Разобьем полнее передаточмое отношение z0 = 5,3 на два сомножителя, например, 2 и 2,65, относя первый из них к передней передаче и второй к задней. Числа зубьев для ведущих звездочек примем: на валу двигателя zx = 23; на валу коробки скоростей г3 = 17. Тогда числа зубьев ведомых звездочек будут:

на муфте сцепления: z2 = 23-2 = 46,

на заднем колесе: zk = 17-2,65 = 45,

что и дает полное передаточное отношение: Zo == 5,3.

Проверим достаточность величины диаметра шестерни z2 на муфте сцепления. Диаметр барабана сцепления 165 мм. Следовательно, диаметр начальной окружности звездочки должен быть не меньше 165 4- 2d = 165 -4-2-8 5 — 182 «и (где d— диаметр ролика, см. рис. 219).

В действительности, этот диаметр будет:

t12>7

187 мм,

№ = sin

sin

т. е. вполне достаточный, чтобы цепь не ложилась на барабан. Диаметр ведущей звездочки на двигателе: (D0)i=—12,7- 12,1

sin

sln7°48'

= 93,4 мм.

Радиус ее: гх = 46,7 мм = 4,67 см.

Окружное усилие, воспринимаемое цепью:

Разрывающая нагрузка для данного размера цепи — 1500 кг.

Запас прочности:

« = ^- = 25,60

т. е. более чем достаточный.

Скорость цепи, считая нормальный эксплоатационный режим мотоцикла, около 2500 об/мин.:

v =

труп 3,14.0,0934.2500

60

60

= 12,2 л</сек.

V;i^i

дорожного

Эту скорость надо считать для передней цепи вполне приемлемой. Для спортивных машин, рассчитанных на длительную работу при максимальном числе оборотов (порядка 5000 в мин.), скорости цепи получаются обычно 25—30 л/сек.

Обратимся к задней цепи. Шаг ее мы приняли t = bl8" = 15,81 мм.

Начальный диаметр ведущей звездочки

15,8

/180‘ sin (-VK

15,8и и

--■ЙЛУЗб"'-86*

Начальный диаметр ведомой звездочки на заднем колесе

.W

Радиус ее:

15,8

w* - ,18(

Sin -77

3^. = 226 мм. sin 4

га = ИЗмм = 11,3 см.

Максимальный крутящий момент на заднем колесе при передаче 1Х = 15,8Мк = Мд • I = 280 • 15,8 = 4420 кг.см.

Окружное усилие:

Мк 4420

Р.~—=11,3

390 кг.

Так как разрывающая нагрузка для выбранного размера цепи — 2200 кг то запас прочности:1

„2200 SА

"= ЖЮ =5Д

Этот запас прочности можно считать допустимым, но меньше 5-кратного запаса допускать не следует.

Скорость задней цепи на прямой передаче при п = 2500 об/мин.

5,65 ж/еек.,5,65 ж/еек.,_n(D0Vn ,9_ 3,14-0,086.2500

5,65 ж/еек.,

5,65 ж/еек.,

6060-2""

т. е. примерно вдвое меньше скорости передней цепи. Скорость около 6—6,5 м(сек надо считать нормальной для задней цепи дорожных машин. Посмотрим теперь, каковы были бы условия работы передней цепи при замене ее двойной цепью ’/в" X 7/з/X 2- Шаг цепи t=^ — 9,53 MAt. диаметр ролика а? = 6,35 мм. Минимальный диаметр звездочки на муфте сцепления должен быть: (Z)0)2 = 165 4- -}-2-6,35—178 мм.

Определим, исходя из этого, необходимое число зубьев z2:

17Я9.53

, /180° V

S П X )

откуда

sin=^| = 0,0535,

2а °3°4'

Итак, шестерня на муфте сцепления должна иметь не меньше 59 зубьев. Примем для ведущей звездочки на двигателе ^ = 25. Тогда передаточное отношение для этой пары зубчаток:

59:25 = 2,36.

Чтобы сохранить прежнее общее передаточное число /0 = 5,3, придется изменить числа зубьев и второй пары таким образом, чтобы они относились как

2,36:5,3= 1 :2,25.

Если оставить попрежнему на заднем колесе г» = 45, то для ведущей звез- 45

дочки на коробке скоростей необходимо £3 == 20.

Такая комбинация дает:

59-45

° - 25720"

При этих условиях диаметр ведущей зубчатки на двигателе:

9 53

= „Чьчтр = 76 мм', гх = 38 мм = 3,8 см.

Усилие на окружности:

PiPi2803,82803,8= 74 кг.= 74 кг.

Pi

Pi

280

3,8

280

3,8

= 74 кг.

= 74 кг.

18001800п *=п *=>1,4.>1,4.разрывающая нагрузка для двойной цепи %" X 7/г/X 2 = 900-2 = 1800 л г. Запав прочности:

1800

1800

п *=

п *=

>1,4.

>1,4.

с такой же, как и при ординарной цепи. Скорость движения цепи:

3,14-0,076.2500 ~,

у =^~ 10 л/сек.,

т е. меньше, чем в первом варианте, на 20%. Одновременно снизится и давление "зубцов на ролики ввиду увеличенной плошали контакта.

Таким образом, износ цепи при втором варианте должен быть меньше.

Карданная передача и ее детали

Устройство карданной передачи на мотоцикле обладает некоторыми особенностями по сравнению с автомобилем, вызываемыми общей конструкцией машины. Так как заднее колесо располагается в средней плоскости мотоцикла, то подвести вращающееся усилие к ступице колеса можно только, отнеся карданный вал в сторону от оси коленчатого вала. Это совершенно ясно из схемы, представленной на рис. 220 и изображающей в плане карданную передачу мотоцикла.

Возможно, конечно, весь двигатель сдвинуть в сторону, чтобы получить совпадение осей коленчатого и карданного валов, обычное в автомобильных конструкциях, но такой способ применяется редко, по крайней мере для мотоциклов тяжелого типа.

Таким образом, мы, в сущности, не имеем на мотоцикле с карданным валом прямой передачи в том смысле, как это понимается в автомобильных конструкциях, где на высшей передаче коленчатый и карданный валы непосредственно соединяются один с другим. На мотоцикле между этими валами приходится вводить пару зубчатых колес, что естественно увеличивает потери в трансмиссии.

Другая особенность заключается в том, что на мотоцикле взаимное положение коробки передач и задней оси сохраняется неизменным, если не считать незначительных упругих деформаций самой рамы. Поэтому конструкция карданных сочленений упрощается, так как отклонения оси вала от нейтрального положения в любой плоскости весьма ограничены. Классическая конструкция карданного шарнира в виде Двух вилок, соединенных крестовиной, является в данном случае излишней, и применяемый для смягчения жесткости передачи эластичный амортизатор (например с резиновыми вкладышами) в достаточной мере компенсирует и небольшие угловые смещения валов. Угловую скорость карданного вала мотоцикла можно считать постоянной, так как он может быть установлен по одной оси с вторичным валиком коробки скоростей. Однако при рессорной подвеске карданный шарнир становится необходим.

Неравномерность крутящего момента, свойственная одноцилиндровым Двигателям, вызывает необходимость включения в передачу амортизатора того или иного устройства, который здесь еще более необходим, чем при цепной трансмиссии.

28928919 А. М. Иерусалимский. 913.

289

289

Вполне уместно применение с этой целью так называемых мягких планов (типа Гарди и т. п.), в которых концы соединяемых валов снабжены лапами и прикрепляются болтами к эластичному диску из прорезиненного холста.

г Весьма интересна конструкция карданной передачи, применяемая заводом Цюндапп (Ziindapp) и показанная на рис. 221. Здесь передача от двигателя к вторичному валику коробки передач выполняется двойными роликовыми цепями, которые сами по себе обладают некоторой амортизирующей способностью. Эта способность обусловлена тем, что при большой скорости вращения шестеренок линия цепи не является прямой, а приобретает волнообразную форму. Вследствие этого, при всяком резком увеличении нагрузки, цепь имеет возможность несколько удлиниться до полного выпрямления своей рабочей части. Затрата силы на это выпрямление цепи и смягчает резкость передаваемого усилия. Сам карданный валик сделан из пружинной стали с большим углом закручивания и служит как бы вторым амортизатором. Все это, вместе взятое, позволяет обходиться без всяких мягких сочленений. Метод соединения концов карданного валика с коробкой передач и конической

передачей вполне ясен из рисунка: на рифленые концы валика надеваются муфточки, шлицы которых вставляются ■ соответствующие пазы двух колпаков, закрепленных на валике коробки передач и на валике малой конической шестерни.

Снаружи карданный вал закрыт трубчатым кожухом, а сочленения —

резиновыми колпаками для защиты от пыли и удержания смазки.

Завод Цюндапп применял эту конструкцию для всех моделей своих мотоциклов, начиная от одноцилиндровых и до четырехцилиндровых.

Детали задней конической передачи показаны на рис. 222, изображающем одну из выполненных конструкций этого реда.

Обе конические шестерни заключены в алюминиевом картере, закрепленном на заднем конце рамы и принимающем на себя реактивный момент ведущего колеса. Большая шестерня вращается на двух шариковых подшипниках, вставленных в стенки картера. Втулка ее, пропущенная наружу картера, сцепляется посредством призматических кулачков или штифтов со втулкой заднего колеса и приводит его во вращение. Таким образом, удаление заднего колеса не отражается на установке шестерен, которые остаются вместе с картером на раме мотоцикла. Малая коническая шестерня вращается в данном примере на двух конусных роликовых подшипниках, которые воспринимают осевое давление, возникающее при коническом зацеплении. Шариковые радиальные подшипники также пригодны для этой цели. Как увидим из приведенных ниже расчетов, осевое давление в случае спиральных зубьев может достигать значительной величины и должно быть учтено при выборе типа и размеров подшипников.

Так как мотоцикл, по большей части, не имеет заднего хода и, следовательно, шестерни вращаются всегда в одном направлении, то и осевое давление направлено постоянно в одну сторону (исключение составляет тот случай, когда пуск двигателя производят с разбега, так как при этом ведомая большая шестерня становится ведущей; но ввиду незначительности передаваемого усилия осевое давление в этом случае, Действующее в обратном направлении, будет также невелико).

*

Конические шестерни с прямыми зубьями, при прочих равных условиях, вызывают меньшее осевое давление, но спиральные зубья имеют то преимущество, что в одновременном зацеплении участвуют примерно два зуба, вследствие чего работа происходит более плавно, бесшумно, и шестерни меньше изнашиваются. В настоящее время только такие шестерни и применяются для конической передачи.

Регулировка зазора между зубцами при сборке или при необходимости устранить излишний люфт вследствие износа шестерен производится установкой регулировочных шайб.

Рис. 222, Детали задней конической передачи (М-72).

1 — ведущая коническая шестерня с 9-ю зубьями; 2 — ведомая коническая шестерня с 35-ю зубьями; 3 — шлицы на втулке большой шестерни; 4 — шарнир Гука; 5 — диск мягкого кардана; 6 — карданный вал ; 7— тормозные колодки; 8 — картер; 9 — ступица колеса; 10 — ось колеса.

Вместо конических шестерен может быть применена также червячная передача. Такую конструкцию принял, например, известный английский завод Санбим для одной из своих послевоенных моделей (с двухцилиндровым вертикальным двигателем 500 см^.

Необходимо заметить, что направление вращения карданного вала на мотоцикле, ввиду наличия промежуточной передачи в коробке передач, противоположно направлению вращения вала двигателя. Только при цепной коробке, выполненной по типу Цюндап (рис. 221), вращение обоих валов будет одноименным, как это имеет место в автомобилях (при движении вперед).

Условимся определять направление вращения шестерни, рассматривая ее се стороны большого основания конуса. При этом вращение по часовой стрелке будем называть правым, а противоположное — левым.

Направлением вращения карданного вала определяется взаимное расположение конических шестерен, а также наклон спирали зубцов — вправо или влево, считая от большого основания конуса. Это поясняется схемой на рис. 223.

Из рассмотрения схемы можно сделать следующие заключения: направление вращения шестерни и направление спирали должны быть

Рис. 223.Рис. 223.

Рис. 223.

Рис. 223.

"разноименны (в противном случае осевое давление будет направлено к вершине конусов, а зубцы получат дополнительную нагрузку и будут иметь тенденцию заклиниваться); при правом вращении вала ведомая шестерня располагается справа от ведущей, при левом—по левую сторону.

Расчет карданного вала производится по наибольшему крутящему моменту, передаваемому коробкой передач на низшей передаче.

Обозначим наибольший крутящий момент двигателя Afmax; наибольшее передаточное отношение в коробке передач — Z&; момент сопротивления вала Wo = 0,2 da cjm^.

Тогда напряжение скручивания:

_ _ ^тах'^

Угол закручивания (в радианах):

_^тах'^^

VQ-V ’

где G — модуль сдвига (900 000),

J,, = 0,1 d4 см4— полярный момент инерции, /—длина вала в метрах.

Для выражения угла закручивания в градусах служит уравнение:

Допускаемым напряжением на скручивание надо считать кд = = 1500 кг/см*\ для угла закручивания ф° = 5—6°.

Проверку вала на критическое число оборотов можно считать излишней, так как при незначительной длине мотоциклетных карданов оно всегда значительно превышает возможное рабочее число оборотов вала (см. пример).

Пример. Дане: Мтах = 3,9 кгм = 390 кг-см*, ik = 2,83; диаметр вала d = = 16 мм = 1,6 см; длина вала I = 250 мм = 0,25 м.

Напряжение скручивания:

390.2,83

°д ~ ^ = 0,2.1,68" = 1350 кг1см1-

Угол закручивания в радианах:

Afmax-Z»-Z 390-1С0-2,83-0,25

Т “ G-Jp ~900 000-0,655~ °’0467,

В градусах:

Ф° = 0,0467.^ = 2,68°.

Критическое число оборотов, при котором вал может сломаться пол действием центробежной силы, вызываемой его эксцентричностью можно определить по формуле:и чпинью, можно

лк_ =8,5.106.-1

где d и I в см.

рассматривается как балка со свободными опорами на концах «кр = 8,5-Ю6'^ = 21 800 об/мин.оборотов карданный вал, разумеется, никогда не достигает.рассматривается как балка со свободными опорами на концах «кр = 8,5-Ю6'^ = 21 800 об/мин.оборотов карданный вал, разумеется, никогда не достигает.Такого числаТакого числаПри этом вал

рассматривается как балка со свободными опорами на концах «кр = 8,5-Ю6'^ = 21 800 об/мин.

оборотов карданный вал, разумеется, никогда не достигает.

рассматривается как балка со свободными опорами на концах «кр = 8,5-Ю6'^ = 21 800 об/мин.

оборотов карданный вал, разумеется, никогда не достигает.

Такого числа

Такого числа

Для расчета задней конической передачи необходимо определить силы, возникающие от передаваемого через нее крутящего момента и воспринимаемые зубьями шестерен, валами и подшипниками. Для выяснения этих сил на рис. 224 изображен начальный конус шестерни в двух проекциях.

Предположим для начала, что мы имеем шестерню с прямыми зубьями, расположенными по образующим конуса.

Сила PQ представляет собой окружное усилие, передаваемое шестерней и равное крутящему моменту ЛГкр, деленному на средний радиус шестерни г.

р — ^р

Сила Ро направлена по касательной к окружности г. Усилие Рг, действующее между зубьями, не совпадает с касательной и направлено 294

вести, чтовести, чтоВеличина угла 8Величина угла 8Угол зацепленияУгол зацепленияугольников:угольников:пары, т. е. числами ражения:пары, т. е. числами ражения:(1)(1)Q — Po R=P0Q — Po R=P0(2)(3)(2)(3)ПОИСПЛ^Л, ДСА1Ж nun ^^—.. _,_нормальной не к образующей конуса, как Рй> а к спирали зуба, отклонится от первоначальной плоскости, на тот же угол у (см.ПОИСПЛ^Л, ДСА1Ж nun ^^—.. _,_нормальной не к образующей конуса, как Рй> а к спирали зуба, отклонится от первоначальной плоскости, на тот же угол у (см.пер-пер-тре-тре-(4)(4)каккакЯЯ;,;у I7;,;у I7

вести, что

вести, что

Величина угла 8

Величина угла 8

Угол зацепления

Угол зацепления

угольников:

угольников:

пары, т. е. числами ражения:

пары, т. е. числами ражения:

(1)

(1)

Q — Po R=P0

Q — Po R=P0

(2)

(3)

(2)

(3)

ПОИСПЛ^Л, ДСА1Ж nun ^^—.. _,_

нормальной не к образующей конуса, как Рй> а к спирали зуба, отклонится от первоначальной плоскости, на тот же угол у (см.

ПОИСПЛ^Л, ДСА1Ж nun ^^—.. _,_

нормальной не к образующей конуса, как Рй> а к спирали зуба, отклонится от первоначальной плоскости, на тот же угол у (см.

пер-

пер-

тре-

тре-

(4)

(4)

как

как

Я

Я

;,;у I

7

;,;у I

7

оомально к профилю головки зуба, образуя с Р, некоторый угол а, известный под названием угла зацепления.

Таким образом:

• Р

COS а *

т. е. давление на зуб всегда больше окружного усилия *).

разложение силы Рх дает кроме касательной силы Ро —перпендикулярную ей силу Р2.

Обращаясь к горизонтальной проекции конуса, мы видим, что эта сила, как и Рх, действует нормально к образующей конуса и потому разлагается по двум взаимно перпендикулярным направлениям на осевую силу Q и радиальную R. Из построенных треугольников нетрудно вы-

tg а • sin 8;

tg а • cos 8,

где 8 есть XL угла конусности.

Величина угла 8 определяется передаточным отношением конической

их зубцов гх и г^.их зубцов гх и г^.и может быть найдена из вы-

их зубцов гх и г^.

их зубцов гх и г^.

*^=^-

Угол зацепления а зависит от принятого способа построения профиля зубца. В общем машиностроении обыкновенно а= 14с30'. Однако при малом числе зубцов ведущей шестеренки, как это имеет место в мотоциклетной передаче, приходится увеличивать его до 20° и больше, чтобы избежать сильного подрезания ножки зуба (или корректировать

высоту зуба).

Если теперь вместо прямого зуба мы возьмем спиральный, образующий с осью шестерни угол у, то найденные выше выражения несколько изменятся, так как давление на зуб Рх будет действовать в плоскости, - - ^ * " -"*" т. е.

спективную схему на рис. 224).

Выражая величину Рх через Ро, будем иметь из прямоугольных

р =-

1 COSQ-COSY

Величины осевой и радиальной нагрузок также изменятся, так появляются две новых силы S и N, возникающие от разложения Рх и

^1- Сила S действует вдоль образующей конуса, а сила N нормально к ней. Каждая из этих сил в свою очередь разлагается по двум взаимно перпендикулярным осям, как это показано отдельно в горизонтальной проекции. Из чертежа видно, что осевая нагрузка выразится теперь суммой сил Q' и Q", т. е.

*) На величину Рг оказывает влияние трение в зубцах. Чтобы учесть этот фактор, при расчетах увеличивают угол а в среднем на 5°.

а радиальная будет:а радиальная будет:R = R'—R".R = R'—R".

а радиальная будет:

а радиальная будет:

R = R'—R".

R = R'—R".

Выражая все эти силы через Р9 и тригонометрические функции углов получим окончательно:

^^(■^T' + tercosS);(5)

fi = Po(S^—tgY-sinS).(6))

Рис. 224.Рис. 224.

Рис. 224.

Рис. 224.

Одновременно изменится и длина зуба Ь, которая будет теперь равна

cos 7

т. е. зуб несколько удлинится.

Угол спирали у берут обычно в пределах 20—35°.

По отношению ко второй конической шестерне силы Q и R будут обратными, т. е. сила Q—радиальной нагрузкой и сила R— осевой.

Сравним на частном примере изменение рассмотренных нагрузок при замене прямого зуба спиральным.

Пример. Дано MmaI = 390кг-см: ik = 2,83; передаточное отношение конической пары 5:1; числа зубьев ^ = 9; z2 = 45; угол зацепления а = 20°; длина зуба 6 = 20 мм, модуль т = 4 (по наибольшему диаметру конуса).

а) Шестерни с прямым з у б о м. Определим размеры ведущей шесте- ре^гея начального конуса;

te$ = ^ = 4 = 0,2; 8=11’20'.

6 Хд 45

Диаметр большогоДиаметр большого^Средний радиус г.^Средний радиус г.ггоснования конуса: 2rt = m-zx = 4*9 = 28 мм\к которому условно относят окружное усилие (рис. 224):-LsinS = 14 — 10*sin 1Г20' = 12 мм = 1,2 см.основания конуса: 2rt = m-zx = 4*9 = 28 мм\к которому условно относят окружное усилие (рис. 224):-LsinS = 14 — 10*sin 1Г20' = 12 мм = 1,2 см.Окружное усилие:^^Окружное усилие:^^390-2,831,2390-2,831,2920 кг.920 кг.Давление на зуб:Давление на зуб:Pi =Pi =РоРоCOS аCOS а920cos 20°920cos 20°980 кг.980 кг.н Осевая сила:Q = Po tg 20е-sin 11’20' = 920*0.364*0.197 - 66 кг.Радиальная сила:R = Ро 1 tg 20° • cos 11 ’20' = 920 * 0,364 • 0,98 = 330 кг.) Шестерни со спиральным зубом. Размеры начального конуса несколько изменятся, так как при нормальном модуле ти = 4, определяющем профиль зуба, диаметр основания конуса определяется по так называемомун Осевая сила:Q = Po tg 20е-sin 11’20' = 920*0.364*0.197 - 66 кг.Радиальная сила:R = Ро 1 tg 20° • cos 11 ’20' = 920 * 0,364 • 0,98 = 330 кг.) Шестерни со спиральным зубом. Размеры начального конуса несколько изменятся, так как при нормальном модуле ти = 4, определяющем профиль зуба, диаметр основания конуса определяется по так называемомуторцовому модулю — т$ = Тогдаторцовому модулю — т$ = Тогдат* , где г — угол наклона спирали. Пусть у = 32’30'.т* , где г — угол наклона спирали. Пусть у = 32’30'.cos у4cos у4"^ ~ cos 32°30'"^ ~ cos 32°30'(Щз = 4'75'(Щз = 4'75'ДиаметрДиаметрСреднийСреднийбольшого основания конуса:г, = 4,75*9 = 42,75 мм\ радиус ^ = 21,4 мм.радиус:г= 21,4 — 10-sin 10’20' = 19,4 мм = 1,94 см.большого основания конуса:г, = 4,75*9 = 42,75 мм\ радиус ^ = 21,4 мм.радиус:г= 21,4 — 10-sin 10’20' = 19,4 мм = 1,94 см.(Для получения прежних размеров конуса можно было бы уменьшить нормальный модуль, например, взять тн = 3,5).Окружное усилие:39^83 = 570/ге.01,94(Для получения прежних размеров конуса можно было бы уменьшить нормальный модуль, например, взять тн = 3,5).Окружное усилие:39^83 = 570/ге.01,94Давление на зуб по уравнению (4): :' 1570Давление на зуб по уравнению (4): :' 1570^г cos 20е-cos 32°30rIОсевая сила по уравнению (5):/ tg 20*-sin 11’20' cos3№ —o/0,364-0,197^г cos 20е-cos 32°30rIОсевая сила по уравнению (5):/ tg 20*-sin 11’20' cos3№ —o/0,364-0,197570_ кг0,94-0,843570_ кг0,94-0,843-{-tg 32°30'«cos-{-tg 32°30'«cos0,8430,8434- 0,637 0.984- 0,637 0.98кг.кг.

Диаметр большого

Диаметр большого

^Средний радиус г.

^Средний радиус г.

г

г

основания конуса: 2rt = m-zx = 4*9 = 28 мм\

к которому условно относят окружное усилие (рис. 224):

-LsinS = 14 — 10*sin 1Г20' = 12 мм = 1,2 см.

основания конуса: 2rt = m-zx = 4*9 = 28 мм\

к которому условно относят окружное усилие (рис. 224):

-LsinS = 14 — 10*sin 1Г20' = 12 мм = 1,2 см.

Окружное усилие:^^

Окружное усилие:^^

390-2,83

1,2

390-2,83

1,2

920 кг.

920 кг.

Давление на зуб:

Давление на зуб:

Pi =

Pi =

Ро

Ро

COS а

COS а

920cos 20°

920cos 20°

980 кг.

980 кг.

н Осевая сила:

Q = Po tg 20е-sin 11’20' = 920*0.364*0.197 - 66 кг.

Радиальная сила:

R = Ро 1 tg 20° • cos 11 ’20' = 920 * 0,364 • 0,98 = 330 кг.

) Шестерни со спиральным зубом. Размеры начального конуса несколько изменятся, так как при нормальном модуле ти = 4, определяющем профиль зуба, диаметр основания конуса определяется по так называемому

н Осевая сила:

Q = Po tg 20е-sin 11’20' = 920*0.364*0.197 - 66 кг.

Радиальная сила:

R = Ро 1 tg 20° • cos 11 ’20' = 920 * 0,364 • 0,98 = 330 кг.

) Шестерни со спиральным зубом. Размеры начального конуса несколько изменятся, так как при нормальном модуле ти = 4, определяющем профиль зуба, диаметр основания конуса определяется по так называемому

торцовому модулю — т$ = Тогда

торцовому модулю — т$ = Тогда

т* , где г — угол наклона спирали. Пусть у = 32’30'.

т* , где г — угол наклона спирали. Пусть у = 32’30'.

cos у

4

cos у

4

"^ ~ cos 32°30'

"^ ~ cos 32°30'

(Щз = 4'75'

(Щз = 4'75'

Диаметр

Диаметр

Средний

Средний

большого основания конуса:

г, = 4,75*9 = 42,75 мм\ радиус ^ = 21,4 мм.

радиус:

г= 21,4 — 10-sin 10’20' = 19,4 мм = 1,94 см.

большого основания конуса:

г, = 4,75*9 = 42,75 мм\ радиус ^ = 21,4 мм.

радиус:

г= 21,4 — 10-sin 10’20' = 19,4 мм = 1,94 см.

(Для получения прежних размеров конуса можно было бы уменьшить нормальный модуль, например, взять тн = 3,5).

Окружное усилие:

39^83 = 570/ге.

01,94

(Для получения прежних размеров конуса можно было бы уменьшить нормальный модуль, например, взять тн = 3,5).

Окружное усилие:

39^83 = 570/ге.

01,94

Давление на зуб по уравнению (4): :' 1570

Давление на зуб по уравнению (4): :' 1570

^г cos 20е-cos 32°30r

IОсевая сила по уравнению (5):

/ tg 20*-sin 11’20' cos3№ —

o/0,364-0,197

^г cos 20е-cos 32°30r

IОсевая сила по уравнению (5):

/ tg 20*-sin 11’20' cos3№ —

o/0,364-0,197

570_ кг

0,94-0,843

570_ кг

0,94-0,843

-{-tg 32°30'«cos

-{-tg 32°30'«cos

0,843

0,843

4- 0,637 0.98

4- 0,637 0.98

кг.

кг.

0.637-0,197 = 170 кг.0.637-0,197 = 170 кг.Длина спирального зуба:Длина спирального зуба:cos 7cos 7200,843 “ 24 ММ*200,843 “ 24 ММ*

0.637-0,197 = 170 кг.

0.637-0,197 = 170 кг.

Длина спирального зуба:

Длина спирального зуба:

cos 7

cos 7

20

0,843 “ 24 ММ*

20

0,843 “ 24 ММ*

Радиальная сила по уравнению (6):

^.(3^^-t8^

/ 0,364-0,98 к 0,843

Сравнивая полученные результаты, мы можем сделать следующие выводы. Окружное усилие Ро и давление на зуб Рх получились значительно меньше в случае спирального зуба при том же модуле и числе зубьев. Однако это уменьшение давления сопряжено с увеличением размеров шестерни, что может представлять конструктивные неудобства, особенно для большой шестерни. Уменьшив модуль, мы могли бы сохранить прежние размеры шестерни, а следовательно, и прежнее значение Ро, причем давление на зуб Рх даже несколько возросло бы против прямого зуба. Такое уменьшение модуля вполне целесообразно, так как в спиральных шестернях нагрузка воспринимается не одним зубом, а 1,5—2 зубьями одновременно; кроме того, самая длина зуба несколько больше. Потому можно идти на значительное уменьшение модуля и увеличение числа зубьев, сохраняя ту же прочнесть зуба, что и в обыкновенных конических шестернях.

Осевая нагрузка Q при спиральных зубьях в несколько раз больше, чем при прямых, и достигает по абсолютной своей величине весьма больших значений (иногда около 0,75 Р^> что требует надежного устройства упорного подшипника.

Что касается радиальной нагрузки R, то она несколько меньше при спиральных шестернях, нежели при обыкновенных.

Из числа рассмотренных сил, действующих в конической передаче, сила Рх принимается при расчете зубьев на прочность. Расчет производится по общим методам, известным из курсов деталей машин, и потому здесь не излагается ).

Заметим только, что при этих, расчетах шаг шестерни измеряется посредине длины зубьев и притом по кратчайшему расстоянию между осями зубьев, т. е. нормально к их профилю. Толщина и высота зуба берутся также в этом среднем сечении. Нагрузку можно считать воспринимаемой одновременно 1,5—2 зубцами.

Три остальные силы P^QhR изгибают валы конических шестерен и создают нагрузку на подшипники.

Взаимодействие и направления этих сил представлены на рис. 224а. Так как сила Q приложена на расстоянии г от центра вала, то кроме осевого давления, воспринимаемого упорным подшипником, она создает еще изгибающий момент Qr, противоположный по знаку моменту силы R. Моменты сил R и Q действуют в одной и той же горизонтальной плоскости, а момент от силы Ро — в вертикальной. Суммируя нагрузки от

T^WV^' ’

сех этих моментов, получим следующие выражения для реакций в подшипниках А и В малой шестерни:

(7)(7)RB=^V^P.-cy+<R-t-Q"T-RB=^V^P.-cy+<R-t-Q"T-(8)(8)Ra = i V (P,-b)* + ^R.b-Q.ry-,

(7)

(7)

RB=^V^P.-cy+<R-t-Q"T-

RB=^V^P.-cy+<R-t-Q"T-

(8)

(8)

Qi = RQi = Rвая силавая силаследу-следу-(9)(9)(Ю)(Ю)По найденным реакциям и подбираются размеры шариковых илиПо найденным реакциям и подбираются размеры шариковых илиПри определении опорных реакций большой шестерни надо приникать во внимание, что подшипники расположены по обе стороны ее, а окружное усилие имеет противоположное направление по сравнению с ведущей шестеренкой. Кроме того, как мы уже отметили выше, осе- и радиальная Ry = Q.При определении опорных реакций большой шестерни надо приникать во внимание, что подшипники расположены по обе стороны ее, а окружное усилие имеет противоположное направление по сравнению с ведущей шестеренкой. Кроме того, как мы уже отметили выше, осе- и радиальная Ry = Q.Рис. 224а.Рис. 224а.Rm = V^-^+iQ-n-R-^;Rm = V^-^+iQ-n-R-^;RM=^ V(Pt-n^ + (Q.m + R^.RM=^ V(Pt-n^ + (Q.m + R^.

Qi = R

Qi = R

вая сила

вая сила

следу-

следу-

(9)

(9)

(Ю)

(Ю)

По найденным реакциям и подбираются размеры шариковых или

По найденным реакциям и подбираются размеры шариковых или

При определении опорных реакций большой шестерни надо приникать во внимание, что подшипники расположены по обе стороны ее, а окружное усилие имеет противоположное направление по сравнению с ведущей шестеренкой. Кроме того, как мы уже отметили выше, осе- и радиальная Ry = Q.

При определении опорных реакций большой шестерни надо приникать во внимание, что подшипники расположены по обе стороны ее, а окружное усилие имеет противоположное направление по сравнению с ведущей шестеренкой. Кроме того, как мы уже отметили выше, осе- и радиальная Ry = Q.

Рис. 224а.

Рис. 224а.

Rm = V^-^+iQ-n-R-^;

Rm = V^-^+iQ-n-R-^;

RM=^ V(Pt-n^ + (Q.m + R^.

RM=^ V(Pt-n^ + (Q.m + R^.

Поэтому выражения для реакций опор М и N видоизменяются |.Ющим образом:

роликовых подшипников по каталогам и указаниям соответствующих заводов, причем должна быть, конечно, принята во внимание и осевая нагрузка (см. выше стр. 167).

Валик ведущей шестерни, выполняемый обычно за одно Целое с нею, должен быть очевидно рассчитан одновременно на изгиб и Кручение. Опасное сечение (согласно рис. 224а) находится в В. Правее этого сечения действует реакция Ra, определяемая из уравнения (7).

Таким образом, наибольший, изгибающий момент валика будет: vWH3 = Ra • а.

Максимальный крутящий момент /Икр остается тот же, что и для карданного вала, т. е.

Л4Кр — Afmax * iff

.,..■■ »1?^Л#^г< -v

Приведенный результирующий момент:

Л) = | М„ + 4 Ум^ + мД •

Напряжение материала:

Мb== W '

где W—момент сопротивления валика.

Для валика большой конической шестерни данный расчет не имеет значения, так как по конструктивным причинам этот валик всегда полу, чает достаточные размеры, ввиду необходимости пропустить сквозь него ось заднего колеса и малого расстояния между опорами.

ГЛАВА XII

ПЕРЕМЕНА ПЕРЕДАЧ

65. Классификация и конструктивный обзор коробок передач

В своем месте, рассматривая особенности мотоциклетных двигателей мы отметили уже, что пределы собственной приспособляемости их к изменению нагрузки весьма ограничены (§ 23). Снижение числа оборотов двигателя, вызываемое увеличившимся по какой-либо причине сопротивлением движению, сопровождается лишь незначительным повышением крутящего момента. Между тем, сопротивления, которые преодолевает двигатель при движении мотоцикла, изменяются в очень широких пределах в зависимости от состояния дороги, подъемов, ветра и т. п. Поэтому во избежание остановки мотора при значительных изменениях нагрузки, необходимо иметь возможность менять величину передачи. Механизм, который служит для этой цели, называется коробкой передач, или коробкой скоростей.

За исключением нескольких оригинальных конструкций, все современные мотоциклы снабжаются коробками передач, устроенными по одному и тому же принципу: изменение передачи достигается включением между двигателем и задним колесом нескольких промежуточных шестерен, различные комбинации которых и дают 3 или 4 ступени передачи, достаточные для практических целей.

Производство коробок передач, подобно производству карбюраторов, магнето, свечей и пр., может быть сосредоточено на специальных заводах, что сопровождается известной нормализацией размеров и форм коробок передач и повышает их качество.

Чтобы уяснить основные принципы устройства коробки передач, рассмотрим две схемы, представленные на рис. 225. На обеих схемах буквами А и В обозначены цепные зубчатки, из которых большая соединена с двигателем, а вторая передает вращение на заднее колесо. Задача состоит в том, чтобы при неизменном числе оборотов зубчатки А изменять число оборотов другой зубчатки В.

На схеме / это осуществляется следующим образом. Большая зубчатка А закреплена на первичном валу коробки передач, так что мы можем условно рассматривать ее как одно целое с валом. ДругаЯ цепная зубчатка В насажена на пустотелом вторичном валу вместе

с шестерней 3, находящейся внутри коробки. Далее, на первичном валу имеется скользящая шестерня 2, снабженная с обоих торцов призматическими кулачками. Шестерня 2 передвигается по шлицам, профрезеро- ванным на средней части вала, и потому всегда вращается с тем же «ислом оборотов, что и вал. Наконец, на гладком конце вала свободнос шестерней 3, находящейся внутри коробки. Далее, на первичном валу имеется скользящая шестерня 2, снабженная с обоих торцов призматическими кулачками. Шестерня 2 передвигается по шлицам, профрезеро- ванным на средней части вала, и потому всегда вращается с тем же «ислом оборотов, что и вал. Наконец, на гладком конце вала свободноп р о м е- шестернип р о м е- шестерниведенведенААЛЛВВтттт12'12'Рис. 225. Два принципа устройства коробкиРис. 225. Два принципа устройства коробкиВВпередач.'передач.'и звездочка В. Крутящий момент двигателя заднему колесу через шестерни А—/—Г—3'—3—В. Это положение соответствует низшей или первой передаче.и звездочка В. Крутящий момент двигателя заднему колесу через шестерни А—/—Г—3'—3—В. Это положение соответствует низшей или первой передаче.такжетакжебудет передаватьсябудет передаватьсяОбозна-Обозна-чая числа зубьев шестерен на первичном валу через zT> z„ и z^ а на промежуточном—через z/, z^, z^ получим, что передаточное отношениечая числа зубьев шестерен на первичном валу через zT> z„ и z^ а на промежуточном—через z/, z^, z^ получим, что передаточное отношениеприпритаком положении будет:11таком положении будет:11

с шестерней 3, находящейся внутри коробки. Далее, на первичном валу имеется скользящая шестерня 2, снабженная с обоих торцов призматическими кулачками. Шестерня 2 передвигается по шлицам, профрезеро- ванным на средней части вала, и потому всегда вращается с тем же «ислом оборотов, что и вал. Наконец, на гладком конце вала свободно

с шестерней 3, находящейся внутри коробки. Далее, на первичном валу имеется скользящая шестерня 2, снабженная с обоих торцов призматическими кулачками. Шестерня 2 передвигается по шлицам, профрезеро- ванным на средней части вала, и потому всегда вращается с тем же «ислом оборотов, что и вал. Наконец, на гладком конце вала свободно

п р о м е- шестерни

п р о м е- шестерни

веден

веден

А

А

Л

Л

В

В

тт

тт

12'

12'

Рис. 225. Два принципа устройства коробки

Рис. 225. Два принципа устройства коробки

В

В

передач.'

передач.'

и звездочка В. Крутящий момент двигателя заднему колесу через шестерни А—/—Г—3'—3—В. Это положение соответствует низшей или первой передаче.

и звездочка В. Крутящий момент двигателя заднему колесу через шестерни А—/—Г—3'—3—В. Это положение соответствует низшей или первой передаче.

также

также

будет передаваться

будет передаваться

Обозна-

Обозна-

чая числа зубьев шестерен на первичном валу через zT> z„ и z^ а на промежуточном—через z/, z^, z^ получим, что передаточное отношение

чая числа зубьев шестерен на первичном валу через zT> z„ и z^ а на промежуточном—через z/, z^, z^ получим, что передаточное отношение

при

при

таком положении будет:

11

таком положении будет:

11

ЧИСЛОМ OOupu.vo, .. _ надета еще одна шестеренка /.

Параллельно первичному и вторичному талам расположен суточный валик, на котором неподвижно закреплены

В положении, изображенном на схеме, вращение зубчатки А и первичного вала не передается звездочке В, т. е. мы имеем холостой ход. Если передвинуть скользящую шестерню 2 вправо так, чтобы она вошла в зацепление с шестерней / своими боковыми кулачками, то будет при- во вращение промежуточный валик, а через него и пару З’—З

т. е.т. е.Так как числа зубьев в числителе больше, чем в знаменателе, то 1\~> 1, ". звездочка В будет вращаться с уменьшенным числом оборотов, но в ту же сторону, что и А. При передвижении скользящей шестерни 2 влево и зацеплении ее с шестерней 2' передача вращающего усилия от Двигателя к заднему колесу будет происходить через шестерни А 2 ^—5'—3—в, а передаточное отношение

т. е.

т. е.

2Z2^'3

Наконец, при дальнейшем передвижении шестерни 2 в крайнее левое положение, она сцепляется боковыми своими кулачками с такими же кулачками, имеющимися на шестерне 3. Последняя будет таким образом вклинена на валу вместе со звездочкой В, и вся система А—2 3 В 301

станет вращаться как одно целое, промежуточный же валик будет вертеться вхолостую При атом передаточное отношение в коробке:

<8 = 1 •

Вторая схема на рис. 225 в кинематическом отношении обратна пер. вой. Здесь, наоборот, первичный вал выполнен пустотелым и на нем жестко посажены зубчатка А и шестерня высшей передачи 3. Вторичный же вал, несущий зубчатку В и остальные шестерни, пропущен внутри первичного. При тех же положениях передвижной шестерни 2, какие рассмотрены выше, передача крутящего момента от двигателя к заднему колесу будет происходить следующим образом:

на 1-й передаче . . . . через А—3—3'—Г—I—В » 2-й , . . . . через А-З-З'-У-2-В „ 3-й , . . . . через А—3—2—В.

Так же, как на первой схеме, высшее передаточное отношение

z3 — 1,

и мы имеем так называемую прямую передачу (без участия остальных шестерен). В других положениях z2 и ^ > 1 и звездочка В вращается с меньшим числом оборотов, нежели А, но в том же направлении.

Сравнивая обе схемы, нетрудно установить их характерные и принципиальные отличия.

Для схемы / существенно и характерно то, что промежуточный вал получает вращение последовательно через шестерни 1—Г или 2—2' и потому число его оборотов (при данном режиме двигателя) изменяется, но не превосходит оборотов вторичного вала (в рабочем состоянии, т. е. при передаче через него вращающего усилия); он может и совсем оставаться в покое при нейтральном положении скользящей каретки.

Во второй схеме мы имеем обратное явление: промежуточный валик, приводимый всегда одной и той же парой шестерен 3—3', находится в непрерывном вращении с постоянным числом оборотов; число оборотов промежуточного валика в рабочем состоянии может быть выше числа оборотов вторичного вала. Таковы два основных принципа, на которых строится кинематика мотоциклетных коробок передач.

Беря их за основу классификации, мы можем, следовательно, разделить все коробки передач на две группы: 1) коробки с переменным числом оборотов промежуточного вала и 2) коробки с постоянным числом оборотов промежуточного вала. В обоих случаях предполагается, конечно, что число оборотов двигателя сохраняется постоянным.

В рассмотренных схемах крайние звенья кинематической цепи, т. е. шестерни А и В, находились по одну сторону картера коробки.

Их можно расположить также и с разных сторон коробки.

Такая разновидность коробок передач представлена на рис. 226. На схеме / мы имеем коробку с переменным числом оборотов промежуточного вала, на схеме //— с постоянным числом оборотов промежуточного вала. Порядок передачи вращающего усилия от А к В указан на самих схемах и не требует пояснений.

Итак, намеченные выше две основные группы коробок передач можно подразделить на две дальнейшие подгруппы: а) коробки с односторон- 302

:-УУрт' УУ№^@:-УУрт' УУ№^@и в) с двухсторонней передачей вращающего усилия. Последний тип ней передач может быть применен как при цепной, так и при кар- К°Р й передаче, если двигатель смещен в сторону таким образом, что коленчатого вала составляет продолжение оси карданного вала.

:-УУрт' УУ№^@

:-УУрт' УУ№^@

разумеется, при карданной передаче зубчатки А и В (рис. 226) отсут.разумеется, при карданной передаче зубчатки А и В (рис. 226) отсут.\А\АААппл Ал А2т2т221/'1/'тр и ч н о передачетр и ч н о передаче/ г/ гРис. 226. Коробки с двухсторонней передачей вращающего усилия:Рис. 226. Коробки с двухсторонней передачей вращающего усилия:L: А-1—Г-З'-З-B lj А-З-З'-Г-l-BIV. А-2-2'-3'-3-В tv. А—3—3'—2?—2—ВI». А-2-3-В* А-3-2-ВL: А-1—Г-З'-З-B lj А-З-З'-Г-l-BIV. А-2-2'-3'-3-В tv. А—3—3'—2?—2—ВI». А-2-3-В* А-3-2-Вствуют: первичный вал соединяется через муфту сцепления с маховиком двигателя, а вторичный — с карданным валом.

разумеется, при карданной передаче зубчатки А и В (рис. 226) отсут.

разумеется, при карданной передаче зубчатки А и В (рис. 226) отсут.

\А

\А

А

А

п

п

л А

л А

2т

2т

2

2

1/'

1/'

тр и ч н о передаче

тр и ч н о передаче

/ г

/ г

Рис. 226. Коробки с двухсторонней передачей вращающего усилия:

Рис. 226. Коробки с двухсторонней передачей вращающего усилия:

L: А-1—Г-З'-З-B lj А-З-З'-Г-l-B

IV. А-2-2'-3'-3-В tv. А—3—3'—2?—2—В

I». А-2-3-В* А-3-2-В

L: А-1—Г-З'-З-B lj А-З-З'-Г-l-B

IV. А-2-2'-3'-3-В tv. А—3—3'—2?—2—В

I». А-2-3-В* А-3-2-В

Рассмотренные схемы можно объединить одним общим конструктивным признаком: первичный и вторичный валы расположены концен- |, вследствие чего связь между ними осуществляется на высшей непосредственно, а на низших — через промежуточный валик.

Рис. 227. Коробки с параллельным расположением первичного и вторичного валов: lV.A-1-Г-В IV. А—2—2'—В 14". А-2-З’-ВРис. 227. Коробки с параллельным расположением первичного и вторичного валов: lV.A-1-Г-В IV. А—2—2'—В 14". А-2-З’-ВМожно расположить первичный и вторичный валы параллельно, как показано на рис. 227, и обойтись, таким образом, совсем без про- Межуточного вала. Из рассмотрения схемы легко видеть, что кинемати- Ческие цепи на первой и второй передачах при этом сокращаются, но зато прямая передача здесь вовсе отсутствует, так как связь между ва- 303

Рис. 227. Коробки с параллельным расположением первичного и вторичного валов: lV.A-1-Г-В IV. А—2—2'—В 14". А-2-З’-В

Рис. 227. Коробки с параллельным расположением первичного и вторичного валов: lV.A-1-Г-В IV. А—2—2'—В 14". А-2-З’-В

лами осуществляется на высшей ступени через промежуточную пап шестерен 3—3'. Следует также заметить, что первичный и вторичный валы (а значит, двигатель и заднее колесо) вращаются при этом в раз. ные стороны. Передаточные отношения на низших ступенях уже нераз лагаются на две пары шестерен, как в предыдущих схемах, и должны быть полностью осуществлены в одной паре, что влечет ва собой увеличение разности в диаметрах и в числах зубцов шестерен, находящихся в зацеплении.

Коробки этого рода редко применяются при цепной передаче (рис. 137). Но при карданной передаче такая кинематическая схема вызывается необходимостью, с целью отнесения карданного вала в сторону от продольной оси мотоцикла. Примеры коробок передач, выполненных по этой схеме, мы видели выше на рис. 220 и 221.

Итак, обобщая все сказанное, мы можем представить классификацию мотоциклетных коробок передач в следующем виде:

Итого мы имеем шесть разновидностей коробок передач, характеризуя их с точки зрения кинематической связи отдельных элементов механизма.

Предлагаемая классификация представляется нам наиболее продуктивной. С кинематической схемы конструктор начинает свою работу по проектированию коробки. От нее зависит конструктивное оформление этого агрегата. Ею же определяются расчетные нагрузки на подшипники, шестерни и валы. Словом, это та основа, на которой развертывается вся дальнейшая работа.

и „«одя далее к различным конструктивным признакам, кото- ,п1КН0 без конца дополнять вышеприведенную классификацию, мы Р«миЛ целесообразным выделить только один из них, как имеющий с‘1ИТа„.иное и принципиальное значение, а именно —способ вклю- существе™ю холостого положения в рабочее. С этой стороны

,eHK»u передач можно разделить на две;группы: 1) коробки с по- кор°„" зацеплением всех шестерен и 2) коробки с включением СТОЯ ИНЫМ

Рис. 228. Муфты переключения.Рис. 228. Муфты переключения.второй способ ■ чи-второй способ ■ чи-ддААВ 3 т2 2 т, /В 3 т2 2 т, /ААпгпгз*з*3*3*г*г*305305Так маютсяТак маются5=5=как зубья шестерен больше всего изнашиваются, а иногда и поименно в момент включения, которое сопровождается ударами,как зубья шестерен больше всего изнашиваются, а иногда и поименно в момент включения, которое сопровождается ударами,^* А, У. Иерусалимский. 913.^* А, У. Иерусалимский. 913.пВ* , „2пВ* , „2шестерен зубчатыми венцами. Надо заметить, что

Рис. 228. Муфты переключения.

Рис. 228. Муфты переключения.

второй способ ■ чи-

второй способ ■ чи-

д

д

А

А

В 3 т2 2 т, /

В 3 т2 2 т, /

А

А

пг

пг

з*

з*

3*

3*

г*

г*

305

305

Так маются

Так маются

5=

5=

как зубья шестерен больше всего изнашиваются, а иногда и поименно в момент включения, которое сопровождается ударами,

как зубья шестерен больше всего изнашиваются, а иногда и поименно в момент включения, которое сопровождается ударами,

^* А, У. Иерусалимский. 913.

^* А, У. Иерусалимский. 913.

п

В* , „2

п

В* , „2

стом виде никогда не применяется. Рассматривая, например, схемы на

рис. 225—227 легко видеть, что крайние пары шестерен находятся здесь также в постоянном зацеплении, и только средняя пара включается

зубьями. Иногда шестеренки 7 и 2 объединяют в ©дну скользящую каретку; тогда и низшая передача включается зацеплением зубьев шестерен остается в постоянном зацеплении

/—1', но все же и в этом случае t пара 3—3'./—1', но все же и в этом случае t пара 3—3'.Рис. 229. Схемы включения кулачковыми муфтами:

/—1', но все же и в этом случае t пара 3—3'.

/—1', но все же и в этом случае t пара 3—3'.

/,: A-m^l-ГЗ'-З-В /,: А-m-l-Г-З'-З-В /^А-т.-г-г'З'-З-В ^ А—т—2—2'—3'—3—В ig: А—т3—3—В13: А-/И-3-В

то современные коробки передач конструируются по большей части так, чтобы все шестерни находились в постоянном зацеплении, включение же нужной пары шестерен производится с помощью кулачковых муфт, передвигающихся по шлицам вала.

Употребительные типы таких муфт, а также передвигающая их вилка изображены на рис. 228.

Схемы включения шестерен по этому способу даны на рис. 229. На первой схеме имеются две муфты с боковыми кулачками, располо-

жеИныё на шлицованный участках вала между Шестернями I и 2 и 2 и 3 Сами же шестерни сидят на валу свободно и находятся в постоянном зацеплении с шестернями промежуточного валика. Передвижением муфт тх и /п2 вправо или влево шестерни 1, 2 и 3 последовательно заклиниваются на валу, что и дает /, 2 и 3-ю передачи.

Согласно второй схеме можно обойтись всего одной муфтой тренними н"*«—'"-— гт—

ТУ

а

jt-«I С в ну. кулачками. При этом шестерня 2 свободно сидит на удлиненной втулке шестерни /, которая в свою очередь свободно надета на вал. Муфта одним своим концом всегда связана со шлицованным участком вала. На втулках всех трех шестерен также профрезерованы шлицы. Из схемы видно, что при передвижении муфты в положение /

А ТГ

£ 4

3

Рис. 230. Схема включения передвижением пары

Л

шестерен.

А—1 — 1' —3'—3—ВА—2—2'—3'—3—В

А-2-3-В.

ция

шестерен / и 2

и

она закрепит на валу шестерню /; при дальнейшем продвижении ее вправо, в положение //, будет заклинена на валу шестерня 2, а при передвижении муфты влево, в положение Ш, она свяжет с валом непосредственно шестерни 3 и В, т. е. получится прямая передача. Так как имеется всего одна муфта и один шлицованный участок вала, то общая длина коробки сокращается, и упрощается механизм для переключения муфты, зато усложняется конструк-

затрудняется пригонка и смазка их втулок.

Другое решение той же задачи включения передач при постоянном

зацеплении шестерен показано на рис. 230. Здесь обе средние шестерни передвигаются совместно общей вилкой, причем на промежуточном валике также сделаны короткие шлицы. В положении, изображенном на схеме, получается холостой ход, так как шестеренка 2 свободно вращается на первичном валу. Если сдвинуть обе средние шестерни немного влево, то шестерня 2 войдет на шлицы и, следовательно, будет сцеплена с первичным валом; это положение соответствует второй, средней передаче. В крайнем правом и крайнем левом положении шестерни 2 или 2' сцепляются боковыми кулачками с шестернями 3 или Г, что дает низшую и высшую ступени. В обоих случаях одна из шестерен 2 или 2* не участвует в пе-

редаче вращающего усилия и вращается вхолостую на гладких участках промежуточного валика.

Наконец, еще один вариант включения шестерен при

Рис. 231.

постоянном зацеплении их зубьев показан на схеме рис. 231. Зубья шестерни а', закрепленной на промежуточном валу, удлинены настолько, что при передвижении скользящей шестерни а влево обе шестерни продолжают оставаться в зацеплении, но так как при этом шестерня а надвигается на шлицы, то пара а — а' вступает в работу.

Рассмотрим несколько примеров выполненных конструкций трех- и четырехступенчатых коробок передач.

Рис. 232 изображает горизонтально-продольный разрез трехступенчатой коробки передач старого типа в положении, соответ- 306

распро-распро-передач, весьмапередач, весьмаЗОГЗОГ**передач.шестерен Г, 2'передач.шестерен Г, 2'и 3", ии 3", иНа рис. 233 показано устройство коробки ограненной в свое время на советских мотоциклах. Она применялась на мотоциклах Л-300, ИЖ-7,8 и 9, Л-8.Здесь малая шестеренка первой передачи z-14 выполнена за одно целое с первичным валом. Шестерня пря-На рис. 233 показано устройство коробки ограненной в свое время на советских мотоциклах. Она применялась на мотоциклах Л-300, ИЖ-7,8 и 9, Л-8.Здесь малая шестеренка первой передачи z-14 выполнена за одно целое с первичным валом. Шестерня пря-Рис. 232. Трехступенчатая коробкаРис. 232. Трехступенчатая коробкаВНУТРЬ пене»—-,г

распро-

распро-

передач, весьма

передач, весьма

ЗОГ

ЗОГ

*

*

передач.

шестерен Г, 2'

передач.

шестерен Г, 2'

и 3", и

и 3", и

На рис. 233 показано устройство коробки ограненной в свое время на советских мотоциклах. Она применялась на мотоциклах Л-300, ИЖ-7,8 и 9, Л-8.Здесь малая шестеренка первой передачи z-14 выполнена за одно целое с первичным валом. Шестерня пря-

На рис. 233 показано устройство коробки ограненной в свое время на советских мотоциклах. Она применялась на мотоциклах Л-300, ИЖ-7,8 и 9, Л-8.Здесь малая шестеренка первой передачи z-14 выполнена за одно целое с первичным валом. Шестерня пря-

Рис. 232. Трехступенчатая коробка

Рис. 232. Трехступенчатая коробка

п рвичный вал установлен на шариковом подшипнике, который воспринимает также осевое давление, возникающее при выключении сцепления.

Промежуточный вал выполнен в виде блока вращается на неподвижной оси.

Коробка выполнена по схеме // рис. 226.

мой передачи z-19 тоже сделана как одно целое с пустотелым вторичным валом, на котором неподвижно закреплена еще цепная зубчатка z-20. На промежуточном валу жестко закреплена шестерня 2-13^ находящаяся в постоянном зацеплении с шестерней z-19^ и свободно посажена ше- стерня z-20, сцепленная постоянно с малой шестеренкой z-14. В левой части первичного вала и в правой части вторичного нарезаны продоль-

ные шлицы, по которым может скользить средняя пара шестерён г 21-2^ находящаяся также в постоянном зацеплении и передвигаемая совмести ‘ I общей вилкой. Положение, изображенное на чертеже, соответствует пп ° I мой передаче. При этом шестерня z-23 находится на гладкой части про* межуточного вала и потому вращается вхолостую.

Если сдвинуть пару средних шестерен вправо до конца, то боковые ' выступы шестерни z-23 войдут в отверстия, имеющиеся в диске шестерни Z-20, и таким образом последняя будет жестко закреплена на промежуточном валу. Получится первая, низшая передача.

В общем, устройство коробки соответствует схеме, данной выше на рис. 230.

Четырехступенчатая коробка с постоянным зацеплением шестерен изображена на рис. 234. Кинематическая связь соответствует схеме / на рис. 229, но включение передач производится двумя муфтами М и Н.

Одна из них расположена на первичном валике, а вторая — на промежуточном. Шестерни 1—2 и 3'—4' двойные, неподвижно сидящие на своих валах. Шестерни 3 и 4 на первичном валу и шестерни Г и 2' на промежуточном валу сидят свободно.

Включение различных передач производится следующим образом:

1-я, низшая, передача: муфта Н сдвигается по шлицам вправо и заклинивает на промежуточном валике шестерню Г; вращающее усилие двигателя передается заднему колесу через Л—/—/'—4'—4—В.

2-я передача: та же муфта Н передвигается влево и сцепляется кулачками с шестерней 2'; работают шестерни А—2—2'—4’—4—В.

3-я передача: муфта Н выходит из зацепления, а муфта М сдвигается вправо и включает шестерню 3; передача происходит через А—3— 3'—4'—4—В.

4-я передача, прямая: муфта М передвигается влево и сцепляется с шестерней 4\ работают шестерни А—4—В, Передвижение вилок производится повертыванием валика, на котором сидят вилки. Во втулках вилок сделаны фигурные прорези, в которые входят шипы, закрепленные в теле валика. При повертывании его шипы надавливают на края прорезей и передвигают ту или другую вилку.

Несколько иной вариант коробки со скользящими шестернями, находящимися в постоянном зацеплении, представлен на рис. 235. Эта четырехступенчатая коробка была спроектирована для мотоциклов Л-8.

Включение передач производится здесь передвижением шестерен 3 и 2', снабженных на торцевых поверхностях с обеих сторон кулачками. Однако эти шестерни передвигаются независимо друг от друга двумя отдельными вилками. Так как зубья их несколько удлинены, то при передвижениях шестерен в обе стороны они не выходят из зацепления со своими парными шестернями 3' и 2, свободно сидящими на соответствующих валах. Из других шестерен—4 и /'также посажены свободно, а 4' и 1 закреплены на валах. В положении, изображенном на чертеже, получается холостой ход. Проследим порядок включения передач.

1-я передача: скользящая шестерня 2' передвигается вправо и сцепляется кулачками с шестерней 1\ закрепляя ее таким образом на промежуточном валу. При этом шестерня 2' остается в зацеплении со свободной шестерней 2. Последовательность передачи силы ;А— —Г—4'—4—В.

308

Рис. 233. Трехступенчатая коробка передач с постоянным зацеплением.

^ис. 234. Четырехступенчатая коробка передач с постоянным зацеплением

2-я передача: скользящая шестерня 2' отводится в нейтральное положение; одновременно скользящая шестерня 3' передвигается вправо и заклинивает на первичном валу свободную шестерню 2. Передача- А — 3 — 2 — 2' —4' — 4 — В.

1-я передача: скользящая шестерня 3 отводится в нейтральное положение, а 2' сдвигается влево и заклинивает на промежуточном валу свободную шестерню 3'. Порядок передачи: А—3-3'-2'-4' — 4-в

4-я передача, прямая: скользящая шестерня 3 передвигается влево и сцепляется с шестерней 4, связывая таким образом первичный и вторичный валы. Все остальные шестерни при этом вращаются вхолостую

Другой пример четырехступенчатой коробки с постоянным зацеплением шестерен показан на рис. 236.

Данная коробка предназначается для едноцилиндрового мотоцикла с карданной передачей. Двигатель этого мотоцикла (BMW-R-35) смещен в сторону от продольной оси машины, вследствие чего оказалось возможным разместить первичный вал А и вторичный вал В по одной прямой линии. Картер коробки крепится при помощи фланца С к картеру двигателя, образуя с ним общий блок. Первичный вал А соединен через муфту сцепления с двигателем и выполнен за одно целое с шестерней 4. Вторичный вал В соединен с карданным валом. Передний (на чертеже—левый) конец этого вала В поддерживается бронзовым подшипником, вставленным в выточку, сделанную в торце первичного вала. Таким образом, каждый вал может вращаться независимо от другого.

На вторичном валу свободно сидят на бронзовых втулках шестерни 3, 2 и /. Положение средней втулки (для шестерен 3 и 2) фиксировано на валу пружинными проволочными кольцами. От осевого сдвига шестерни удерживаются шайбами. Муфты включения М и Н передвигаются в обе стороны по шлицам вторичного вала. Муфта М с одной стороны имеет внутренние зубья, которыми она надвигается пои передвижении вперед на удлиненные зубья шестерни 4; с другой стороны муфты М высверлены отверстия, которые при передвижении назад надвигаются на торцевые выступы шестерни 3. Муфта Н с обеих сторон имеет отверстия, которыми она сцепляется с выступами шестерен 2 и /.

Промежуточный вал представляет собой блок из четырех шестерен /', 2', 3' и 4', свободно вращающийся на неподвижной оси. Последовательное включение передач происходит следующим образом.

1-я передача: муфта Н сдвигается назад (вправо) и сцепляется с шестерней 1, закрепляя ее таким образом на вторичном валу. Вращающее усилие двигателя передается при этом карданному валу через А — 4 — 4' — Г — 1 — В.

2-я передача: муфта Н передвигается вперед и заклинивает на валу шестерню 2. Передача вращающего усилия А—4 — 4*—2* — 2— В.

3-я передача: муфта М передвигается назад и сцепляется с шестерней 3. Одновременно муфта Н выводится из зацепления. Передача силы: А—4—4*—3'—3—В.

4-я передача, прямая: муфта М передвигается вперед и надвигается на зубья шестерни 4. В этом положении оба вала — первичный и вторичный— связываются непосредственно, и все шестерни в коробке вращаются входестую.

310

[Рис. 235. Коробка передач мотоцикла е карданной передачей.

Если коленчатый вал двигателя и карданный вал не располагаются по одной прямой линии, как например у двухцилиндровых мотоци. клов М-72, то коробка передач выполняется по схеме, показанной Нд рис. 237, т. е. первичный и вторичный валы коробки устанавливаются параллельно один другому, а промежуточный вал отсутствует. Прямая пере- дача в этом случае, как уже было отмечено, не может быть осуществлена. Парные шестерни находятся в постоянном зацеплении. Все шестерни на первичном валу закреплены жестко, причем шестерня 20 посажена на шпонке и может быть заменена в случае надобности, а шестерни 17, 14

Рис. 237. Схема коробки передач М-72.Рис. 237. Схема коробки передач М-72.

Рис. 237. Схема коробки передач М-72.

Рис. 237. Схема коробки передач М-72.

и 10 выполнены за одно целое с валом. На вторичном валу все шестерни сидят свободно и могут быть поочередно закреплены скользящими муфтами. Левая муфта имеет с обеих сторон отверстия, которыми она надвигается на выступы шестерни 26 или 29. Правая муфта имеет с обеих сторон выступы, которые входят в отверстия шестерни 32 или 36. Таким образом, ■ каждый данный момент работает только одна какая-либо пара шестерен. Так как шестерни имеют разное число зубьев, то вторичный вал будет при этом вращаться с различным числом оборотов. Например, шестерня 10 имеет 10 зубьев, а шестерня 36—36 зубьев. Поэтому при включении этой пары вторичный вал будет вращаться в 3,6 раз медленнее, чем первичный. Шестерни высшей передачи имеют соответственно 20 и 26 зубьев; поэтому при включении этой пары вторичный вал будет вращаться только в 1,3 раза медленнее первичного (26:20 = 1,3). Если поставить здесь шестерни с одинако- 312

числом зубьев (например по 23 зуба), то на четвертой передаче будут вращаться с одинаковым числом оборотов. Так как обыкновенно на высшей передаче и, следовательно,числом зубьев (например по 23 зуба), то на четвертой передаче будут вращаться с одинаковым числом оборотов. Так как обыкновенно на высшей передаче и, следовательно,26 и 20 работают больше всех других, то они выполнены26 и 20 работают больше всех других, то они выполненыВЬ1М оба вала езда происходит шестерни 26 « - косыми зубьями для уменьшения шума и износа.

числом зубьев (например по 23 зуба), то на четвертой передаче будут вращаться с одинаковым числом оборотов. Так как обыкновенно на высшей передаче и, следовательно,

числом зубьев (например по 23 зуба), то на четвертой передаче будут вращаться с одинаковым числом оборотов. Так как обыкновенно на высшей передаче и, следовательно,

26 и 20 работают больше всех других, то они выполнены

26 и 20 работают больше всех других, то они выполнены

С Чтобы дать представление о других, более сложных вариантах кон- тоукпии четырехступенчатых коробок, на рис. 238 воспроизведена оробка передач мотоцикла повышенной проходимости.

Эта коробка имеет четыре передачи, задний ход и демультипликатор, т е- приспособление для понижения всех передаточных отношений. Переключение передач производится педальным и ручным механизмами, связанными один с другим. Как видно из горизонтального разреза, коробка имеет три параллельных вала: первичный, связанный с двигателем через муфту сцепления, промежуточный и вторичный, соединенный с карданным валом. На первичном валу свободно посажены только две шестерни 19 и 16, из которых каждая может быть заклинена на валу передвижной муфтой демультипликатора. Для езды в нормальных дорожных условиях муфта Д сцепляется с шестерней 19, как и показано на чертеже. Переключение муфты демультипликатора производится ручным рычагом Е. В этом положении передача вращения от первичного к промежуточному валу происходит на всех передачах через пару 19—18. Все шестерни промежуточного вала представляют собой один жесткий блок и находятся в постоянном зацеплении с шестернями 34, 29, 23 и 20, свободно сидящими на вторичном валу. Включение последних производится муфтами М w N, передвижение которых осуществляется либо педалью, либо ручным рычагом К.

1-я передача получается при передвижении муфты М назад (на чертеже влево) и сцеплением ее с шестерней 34; при этом работают шестерни 13—18—10— 34 с общим передаточным числом 3,2.

2-я передача: при передвижении муфты М вперед (вправо) и сцеплением ее с шестерней 29; в передаче участвуют при этом шестерни 19—18—15— 29 с общим передаточным отношением 1,8.

3-я передача: муфта N включает шестерню 23; работают шестерни 19—18 и 23; передаточное отношение—1,2.

4-я передача: муфта N включает шестерню 20; работают шестерни 19—18 — 21 — 20; передаточное отношение 0,9, т. е. вторичный вал вращается при этом с числом оборотов, несколько большим, чем колен-

чатый вал двигателя.

Направление вращения карданного вала на всех передачах одинаково с коленчатым валом.

Если переключить демультипликатор Д с шестерни 19 на шестерню 16, то вращение от первичного вала к промежуточному будет сообщаться через пару 16 — 21, и передаточные отношения на всех передачах будут понижены в 1,4 раза, т. е. будут равны соответственно 4,5; 2,5; 1,7 . и L25. Такая установка демультипликатора применяется при движении ' По бездорожью.

Для получения заднего хода на концах промежуточного и вторич- ого валов насажены шестерни 11 и 28, не находящиеся в зацеплении. Днако они могут быть связаны включением между ними промежуточ- । °й шестерни 17. Включение этой шестерни производится рычагом G;

Рис. 238. Коробка передач с демультипликатором и задним ходом.

одно плечо его упирается в торец валика L, на котором сидят вилки переключения муфт М и N. При повороте этого валика в надлежащую позицию кулачок Г отклоняет рычаг G и вдвигает шестерню 17 между шестернями 11 и 28. Вследствие этого вторичный вал С меняет направление своего вращения на оборотное. Шестерни, которые чаще других работают, т. е. /б, /8, 19, 20, 21 и 23 выполнены косозубчатыми.

Мотоцикл, на котором устанавливается рассмотренная коробка, предназначается для работы с тяжело нагруженной прицепкой, колесо которой имеет дополнительный привод и, следовательно, тоже является ведущим (см. § 90).

Крепление коробки передач

Коробка передач крепится на раме мотоцикла между двигателем и задним колесом. Для этой цели на раме мотоцикла делается площадка с двумя продольными прорезями, в картер же коробки ввинчиваются шпильки, посредством которых коробка и подвешивается к раме (рис. 239), или, наоборот, ставится наверху площадки и привинчивается к ней своим днищем. Прорези допускают передвижение коробки вдоль оси

рамы для регулировки натяжения цепей. Для легких мотоциклов ограничиваются по болсшей части двумя шпильками, а иногда даже и одной.

Рис. 239. Крепление коробки передач.

В Англии, где производство коробок передач обособилось в самостоятельную отрасль промышленности, размеры всех деталей крепления нормализованы. С этим приходится, конечно, считаться и другим странам, приобретающим для своих машин английские коробки.

Основные размеры указаны на рис. 239 (в дюймах). Помимо размеров крепления существенное значение имеют линии передней и задней цепей, т. е. расстояния их от осевой линии рамы (А и В).

Стандартные размеры их даны в следующей таблице (в дюймах):

Линия перед-ней цепи АЛиния перед-ней цепи АЛиния заднейЛиния заднейцепи Вцепи ВМотоциклы до 250 см», до 350 см», свыше 350 см»Мотоциклы до 250 см», до 350 см», свыше 350 см»з2^ 3 7/16*з2^ 3 7/16*18//23/1в"18//23/1в"

Линия перед-ней цепи А

Линия перед-ней цепи А

Линия задней

Линия задней

цепи В

цепи В

Мотоциклы до 250 см»

, до 350 см»

, свыше 350 см»

Мотоциклы до 250 см»

, до 350 см»

, свыше 350 см»

з2^ 3 7/16*

з2^ 3 7/16*

18//

23/1в"

18//

23/1в"

ВстречаетсяВстречаетсятакже крепление коробки ушками, из которых одно

Встречается

Встречается

расположено вверху коробки, а другое внизу (рис. 234). Для натяжения цепи

коробка в этом случае может быть повернута относительно одного из болтов, В настоящее время, как уже было указано, замечается тенденция помещать коробку передач в одном блоке с двигателем (рис. 137) ИЛИ Крепить ее к картеру двигателя болтами (рис. 236).

Механизмы переключения передач

Передвижение шестерен или муфт включения в коробке передач производится посредством рычага, который приводится в действие рукой или ногой водителя. Ручной рычаг крепится или к верхней части рамы, или непосредственно к картеру коробки передач. При первом способе расположения рычага переключения он соединяется с коробкой передач посредством нескольких промежуточных тяг, имеющих нарезку для регу-

Рис. 240. Механизмы переключения передач.

лирования длины. Рукоятка рычага скользит по кулисе, прикрепленной к баку, зарубки которой указывают то или другое положение шестерен в коробке передач.

Если рычаг крепится непосредственно на самой коробке, то положение его фиксируется уже не кулисой, а специальными пружинными защелками.

Передвижение самих вилок, производящих включение шестерен 8 коробке, может быть осуществлено весьма разнообразными способами, 8 зависимости от расположения валов и шестерен. Схемы нескольких наиболее типичных и распространенных механизмов этого рода предста- злены на рис. 240.

Простейший рычажный механизм изображен йа рис. 240, а. На оси рычага переключения закреплен поводок, совершающий качательные движения в вертикальной плоскости при передвижении рычага. Это вызывает повертывание вильчатого углового рычага, укрепленного на вертикальной оси под крышкой картера коробки (см. также рис. 137) Угловой рычажок повертывается в горизонтальной плоскости и передвигает вилку переключения в ту или другую сторону по неподвижному валику, установленному в картере коробки. Положения переключающей вилки фиксируются шариком, который под давлением пружины заскакивает в одну из выточек, сделанных на валике.

Рис. 240, б изображает червячный механизм переключения. Здесь передвижение рычага переключения вызывает повертывание червяка с очень большим шагом винтовой нарезки. Это в свою очередь вызывает осевое перемещение сидящей на червяке вилки, которая охватывает двумя своими полукруглыми вырезами пару скользящих шестерен (т. е. шестерен 2— 2' на рис. 230).

На рис. 240, 8 и 2 показаны кулачковые механизмы переключения. Первый из них выполнен следующим образом. Во втулках обеих вилок сделаны фигурные прорези, в которые входят шипы, ввернутые в тело валика. Очевидно, при повертывании валика шипы, следуя по контуру прорезей, будут передвигать вилки. Например, если в том положении, какое изображено на рисунке, повернуть валик в направлении, указанном стрелкой, то левая вилка передвинется влево. Другая вилка может при этом оставаться неподвижной или тоже передвигаться в ту или иную сторону, в зависимости от формы прорези. Повертывание валика вилок производится парой шестеренок, из которых верхняя связана с рычагом переключения. Положение ее фиксируется стопором в виде клинка, заскакивающего под влиянием пружины в углубления, вырезанные на ободе шестеренки. Тот же принцип, но в другом конструктивном выполнении, использован в механизме, показанном на рис. 240-г (мотоцикл М-72). Он отличается от предыдущего лишь тем, что вилки передвигаются плоским кулаком, в котором также сделаны фигурные прорези. В эти прорези вставляются шипы, имеющиеся на вилках. Валик, на котором насажен кулак, можно повертывать на определенный угол посредством рычага переключения, вследствие чего получится, очевидно, тот же результат, что и в предыдущем случае.

Вышеописанные механизмы, как уже было сказано, приводятся в действие ручным или педальным рычагом. Последний способ приобрел большую популярность и стал теперь преобладающим, так как позволяет переключать передачи ногой, не отнимая руки от руля. Кроме того, сам процесс переключения происходит значительно быстрее.

Однако устройство педального механизма не так просто, как ручного рычага. Очевидно, воспользоваться обыкновенной кулисой с зарубками здесь уже нельзя. В данном случае допустимы только простые движения: нажим на педаль ногой рычага вниз или подъем его носком ноги вверх). Ход рычага в обоих направлениях должен быть жестко

ограничен с тем, Чтобы угол ei*o поворота был всегда бдин И тОт *е.

После того, как включение передачи произведено, рычаг должен оматически возвращаться в исходное положение, не вызывая при 3 ом перемещения шестерен в коробке. Очевидно, это возможно только том случае, если педальный рычаг не связан постоянно с переклю- чаюшим механизмом в коробке, а сцепляется с ним только в моменты отклонения от нейтрального положения. Такая связь часто осуществляется в различных машинах посредством храповика и собачки. Этот принцип используется и в ножном переключении.

Рис. 241. Схема механизма ножного переключения.Рис. 241. Схема механизма ножного переключения., Схема на рис. 241 поясняет принцип его устройства в самых общих । чертах.

Рис. 241. Схема механизма ножного переключения.

Рис. 241. Схема механизма ножного переключения.

На оси педального рычага насажен кривошип 1, который при отклонении педали от нейтрального положения поворачивается вместе с нею на определенный угол а, ограниченный жестким упором 2. При этом кривошип нажимает на конец одной из собачек (на схеме 3J и заставляет ее повернуться на своей оси и войти в зацепление с одним Из зубцов храповика 4, растягивая пружину, которой соединены обе !с°бачки. Дальнейшее давление кривошипа вызывает поворот рычага, на кот°ром укреплена собачка 3,, что в свою очередь поворачивает на Нек°торый угол храповик 4. Последний связан поводком с переклю- Чающим механизмом в коробке. Следовательно, происходит передвиже- Ни® одной из вилок и включение соответствующей передачи. Другая собачка 32 при этом бездействует, так как она оттянута пружиной от аУоцов храповика, а рычаг ее упирается в неподвижный упор 5. Если

теперь водитель отпустит педаль, пружина вернет рычаг и собачку з исходное положение, храповик же останется на месте. 1 8

порядкупорядкуПовторный нажим на педаль произведемте же действия,'т. е. повеп нет храповик на следующий зубец и включит следующую по Р передачу.

порядку

порядку

передачиупора впередачиупора вОбратное переключение передач, т. е. переход с высшей на низшую, производится отклонением педального рычага до другую сторону, причем работает вторая собачка 50.

передачиупора в

передачиупора в

ПоА-ВПоА-ВРис.Рис.242. Механизм ножного242. Механизм ножногопереключения мотоцикла М-72.переключения мотоцикла М-72.

ПоА-В

ПоА-В

Рис.

Рис.

242. Механизм ножного

242. Механизм ножного

переключения мотоцикла М-72.

переключения мотоцикла М-72.

Таков принцип конструкции, общий всем механизмам этого рода. Действительное же выполнение его может быть, конечно, весьма разнообразно.

В виде примера исполненной конструкции на рис. 242 приведено устройство ножного переключения, установленного на мотоциклах М-72.

В данном случае обе собачки CY и С2 помещены на самом кривошипе /С, который повертывается посредством педали. Угол поворота 320

ошипа, а следовательно и педали, жестко ограничен упорными К^ИВями Мх и ^2« допускающими регулировку. Возвращение педали и вИНд0Шипа в исходное положение производится пружиной, концы кото- Кй опираются на два штифта N и L. Один из них ввернут в кривошип, другой-—в неподвижную крышку механизма. Спиральная пружина, 3 явленная между собачками, стремится прижать их к храповику X ®с у препятствует неподвижный направляющий кулачок Е, привин- нный к корпусу коробки передач, по контору которого скользят 4 ниы собачек. Профиль кулачка Е рассчитан таким образом, чтобы в зацепление с храповиком X входила каждый раз только одна из собачек и

Рис. 243. Детали механизма ножного переключения.Рис. 243. Детали механизма ножного переключения.

Рис. 243. Детали механизма ножного переключения.

Рис. 243. Детали механизма ножного переключения.

притом только при повороте кривошипа. Таким образом, поворот кривошипа К вводит сначала одну из собачек в зацепление с соответствующим зубцом храповика, затем давление собачки повертывает храповик на определенный угол. Так как храповик жестко связан с валиком коробки передач, которым производится переключение шестерен, то при каждом нажиме на педаль упомянутый валик также повертывается на определенный угол и передвигает соответствующую вилку в коробке. Ьсли водитель после этого отпустит педаль, она вернется в первоначальное положение вместе с кривошипом и собачками, но храповик и все связанные с ним детали останутся на месте. Те же действия повторятся и при следующем отклонении педали.

При отклонении педали в другую сторону работает вторая собачка.

321321На рис. 243 показаны схема и основные детали аналогичного механизма, но в несколько ином конструктивном оформлении. Детали обо- Значены теми же буквами, что и на рис. 242. Действие механизма совер- Щенно тождественно вышеописанному; различны только формы деталей

321

321

4 А. М. Иерусалимский 913

и несущественные подробности, например обе собачки надеты на общу^ ось, укрепленную на щеке кривошипа; храповик связан с коробкой передач при помощи поводка и т. п.

Представленный на рис. 244 механизм ножного переключения, спроектированный специально для коробки передач мотоциклов Л-8, взамен ручного рычага, выполнен по той же схеме и принципиально ничем не отличается от рассмотренных выше примеров. Формальные отличия вызваны чисто конструктивными причинами. Кривошип 3, несущий на себе две собачки и привинченный двумя болтами 2 к педали I, выполнен здесь в виде диска с двумя фи- гурными вырезами, ограничивающими угол поворота (до упора края выреза в один из неподвижных штифтов 4"). Храповик 5 сделан в виде обоймы с несколькими выемками по внутренней поверхности для зацепления с той или другой собачкой. Храповик связан поводком 6

Рис. 244. Механизм ножного переключения Л-8.Рис. 244. Механизм ножного переключения Л-8.с червячным валиком коробки передач, передвигающим вилку переключения. Возвращение педали в исходное положение производится клиновой ползушкой, передвигающейся по неподвижной оси квадратного сечения под действием пружины, отжатой при повороте педали.

Рис. 244. Механизм ножного переключения Л-8.

Рис. 244. Механизм ножного переключения Л-8.

Более оригинальна конструкция, показанная схематически на рис. 245. Здесь обычные собачки заменены кольцом С с двумя зубцами, закрепленном на поворотном диске Л (на схеме зачернен). Храповик X надет на квадрате валика переключения, подобно тому, как мы видели это на рис. 242. Кривошип К повертывается вместе с педалью, сидящей на оси О. Позиция II показывает, что начальное движение кривошипа приподнимает кольцо С и вводит один из его зубцов в зацепление с храповиком. Дальнейшее движение кривошипа (позиция ///) вызывает поворот храповика и диска Д, причем возвратная плоская пружина растягивается. Поворот ограничен неподвижной упорной вилкой, обозначенной пунктиром. В позиции IV пружина вернула в исходное положение все детали кроме храповика, вследствие чего против зубца кольца С находится теперь следующая впадина храповика.

Обыкновенно для включения первой передачи требуется повернуть педаль до упора вверх (носком ноги); следующие передачи получаются нажимом педали до упора вниз.

Согласно ОСТ 3185 (рис. 16) применяется обратный порядок, причем сама педаль перенесена на левую сторону машины. Такое устройство имеют мотоциклы М-72. Некоторым недостатком ножного переключения

переключения завода Albion.переключения завода Albion.Рис. 245. Схема механизма ножногоРис. 245. Схема механизма ножного

переключения завода Albion.

переключения завода Albion.

Рис. 245. Схема механизма ножного

Рис. 245. Схема механизма ножного

является, во-первых, отсутствие наглядности, так как по положению ледащи нельзя судить, как по кулисе, о том, какая передача включена; во-вторых, затруднительность переключения с высших передач на холостой ход. Например, чтобы перейти с 4-й передачи к нейтральному положению шестерен, надо два раза отклонить педаль до упора (т. е. последовательно включить третью и вторую передачи), а затем дополнительно отклонить педаль на половину полного ее хода. Так как последнее движение не ограничено жестким упором, то при недостаточном навыке или осторожности здесь возможны ошибки. Поэтому нередко делают при ножном переключении различные приспособления, сигнализирующие о включении холостого хода, например при нейтральном по-

п —

ложении шестерен в коробке загорается специальная контрольная лампочка.

Часто применяется также комбинированное переключение — ногой и рукой (например у ИЖ-350). Для той же цели на мотоциклах М-72 с правой стороны коробки передач имеется небольшой рычаг с круглой головкой, которым пользуются для переключения шестерен от руки.

Стартер

Для пуска двигателя в ход на мотоциклах применяется исключительно рычажный стартер, приводимый в действие нажимом ноги. Даже в тех немногочисленных моделях машин, где для этой цели используется пусковой электромотор, рычажный стартер все же должен быть сохранен на случай неисправности электрооборудования.

Стартер (или, как его часто называют, „кик-стартер") действует на главный или на промежуточный вал коробки передач, в зависимости От конструкции самой коробки, и таким образом является ее составной *323

частью. При проектировании стартера должно быть принято во внимание, во-первых, направление вращения валов и шестерен в коробке и, во-вторых, передаточное отношение. Направление вращения, которое сообщает стартер коленчатому валу двигателя через коробку передач, муфту сцепления и передний привод, должно, конечно, совпадать с его рабочим направлением. Что касается передаточного отношения, то оно определяется следующими соображениями. Поворот педального рычага стартера не превышает обычно 90°, т. е. т/4 оборота. Так как двигатель при этом должен сделать по крайней мере один полный оборот, то наименьшим передаточным отношением от стартера до коленчатого вала надо считать 1:4. Осуществление такого и даже несколько боль-

Рис. 246. Стартер.Рис. 246. Стартер.Рис. 247. Стартер с собачкой.Рис. 247. Стартер с собачкой.

Рис. 246. Стартер.

Рис. 246. Стартер.

Рис. 247. Стартер с собачкой.

Рис. 247. Стартер с собачкой.

шего передаточного отношения не вызывает конструктивных затруднений. Так как не меньше половины требуемого передаточного отношения осуществлено уже в переднем приводе, между двигателем и муфтой сцепления, то при цепной передаче в деталях самого стартера достаточно иметь отношение 2—21/» (при карданной передаче это отношение будет больше).

Простейший тик стартера представлен на рис. 246. Он состоит из педального рычага, снабженного зубчатым сектором /. При нажиме ногой на педаль зубчатый сектор повертывается вместе с рычагом и вращает храповую шестеренку 2, свободно надетую снаружи на первичный вал коробки. Шестеренка 2 сцепляется своими боковыми зубьями с другим храповиком 3, закрепленным неподвижно на первичном валу. Возвращение рычага на место производится спиральной пружиной, надетой на его ось. После пуска двигателя первичный вал коробки начинает вращаться быстрее храповой шестеренки, вследствие чего последняя на время выходит из зацепления и прощелкивает по зубцам храповика 3, а затем, когда педаль вернется назад, отжимается пружиной в исходное положение, т. е. сцепляется с зубьями храповика и вращается вместе с валом.

В коробке передач, изображенной на рис. 232, рычаг стартера сажен на самой оси промежуточного валика, на другом конце кото- Ной расположена храповая шестеренка с боковыми зубцами, которыми Рна сцепляется с боковыми зубцами на торце шестеренки 3'. Отсюда пашение стартера передается через шестерни 3 и А коленчатому валу. ВР ДрУгая конструкция стартера представлена на рис. 247. Здесь стартер действует на одну из шестеренок промежуточного валика, причем вместо зубчатого сектора применена собачка, которая при повертывании оычага отжимается пружинным штифтом и сцепляется с храповыми зубьями вырезанными на внутренней стороне обода шестерни.

Механизм с торцевым храповиком наиболее надежен, так как окружное усилие распределяется на несколько зубьев. Механизм с собачкой связан с некоторыми производственными затруднениями, так как собачка должна иметь высжую поверхностную твердость и в то же время не допускает глубокой цементации из-за своей заостренной формы. Случаи отламывания конца собачки нередко имеют место на практике, причем страдают и шестерни, если обломок попадает между зубьями.

При карданной передаче рычаг стартера можно расположить согласно рис. 220, т. е. таким образом, что вращение его происходит в плоскости, перпендикулярной к оси машины. Это, конечно, создает некоторые неудобства при пуске двигателя в ход, но упрощает устройство самого механизма. При желании иметь нормальное вращение рычага в плоскости, параллельной машине, приходится вводить конические шестерни.

Длина рычага стартера 140—150 мм; для легких мотоциклов ее можно несколько укоротить — до 125—130 мм. Максимальная нагрузка, которая изгибает рычаг, не превышает веса ездока, т. е. может быть принята в 80 кг. Следовательно, изгибающий момент

Ж = 80 • /,

где I — длина рычага.

Расчет передаточных отношений

Введем следующие обозначения: Zo— передаточное отношение на {прямой передаче, когда в трансмиссии участвуют только цепные звездочки и цепи; Zn Z2 . . . гвысш — передаточные числа в самой коробке передач при различных положениях шестерен, другими словами,— отношения между числами оборотов цепных звездочек А и В (или при карданной передаче — между числами оборотов двигателя и карданного вала).

Как мы видели выше, 1ВЫсш = 1’ так как обе цепные звездочки вращаются с одинаковым числом оборотов. В этом случае полное передаточ- । ное отношение между двигателем и задним колесом [. ■zn = ^о*

На остальных передачах полное отношение

№Zn = Z0-Zv или t0.Z2, и пр.

При карданной передаче гвысш в коробке скоростей может и не ® Равняться 1 (см. рис. 237).

Рассмотрим те соображения, которыми определяется выбор указанных передаточных чисел.

Прямая передача. Определение наивыгоднейшего передаточного отношения 1й производится на основании характеристики двигателя, который предполагается установить на мотоцикле. Она может быть построена теоретически согласно изложенному в § 7 или получена непосредственным испытанием двигателя. Так как тип проектируемого мотоцикла известен, то можно считать известными также его вес, распределение нагрузки по осям, размеры колес и лобовую площадь машины с водителем. Следовательно, могут быть построены кривые мощности, расходуемой на сопротивление качению N^ и сопротивление воздуха /Vw (см. § 9 и 10).

На рис. 248 нанесены все эти кривые, причем, мощность двигателя дана как функция числа оборотов, а кривые Nf и Nw отнесены к

скорости движения в км/ч. Масштаб ординат для всех кривых один и тот же. Ординаты кривых N^ и Nw суммированы, так что кривая N^w выражает полную мощность, требующуюся на преодоление сопротивлений качению и воздуха при движении с различными скоростями по горизонтальной дороге.

Как мы знаем, не вся мощность двигателя может быть подведена к заднему колесу. Принимая к. п. д. трансмиссии 'У]т = 0,80, наносим на той же диаграмме кривую NK — мощности, подводимой к заднему колесу.

Кривая NK показывает, что максимальная мощность, которую может предоставить двигатель, соответствует числу оборотов п . Обращаясь к кривой Л^+ю, находим, что при этой мощности может быть достигнута скорость Ч)т км!ч.

Остается решить, каково должно быть передаточное отношение «о> чтобы при пт оборотах двигателя достигалась скорость sm км)ч. Эта задача уже рассмотрена нами в § 7. Мы установили тогда, что связь между оборотами двигателя и скоростью при' данном числе оборотов, радиусе колеса и передаточном отношении выражается равенством:

_ 2п-г«.п-3,6

60-< ’

отсюда, заменяя п на п.отсюда, заменяя п на п.и Z на г0, получим:

отсюда, заменяя п на п.

отсюда, заменяя п на п.

.2и-Гк-пгп-3,6

zo— 60•

g уравнении (1) все величины в правой тельно, может быть вычислено Zo.

(1)(1)части известны, следова-части известны, следова-кривой N& достигается прикривой N& достигается приПример. Пусть максимальная мощность по кривой N^ достигается при 4500 об/мин., а соответствующая скорость согласно кривой Мю+/ определилась в 100 км!ч/, радиус колеса гй = 0,31 м (с учетом деформации шины).

(1)

(1)

части известны, следова-

части известны, следова-

кривой N& достигается при

кривой N& достигается при

_ 2к-0.31-4500-3,6

°~60-100

Скорость т)т является максимальной, какую возможно вообще получить при данных свойствах двигателя и дороги.

Для мотоциклов транспортного типа, не предназначенных для спорта, вполне целесообразно пойти на некоторое снижение наибольшей скорости, за счет чего увеличивается запас мощности на средних скоростях движения и повышается приемистость машины.

С этой целью передаточное отношение Zo выбирают не по числу оборотов пт) отвечающему максимальной мощности, а по п^ превышающему пт на~ Ю%. При этом мощность двигателя будет уже несколько меньше (точка Ь), соответственно чему и предельная скорость уменьшается до -Ор При этих условиях

2к^-иг3,6

060-Vj е

Пример. Пусть nt = 4700 об/мин.; ^ = 96 км/ч. Тогда по уравнению (2)

/_ 2it-0,31.4700-3,6__

60^6~

т. е. значительно больше, чем в первом примере. За счет небольшого снижения максимальной скорости мы, таким образом, существенно улучшим динамику машины на более низких скоростях движения, т. е. способность брать подъемы и разгоняться.

Хорошим критерием для быстрой оценки Zo может служит коэфици- ент многооборотносги Кы, который мы рассмотрели в § 24, т. е. чи-.ло оборотов двигателя на 100 м пути. При передаче Zo число оборотов К

заднего колеса будет в Zo раз меньше, т. е.

;_Ч)

С другой стороны, на расстоянии в 100 м колесо должно повер-

1 нУться очевидно — раз.

Следовательно:

Км= 100_

io 2пгк’

ОткудаОткуда(3)(3). 2игк-Км

Откуда

Откуда

(3)

(3)

ч— 100

Так как Км можно считать известным, то равенство (3) дает воз- можность легко определить iQ.

отftотftПример. Определить передаточное отношение ^ для мотоцикла в 350 сл<з гА = 0,31 л.„

от

ft

от

ft

Согласно данным, приведенным в § 24, для мотоциклов данной кубатуру Км = 280425% об/100 м. Следовательно:

, 2it-0,31 -280_.,

=100— = 5,45’

точностью до 5%, т. е. от 5,2 до 5,7.

Остановившись на том или ином значении /0, надо затем распределить его между передним и задним приводами, приблизительно поровну, в зависимости от конструктивных возможностей (см. § 62). У мотоциклов, предназначаемых для работы с прицепными колясками, /0 должно' быть увеличено на 12—15°/0.

Определение низшей передачи. Необходимую величину низшей передачи определяют исходя из той максимальной силы, которая может понадобиться для преодоления сопротивлений движению в особо трудных условиях, например на плохой дороге, на подъеме, при трогании с места и разгоне машины.

Так как скорость движения при этих условиях незначительна, то сопротивлением воздуха пренебрегают и полагают, что вся мощность, подведенная к колесу, расходуется на преодоление сопротивления дороги. Последнее, как мы знаем (§ 12), может быть оценено общим коэ- фициентом сопротивления ф, учитывающим как состояние ее

сти; так и подъемы.

иметь местоиметь местоЧтобы предусмотреть все случайности, какие могут в реальной обстановке, принимают этот коэфициент

иметь место

иметь место

поверхно-поверхно-ф = 30—350/0.

поверхно-

поверхно-

Таким образом необходимая сила тяги на заднем колесе должна быть

Рк = G • ф,

где G— полный вес машины с нагрузкой.

При этом для мотоциклов транспортного типа надо предполагать наличие второго пассажира на багажнике, а для мотоциклов с прицепками—вес нагруженной прицепной коляски.

водителя, на заднемводителя, на заднемМотоциклы спортивного типа рассчитываются на одного

водителя, на заднем

водителя, на заднем

Крутящий момент, создающий необходимую силу тяги Рк колесе, выражается уравнением:

Мк = G • ф • гк.

С другой стороны, обозначая максимальный момент двигателя Мд, передаточное отношение 1П и к. п. д. трансмиссии т)р имеем (§ 17).

Следовательно:ОткудаСледовательно:ОткудаМк — Мд •/п •-у^,.

Следовательно:

Откуда

Следовательно:

Откуда

Мд ■ in • Чт= G • фтк.

(4)(4)• _ О-ф-Гк П ^Д^Т ‘

(4)

(4)

Найденное из уравнения (4) значение /п необходимо проверить: оно должно превышать того максимального значения /шах, при котором ачинается буксование ведущего колеса.

Как мы знаем из § 18, предельная сила тяги, возможная без буксования колеса, определяется выражением:

^max = Н " G2,

где Р-где Р-лальномлальном= 0,5—0,6 — коэфициент сцепления покрышки с дорогой в нор- DnCM состоянии и G2— сцепной вес машины.

где Р-

где Р-

лальном

лальном

Напомним, что G2 составляется из нагрузки на заднее колесо, увеличенной ыа~15°/0 вследствие передачи через колесо крутящего мо

мента.

Вес пассажира на багажнике следует также целиком относить к G2.

ношения:ношения:Заменяя в уравнении (4) G на О2 и ф на р, получим следующее выражение для определения максимально-возможного передаточного от

ношения:

ношения:

(5)(5)Сд-р-гк ^Д^Т

(5)

(5)

Очевидно, найденное из уравнения (4) значение 1п не должно превосходить /шах, Т. е. ln ^ t*max-

Таким образом определяется полное передаточное отношение от двигателя до заднего колеса на низшей передаче. Оно представляет собой произведение двух множителей:

in — ^0 • ip

Отсюда передаточное число в самой коробке скоростей:

Обычно 1Х = 2,8—3 для мотоциклов транспортного типа.

Для спортивных машин, ввиду меньшего сцепного веса и большего запаса мощности, значения 1Х получаются меньше, в среднем около ^1~2 (а иногда и еще ниже). Другими словами, у мотоциклов этого типа интервал между высшей и низшей передачами значительно суживается; промежуточные ступени также сближаются, что, между прочим, ускоряет разгон машины при последовательном переключении передач и делает более удобным самый процесс переключения (так как скорости вращения шестерен в коробке быстрее уравниваются).

Поясним сказанное конкретным примером.

Пример. Определить it для транспортного мотоцикла весом 150 кг; гк = 0,31 м; /0 = 5,2; максимальный Мд = 2,7 кг-м.

Полный вес машины с водителем и пассажиром на багажнике:

G = 150 + 70 + 70 = 290 кг.

| На основании уравнения (4) имеем:

290-0,35-0,31.. ,

■ ~2,7-о;з~14,5е

Проверим найденную передачу по уравнению (5), для чего определим пред- зрительно сцепной вес.

Вес машины с водителем: 150 + 70 = 220 кг.

Нагрузка на заднее колесо: 220-0,55= 121 кг.

Движения НаДвижения НаДобавляем 15% для учета перераспределения веса во время первой передаче: 121 + 18= 139 кг.

Движения На

Движения На

С пассажиром на багажнике сцепной вес будет:

G2 = 139 + 70 = 209 ~ 210 кг.

Принимая ц = 0,5, получим из уравнения (5): , 210-0,5-0,31

Так как/л </шах, то найденное значение Zn = 14,5 можно считать прИе. млемым.

Передаточное число в коробке скоростей:

Для спортивного мотоцикла при таких же данных получилось бы: _ 220.0,35-0,31

п 2,7-0,8

Сцепной вес С2 = 139 кг

,_ 139-0,5 0,31

• Как видим, значение его надо снизить до 10.При этом условии• Как видим, значение его надо снизить до 10.При этом условиитах2,7-0,8

• Как видим, значение его надо снизить до 10.

При этом условии

• Как видим, значение его надо снизить до 10.

При этом условии

4 = П превышает максимально допустимое, и потому

1 94

5,2

Определение промежуточных передач. Для получения промежуточных ступеней в коробке передач весь интервал между Z, и /высш разбивают на несколько частей таким образом, чтобы отношение каждой предыдущей передачи к последующей сохранялось постоянным.

Следовательно, для трехступенчатой коробки будем иметь такую пропорцию:

4 _ 4

4 4 ’

откуда

или, так как высшая передача 4=1:

ч=уу.(6)

Например, при найденном выше значении z\ = 2,8 будем иметь

4 = / 2^ = 1,67.

Следовательно, полные передаточные отношения от двигателя Д° заднего колеса получим такие:

На прямойпередаче5,2

, второй ,5,2-1,67 = 87

. первой 5,2-2,8 =14,5

л четырехступенчатой коробки, при соблюдении того же условия оянства отношений в отдельных ступенях, получаются два равенства:

к кк кпос'°’

к к

к к

к к

отКуда, полагая /4 = 1, находим^

^ = 1/^,(7)

k=V"k i(8)

Например, при прежнем значении первой передачи будем иметь для четырехступенчатой коробки следующую градацию:

/4 = 1; ^3 = l/2J=li41; k=V^=\^; /1==2,8.

Полные же передаточные отношения получатся такие:

(

Напрямой передаче5,2

„третьей,5,2-1,41= 7,33

,второй, 5,2-1,99=10,35

,первой,5,2 • 2,8 = 14,5

Как видим, интервалы между отдельными ступенями стали меньше, чем при трех передачах. Это дает возможность полнее использовать мощность двигателя при разных условиях движения, особенно форсированного двигателя с крутой характеристикой, когда всякое снижение числа оборотов вызывает резкое падение мощности.

При дальнейшей конструктивной разработке коробки скоростей найденные передаточ ые отношения придется несколько изменить, так как числа зубьев шестерен должны быть целыми, и потому отношение их не может всегда точно совпадать с заранее вычисленными передаточными отношениями. Однако нужно все же стремиться к возможно более близкому совпадению.

Примеры выполненных конструкций хороших заводов показывают, что соблюдение этого требования на практике вполне осуществимо, хотя нередко можно встретить и значительные отклонения от установленной выше прогрессии, вызываемые, впрочем, не столько действительной их целесообразностью, сколько разными производственными соображениями.

В целях уменьшения общих размеров коробки, расстояние между осями главного и промежуточного валов стремятся по вовможности сократить. В выполненных коробках оно заключается обычно в пределах от 44 до 56 мм. Удобно брать его целым и четным.

Модули для шестерен употребительны следующие:

2; 2,25; 2,5; 2,75; 3.

Модули выше 3 применяются редко, так как при небольшом расстоянии между валами приходится при этом уменьшать число зубьев некоторых шестеренок до 12—13, что влечет за собой подрезание ножки зуба или требует значительной коррекции профиля зуба как по Высоте, так и по углу зацепления *). Выгоднее вообще применять бо-

лее мелкие номера модулей за счет некоторого удлинения зуба лп хранения той же прочности. Минимальное число зубьев лучше не 2 С°' меньше 18-19, без крайней необходимости. Числа зубьев паонмуРать стерен желательно иметь взаимно простыми, чтобы все зубья ппи U,e' тывались и изнашивались равномерно.РиРаба~

Модуль для всех шестерен обычно принимается один и тот же иногда для более нагруженных шестерен берут несколько увеличеиХ°ТЯ модуль (например в коробке Л-300, рис. 233, шестерни 13 и 7Q .8

/л = 2,75, остальные т = 2).имеЮт

На рис. 249 даны две схемы подбора шестерен для трехсгупени» коробки с передаточными отношениями ^ = 2,8; /2 = 1 67 и I

Задаваясь модулем z?z = 2,25 и расстоянием между’осями3 54 нетрудно получить в первом приближении схему /, имея в виду начальный диаметр шестерни dQ = zn - z, а расстояние между осями 7° всех шестерен одно и то же и равно для каждой пары 54 мм, т е” должно быть соблюдено условие = 54

Рис. 249. Схемы подбора шестерен.

Получаемые при этом передаточные отношения почти в точности отвечают заданным:

. _ 30-30 18-18 — 2>79>

; _ 24-30

24-18 “ !’67-

В пользу этой схемы говорит также то, что мы имеем здесь всего три разных размера шестерен, но требование, чтобы числа зубьев были взаимно простыми, здесь не выполнено.

Чтобы удовлетворить ему, изменим число зубьев каждой шестерни на 1, как показано на схеме //.

Это почти не изменяет передаточных отношений. Действительно:

. _ 31-29

17-29 —

_ 25-29 _

23-19

Расстояние между осями также остается неизменным — 54 мм ДЛ” всех пар шестерен, но вместо трех разных размеров шестеренок мы 332

имеем будет, жений.имеем будет, жений.теперь шесть. Вопрос отаким образом, решен натеперь шесть. Вопрос отаким образом, решен напредпочтении той или инойосновании производственныхпредпочтении той или инойосновании производственныхсхемы-сообра-схемы-сообра-

имеем будет, жений.

имеем будет, жений.

теперь шесть. Вопрос отаким образом, решен на

теперь шесть. Вопрос отаким образом, решен на

предпочтении той или инойосновании производственных

предпочтении той или инойосновании производственных

схемы-сообра-

схемы-сообра-

Расчет коробки передач на прочность

расчет деталей коробки передач сводится: а) к определению нагру- на подшипники для подбора последних; б) к расчету валов на 3L' и прогиб и в) к расчету зубьев шестерен на прочнссть или на износ.

Картер коробки на прочность не рассчитывается, так как те усилия, которые он воспринимает, не могут вызвать в нем поломок при условии соблюдения литейных требований. Материалом для картеров служат алюминиевые сплавы типа АЛ-9 или АЛ-5 (ГОСТ 2685-44). Мелкие детали— вилки, рычаги и т. п.—также нет надобности рассматривать особо, так как

передаваемые ими усилия невелики, а напряжения легко могут быть определены по общим правилам сопротивления материалов.

Действующими силами являются те давления на валы и на подшипники, которые возникают при передаче через коробку крутящего момента двигателя. Величины этих сил и точки их приложения изменяются на разных передачах. Вызываемые ими напряжения в большинстве случаев имеют максимальное значение на первой передаче, поэтому расчет и следует вести при том положе

нии шестерен, какое они имеют на первой передаче. Только прогиб

валов может иногда иметь максимальную величину на второй передаче.

когда включена средняя пара шестерен.

Порядок расчета может быть следующий.

Определяются окружные усилия на начальных окружностях всех шестерен, участвующих в передаче крутящего момента.

Если Л4д — максимальный крутящий момент двигателя; I — передаточное отношение от двигателя до данной шестерни и — радиус начальной окружности шестерни, то окружное усилие

Ро = 2^.(9)

Потери на трение при этом не принимаются во внимание.

Окружное усилие направлено по касательной к начальной окружности.

По окружному усилию Pg определяются давление Р' на зубья пар- Ных шестерен в точке их соприкосновения и радиальная сила N, ДейСтвУющая перпендикулярно к Ро и стремящаяся раздвинуть валы.

Как явствует из рис. 250,

Р' ^

COS а ’

Т* е‘ несколько превышает окружное усилие.

N = P..tga.(10)

333

Здесь а — угол зацепления, определяемый профилем зуба. уП0т бительны следующие углы-зацепления а = 14°30'; 15°; 17°30'; 20° и (иногда 22°30' и даже 25е).*

Для подстановки в формулу (10) угол а увеличивают примерно на для учета силы трения.

Так как сила Р* разлагается на составляющие Ро и N, то последни и являются расчетными усилиями, изгибающими валы и создающими давление на подшипники. Расчет прочности зубьев ведется на силу Р'.

Для цепных звездочек можно считать радиальную силу N=q Действительно, натяжение перед.' ней и задней цепей мотоцикла всегда действует по схеме, показанной на рис. 251. Как видно из разложения сил Рг и Р,, обе ра- диальные силы Мг и /V2 направлены навстречу друг другу;" следовательно, приблизительно уравновешиваются. Кроме того, ввиду незначительности углов а' и а" тангенсы их близки к нулю, и, значит, силы Nt и N2 очень малы, разностью же их можно и вовсе пренебречь,

звездочках мы имеем только окружное радиальной нагрузки.звездочках мы имеем только окружное радиальной нагрузки.j. е. считать, что на цепных усилие, не создающее никакой

звездочках мы имеем только окружное радиальной нагрузки.

звездочках мы имеем только окружное радиальной нагрузки.

RRРис. 252.Рис. 252.RaRaRiRiПеренося силы Ро и N на ось вала, получаем схему, которая в наиболее общем случае будет иметь вид, представленный на рис. 252, т. е. на. вал действует ряд сил Ро, приложенных в центрах соответствующих шестерен и расположенных в плоскости х, и ряд сил N, расположенных в плоскости у (в плоскости валов коробки), пер

R

R

Рис. 252.

Рис. 252.

Ra

Ra

Ri

Ri

пендикулярной к первой.

В частных случаях некоторые из этих сил могут отсутствовать. Например, 'на прямой передаче мы будем иметь на главном валу только силы Р^ и Pq — окружные усилия на цепных звездочках. На промежуточном валу, напротив, эти две силы всегда будут отсутствовать.

Складывая графически или аналитически все силы Ро> действуют в плоскости х, находим реакции на опорах Р^. и Р^. Склапывая в силы N, расположенные в плоскости у, находим таким же образ реакции R'y и Ry.

Отсюда результирующие реакции:

ии«1 = КЮ2+(^)а/?, = K(fiy+(«Z

и

и

д0 этим нагрузкам подбираются шариковые или роликовые подшипники валов (стр. 163).

И Далее определяется наибольший изгибающий момент вала Мх в плос- оСти х и в плоскости у — Му.

к Суммарный изгибающий момент будет, очевидно:

М„ = Vw+ov

Так как вал подвергается одновременно и скручиванию, то надо определить еще и крутящий момент, воспринимаемый, валом:

^кр = ^д • ^

где / передаточное отношение от двигателя до данного вала. Приведенный расчетный момент вала может быть найден по формуле Сен- Венана:

м=4 мт+-f-K^-a'+w

ИЛИ по Ранкину:

^=У(^„,)2+Вр)2-

Отсюда определяется сложное напряжение:

где ^=0,1 d3— для сплошного вала, или ^=0,1 —для пустотелого вала.

При этом шлицованные валы рассчитываются по внутреннему, меньшему диаметру.

Допускаемым напряжением можно считать Rb = 2500—3000 кг/см11. В действительности напряжения валов получаются на практике значительно ниже, так как конструктивные размеры выбираются с большим запасом для придания валу необходимой жесткости.

Помимо прочности, которой валы коробок удовлетворяют с избытком, они должны быть достаточно жесткими, т. е. давать минимальный прогиб, нарушающий пра ильность зацепления шестерен. Поэтому но крайней мере главный вал коробки надо проверить на прогиб. Для пРомежуточного вала такая проверка редко может понадобиться, так как по самой своей конструкции он обычно получается достаточно Жестким.

Так как на правильность зацепления шестерен влияет только прогиб в плоскости валов (в плоскости .у), то в расчет принимаются лишь ра- диальные силы N.

На первой или на второй передаче мы всегда будем иметь нагрузку вала двумя силами Nt и N2 по схеме согласно рис. 253. Если бы сила Nt ыла только одна, то стрела прогиба в точке ее приложения вырази- ась бы формулой:

Nya^-x»Nya^-x»3-E-J-l *3-E-J-l *(И)335(И)335

Nya^-x»

Nya^-x»

3-E-J-l *

3-E-J-l *

(И)

335

(И)

335

СИЛЫ ^СИЛЫ ^N2.C».C26EJ.IN2.C».C26EJ.I9 X X Х^9 X X Х^(12)(12)Суммарный прогиб будет: /=f -\-f'.Можно допуска, ь /<^0,1 мм.В формулах (11) и (12) Е— модуль упругости, J—момент вала в см4, размеры по длине вала в см; /—также вДля круглого сечения J= 0,05 d4.Для кольцевого J=0,05 (d4— d^).Суммарный прогиб будет: /=f -\-f'.Можно допуска, ь /<^0,1 мм.В формулах (11) и (12) Е— модуль упругости, J—момент вала в см4, размеры по длине вала в см; /—также вДля круглого сечения J= 0,05 d4.Для кольцевого J=0,05 (d4— d^).СМ.СМ.инерцииинерции5) Остается проверить прочность зубьев шестерен. Для этой предложено много методов, которые, однако, все дают фиктивное напряжение, имеющее мало5) Остается проверить прочность зубьев шестерен. Для этой предложено много методов, которые, однако, все дают фиктивное напряжение, имеющее малоцелицели-Ч-Члишь некоторое общего с действительным. Темлишь некоторое общего с действительным. Темне менее, при наличии достаточного опытного материала по такому фиктивному напряжению можно судить о надежности зубьев.Таким образом, лучшим из- существующих способов рас-не менее, при наличии достаточного опытного материала по такому фиктивному напряжению можно судить о надежности зубьев.Таким образом, лучшим из- существующих способов рас-Dчета зубьев приходится считатьРИС. ДиО.„тот, который проще.Например, проф. Заславский рекомендует рассчитывать зубья по следующей простой формуле, учитывающей не только крепость зубьев,Dчета зубьев приходится считатьРИС. ДиО.„тот, который проще.Например, проф. Заславский рекомендует рассчитывать зубья по следующей простой формуле, учитывающей не только крепость зубьев,но и износ их:но и износ их:Но сила Л/2, с своей стороны, вызывает в точке приложения некоторый дополнительный прогиб /", выражаемый формулой:

СИЛЫ ^

СИЛЫ ^

N2.C».C2

6EJ.I

N2.C».C2

6EJ.I

9 X X Х^

9 X X Х^

(12)

(12)

Суммарный прогиб будет: /=f -\-f'.

Можно допуска, ь /<^0,1 мм.

В формулах (11) и (12) Е— модуль упругости, J—момент вала в см4, размеры по длине вала в см; /—также в

Для круглого сечения J= 0,05 d4.

Для кольцевого J=0,05 (d4— d^).

Суммарный прогиб будет: /=f -\-f'.

Можно допуска, ь /<^0,1 мм.

В формулах (11) и (12) Е— модуль упругости, J—момент вала в см4, размеры по длине вала в см; /—также в

Для круглого сечения J= 0,05 d4.

Для кольцевого J=0,05 (d4— d^).

СМ.

СМ.

инерции

инерции

5) Остается проверить прочность зубьев шестерен. Для этой предложено много методов, которые, однако, все дают фиктивное напряжение, имеющее мало

5) Остается проверить прочность зубьев шестерен. Для этой предложено много методов, которые, однако, все дают фиктивное напряжение, имеющее мало

цели

цели

-Ч

-Ч

лишь некоторое общего с действительным. Тем

лишь некоторое общего с действительным. Тем

не менее, при наличии достаточного опытного материала по такому фиктивному напряжению можно судить о надежности зубьев.

Таким образом, лучшим из- существующих способов рас-

не менее, при наличии достаточного опытного материала по такому фиктивному напряжению можно судить о надежности зубьев.

Таким образом, лучшим из- существующих способов рас-

Dчета зубьев приходится считать

РИС. ДиО.„

тот, который проще.

Например, проф. Заславский рекомендует рассчитывать зубья по следующей простой формуле, учитывающей не только крепость зубьев,

Dчета зубьев приходится считать

РИС. ДиО.„

тот, который проще.

Например, проф. Заславский рекомендует рассчитывать зубья по следующей простой формуле, учитывающей не только крепость зубьев,

но и износ их:

но и износ их:

(13)(13)Рй = с • b • т,

(13)

(13)

где т — модуль; b— длина зуба в мм; Ро— окружное усилие и с — коэ- фициент, зависящий от качества материала.

Для хромоникелевой стали, цементированной и каленой,

с временным сопротивлением 100—110 кг/мм2. . . с ^8,5 Для обыкновенной углеродистой стали с временным

сопротивлением около 55 кг/мм2с— 2,8

Для улучшенной стали с временным сопротивлением

80 кг1ммй,. . с^4

Эти величины относятся к шестерням с нормальной высотой зуба.

Для шестерен с укороченным зубом они могут быть повышены в 1,25 раза.

Задаваясь коэфициентом с и модулем, определяют по формуле (13) необходимую длину зуба b *).

Надо заметить, что для некоторых шестерен наибольшее изгибающее усилие может вызываться не крутящим моментом двигателя, а моментом, передаваемым от стартера при пуске в ход. Если принять вес

*) Другие методы расчета 1941 г.*) Другие методы расчета 1941 г.зубьев см. Мотоциклетный справочник, 2-е изд-

*) Другие методы расчета 1941 г.

*) Другие методы расчета 1941 г.

ВОД1 CKOI

R 80 #2 и длину рычага стартера обозначить через Z, то пу- ителя в ;вой момент

M' = 80-Z,

обычно значительно превышает момент от двигателя.

^Соответствующие шестерни, воспринимающие эту нагрузку, следует верить, хотя ввиду ее кратковременности здесь можно допускать чиТельно большие напряжения в зубьях.

3 Чтобы судить о том, какого порядка напряжения получаются при расчете мотоциклетных коробок передач, рассмотрим конкретный пример.

Пример. Произвести расчет коробки передач для мотоцикла в 350 см3, вигатель которого развивает 10 л. с. при 4500 об/мин. Максимальный крутя- щий момент двигателя Мд =2,2 кгм, передаточное отношение между двигателем и коробкой 7=2,15. Модуль всех шестерен т = 2,25; угол зацепления 20°-

Схема коробки представлена

на рис. 254, на котором указаны начальные диаметры всех шестерен и другие размеры.

Расчет произведем для 1-й ступени, когда передача вращающего усилия происходит через шестерни А—1—Г — 3'—3—В.

а) Определим окружные усилия на начальных окружностях всех шестерен по формуле (9):

р 2-2,2-2,15

Ра— 0,152 ~~62 кг*

„ 2-2,2-2,15.0,067

Р! = ”шьоЖ“ = 350 кг'

п 2.2,2-2,15

Л= ”0,041=230 кг-

D _ 2-2,2-2,15-0,067-0,064 В 0,041-0,04 4-0,076 =

= 297 кг.

< б) Находим радиальные силы

30

13

Л

Т

Ф76

5V

Ф152

120-

33

.3

УФби

A

з'

Рис. 254.

^0-

.2

\Ф5и

ТФО^

\ФМ i

—

Ф67 Ч

2'<-

96 *-' ~

К примеру расчета коробки передач.

по формуле (10),

N =prtg а = 230-0,466 = 107

N3 = P3-tg а = 350-0,466= 163

считая а = 20° + 5° = 25°;

кг.

кг.

в) Реакции опор от сил Р, действующих в плоскости х, можно определить, написав уравнение моментов. Мы предпочитаем графический метод, по- «азанный на рис. 255. Построив многоугольник сил, веревочный многоугольник

и

в

проведя замыкающую тп, найдем, что

R' = 530 кг.

R" = \1Ъкг.X

г) Тем же способом находим реакции в плоскости у от сил N\ и N3 (хотя

Данном случае их нетрудно определить и аналитически ввиду наличия всего двух сил). Произведя построение согласно рис. 256, находим

R’ =.176 кг.

R^ =94 кг.

К" Стало быть результирующие релкцин:

Rx = /530я + 1762 =559 кг,

Ra = V175» + 94я = 200 кг.

у- у 22 А. м. Иерусалимский. 913,

д) Изгибающие моменты. В плоскости х наибольший изгибающий Мп согласно рис. 255, имеет место п д шестерней 1 и над левым подшипни|МеН1, выражагтся отрезками ab и кт. Умножая их на полюсное расстояние, на ма''М 11 чертежа и на масштаб сил, найдем, что в обеих указанных сечениях СЩтаб

Мх = 600 кг-см.

В плоскости j, согласно рис. 256, максимальный изгибающий моментлучается под шестерней 1 и выражается отрезком аЪ, что в принятом хасшт^0'составляет' Табе

Му = 320 кг-см.

Суммарный изгибающий момент в сечении / будет таким образом:

М^ = V 6003 + 3202 = 680 кг-см.

В другом опасном сечении — на левой опоре — имеется изгибающий момент только в одной плоскости х и, следовательно, здесь Ми^ — Мх = 600 кг-см. Т

< Г

Рис. 255. К примеру расчета коробки передач.

Крутящий момент для данного вала:

А1 = 2,2-2,15 = 4,73 кг-м = 473 кг-см.

Результирующий расчетный момент в сечении / : М,= V 6803 + 4732 = 828 кг-см.

В сечении И, под левым подшипником:

МП = У 6002 + 4 733 = 764 кг-см.

1) Определим напряжения материала в о^оих опасных сечениях.

Сечение Г; в данной конструкции сечение I имеет форму правильного восьмиугольника, впис иного в круг р диусом 10 мм.

Момент сопротивления его (по Hutte):

W = 0,6906 г» = 0,6906-1 = 0,69 см».

Напряжение материала

0=^=ОТ = т) Кг'СМХ

Nya^ _ 10,7.8,62.3,43 = 0002 см = 002 Л1М ЪЕ-М “ 3.2.106.0.638-12Nya^ _ 10,7.8,62.3,43 = 0002 см = 002 Л1М ЪЕ-М “ 3.2.106.0.638-12'V'V

Nya^ _ 10,7.8,62.3,43 = 0002 см = 002 Л1М ЪЕ-М “ 3.2.106.0.638-12

Nya^ _ 10,7.8,62.3,43 = 0002 см = 002 Л1М ЪЕ-М “ 3.2.106.0.638-12

'V

'V

СечениеСечение//: момент сопротивления . W = 0,1 d8 — 0,1 • 1,6s = 0,41 слУ.

Сечение

Сечение

Напряжение вНапряжение вM1L= 2^1=1860 кг!см\

Напряжение в

Напряжение в

UZ 0,411

Как видим, напряжения получились значительно ниже допускаемых Свер* ваЛа диаметром 5 мм мы не принимали во внимание, так как наличие леН‘не изменяет результатов до третье.о знака.

еГ0 е) Прогиб вала в плоскости у под действием сил NT и N2 определяем по формулам (Н) и (12). Применительно к данному случаю имеем:

ссС = 1,3 см; сх = 10,7 см; /= 12 см; х = 3,4 см; а = 8,6 см.

с

с

(Момент инерции восьмиугольного сечения II мы приняли по Hutte J = 0,6381 г* = =0,638 см*; £ = 2-106).

/V3.c2.c2 ( 9 х , х хз \163-1,32-10,7= [„3,4 8,4

6E-J-1 \ сх + сс^.с ) 6.2-106.0,638-12 \ 10,7ф 1,3

3 43\

**) = °'00103 см = °-01 мм-

Полный прогиб: /=0,02 4- 0,01 = 0,03 мм. что не может повлиять на праииль- тпкЬ зацепления зубьев; откуда заключаем, что вал достаточно удовлетворяет Ребоваииям жесткости.

_п(**Роверка прогиба на 2-й передаче дает почти такой же результат / = ~-v,03i мм^.

.Проверим размеры зубьев шестерен 1 и 3. Модуль обеих шестерен аа" ^25; «убья укороченные; материал хромоникелевая сталь, цементирован- я- Коэфицмент с в формуле (13) принимаем равным 8,5-1,25 = 11.

*

Шестерня 1:Шестерня 1:230 = 11-2,25-6,230 = 11-2,25-6,6=П^53" = 9'3 ^6=П^53" = 9'3 ^отсюдаотсюдаШестерня 3: отсюдаШестерня 3: отсюда350= 11.2,25-6,

Шестерня 1:

Шестерня 1:

230 = 11-2,25-6,

230 = 11-2,25-6,

6=П^53" = 9'3 ^

6=П^53" = 9'3 ^

отсюда

отсюда

Шестерня 3: отсюда

Шестерня 3: отсюда

.350

6 = ^m5T = 14J ^

В действительности, в данной коробке все шестерни выполнены с одинаковой длиной зубьев: b = 9 мм, т. е. допущены более высокие напряжения чей мы предполагали. *

Совершенно таким же образом расчет может быть произведен для других передач, а также для промежуточного вала. J

ГЛАВА XIII

СЦЕПЛЕНИЕ

.71. Конструкция механизмов сцепления

С появлением на мотоциклах коробок передач шестеренчатого типа возникла необходимость и в установке муфты сцепления для безударного включения шестерен и возможности пользования стартером. Раньше, при ременной передаче, холостой ход осуществлялся за счет буксования ремня, пуск же двигателя производился с разбега, от заднего колеса. На первых порах обходились без особого механизма сцепления даже при наличии коробки передач с передвижными шестернями. Действительно, когда по весу мотоцикл немногим превосходил велосипед, а мощность двигателя не превышала Р/2— 2 л. с., переключение шестерен можно было производить безопасно и легко, приподнимая одновременно выхлопной клапан и выключая таким образом двигатель.

Для современных мотоциклов, с их большим весом и мощными двигателями, такие примитивные способы, конечно, уже не могут быть допущены, и муфта сцепления стала одним из необходимых агрегатов машины.

Очевидно, сцепная муфта может быть помещена: 1) на валу двигателя, 2) на валу коробки передач и 3) на втулке заднего колеса.

Все эти три способа расположения механизма сцепления применялись и применяются до сих пор, хотя в настоящее время почти исключительное распространение имеет второй из них.

Крутящий момент, передаваемый муфтой, будет наименьший, конечно, на валу двигателя, и с этой точки зрения было бы выгодно помещать ее именно здесь, как это практикуется на автомобилях и на мотоциклах с карданной передачей.

Однако здесь же мы имеем и наибольшую окружную скорость > следовательно, наибольший износ трущихся поверхностей в момент выключения и включения сцеплемия, при прочих равных условиях.

На заднем колесе, наоборот, имеет место наибольший крутящий мент и наименьшая скорость.

за—*Jза—*JРис. 257. Однодисковое сцепление мотоцикла М-72.Рис. 257. Однодисковое сцепление мотоцикла М-72.

за—*J

за—*J

Рис. 257. Однодисковое сцепление мотоцикла М-72.

Рис. 257. Однодисковое сцепление мотоцикла М-72.

Можно рассмотреть вопрос о местоположении муфты с другой точки я при выключении сцепления на ходу мы имеем три группы де- вРеИ^ с'илОвой передачи: одна группа связана с двигателем, другая — с зад- тале колесом, третья — с рычагом переключения передач. Первые две ВИМ пы продолжают вращаться принудительно, третья при полном вы- Г^У ении сцепления вращается только по инерции. Очевидно, включение ^^ерен будет совершаться с меньшим ударом и тем легче, чем меньше •“^ и инерция этой последней группы деталей. Проследив схему си- ма й передачи при разных комбинациях перечисленных деталей, не- ^удно убедиться, что наименьшую массу и инерцию имеют детали Четьей группы при расположении муфты на коробке передач. Действительно, в этом случае при выключении сцепления освобождаются и вращаются по инерции только главный или только промежуточный валики коробки передач с теми шестерен-

ками и несколькими другими частями, которые с ними жестко связаны. При расположении муфгы на валу двигателя и цепной передаче к этому добавляются две цепных звездочки и передняя цепь, инерция которой весьма значительна. Те же условия мы имеем при расположении сцепления на заднем колесе с той лишь разницей, что место передней цепи занимает задняя. Таким образом, с данной точки зрения. наивыгоднейшим местом для муфты является вал коробки передач. С конструктивной стороны эта позиция также наиболее удобна и меньше стесняет конструктора, вследствие чего она и пользуется преимущественным распространением, по крайней мере при цепной передаче. При

карданной передаче сцепление помещается на валу двигателя, в маховике, как это принято в автомобильных конструкциях (рис. 257).

В данной конструкции мы имеем всего один ведомый диск (а) с двумя поверхностями трения. Такие муфты сцепления называются однодисковыми. Ведомый диск с приклепанными к нему фрикционными прокладками надвинут на шлицованный конец первичного вала коробки передач и зажимается между нажимным (с) и опорным (£) дисками, Iкоторые связаны с маховиком двигателя (т). Связь выполнена следующим образом: в маховик запрессовано шесть пальцев (д); нажимной диск (с) надет на эти пальцы, для чего в нем пробиты шесть соответствующих отверстий; опорный диск (Ь) просто привинчен к торцам упомянутых пальцев винтами. Давление на поверхность нажимного диска производится шестью спиральными пружинами, создающими общее давление 135 кг.

Выключение сцепления производится длинным стержнем, пропущенным через сквозное сверление в первичном валу и выведенным Наружу из картера коробки передач. Если нажать на этот стержень Посредством какого-либо рычага, то он передвинется вперед (на чер-

341

теже— влево) и отожмет нажимной диск от ведомого диска (а). Очевидн в таком положении вращение коленчатого вала и маховика не буд°’ уже передаваться ведомому диску и первичному валу коробки переда67 так что мы будем иметь холостой ход. Шестерни в кор )бке могут бьи’ теперь введены в зацепление без резкого удара, после чего, отпуска** постепенно рычаг, который нажимает на толкающий стержень, можц4 мягко связать оба вала.’0

Преимуществом однодисковых муфт являются простота конструкции незначительность инерции освобождающихся при выключении деталей и

Рис. 258. I—многодигковое сцепление с одной центральной пружиной; // — многодисковое сцепление с несколькими пружинами.

чистота выключения, т. е. почти полное отсутствие трения между соприкасающимися поверхностями в выключенном состоянии.

Однако их применение при возможных на мотоцикле габаритах ограничена величиной передаваемого крутящего момента. При цепной передаче муфта сцепления помещается на коробке передач, где передаваемое крутящее усилие в 2V2—3 раза больше, чем на валу двигателя. Это вызывает необходимость увеличения числа дисков.

Две типичные исполненные конструкции муфт сцепления показаны в собранном виде на рис. 258.

Левый чертеж изображает сцепление мотоцикла, устроенное следующим образом. На первичном валу коробки передач закреплен шпонкой и гайкой ведомый барабан Б. На втулке барабана установлен шариковый подшипник, на котором посажена большая зубчатка Л, свя- 342

я цепью с двигателем. К ней приклепан ведущий барабан В. Оба зЗННбана имеют продольные шлицы, в которые йходят выступы соответ- баРа 1ЦИХ дисков: с ведомым барабаном Б связаны четыре ведомых диска б, СТВУ‘оторых два крайние сделаны из более толстой стали; с ведущим и3 К^аНОм В — три ведущих диска в. Чтобы уменьшить износ выступов, 6арая1ЦИх в пазы барабанов, концы их отогнуты. Между ведомыми и вХ°ушИМи дисками расположены шесть свободных кольцевых прокладок 8 прессованной асбестовой массы. Нажимной диск Н икеет в центре “убокую цилиндрическую выемку, в которой помещается пружина. Пру- ина упирается одним концом в шайбу, закрепленную гайкой Г на лукоробки передач, а другим — в дно выемки нажимного диска; следо- Вательно, отжимает его вправо. Таким вбразом, все диски будут зажаты между крайним правым ведомым диском и нажимным, и ведомый барабан будет вращаться вместе с зубчаткой А.

Несколько иная конструкция многодисковой муфты—на рис. 258, справа. Основное отличие ее от предыдущей заключается в том, что вместо одной центральной пружины здесь имеется шесть небольших пружин, расположенных по окружности. Ведомый барабан заменен ступицей Б, закрепленной на первичном валу коробки передач. На поверхности ее профре- зерованы шлицы, по которым скользит толстый нажимной диск Н. На ней же установлен двойной радиально-упорный подшипник, на котором сидит цепная зубчатка А, отштампованная за одно целое с ведущим барабаном В. С барабаном В связаны своими выступами три ведущих диска в; четвертым ведущим диском является внутренняя поверхность самой зубчатки А. Три тонких ведомых диска б связаны с нажимным диском Н, и через него со ступицей Б, следующим образом. В нажимном диске пробиты шесть отверстий, в которые вставлены стальные гильзы. На эти гильзы и надеты ведомые диски. Между ведущими и ведомыми элементами помешаются семь свободных келец из

асбестовой массы. Пружины вставлены внутрь упомянутых гильз и упираются одним концом в их донышки, а другим — в общую упорную шайбу М, сидяшую на шлицах ступицы Б и поджимаемую гайкой Г. Завинчивание этой гайки продвигает шайбу М вдоль шлицов и увеличивает давление пружин. Таким образом, все диски оказываются зажатыми между цепной зубчаткой А и нажимным диском И. Для выключения дисков применен по обыкновению сквозной толкающий стержень, пропущенный через первичный вал и упирающийся в колпак К, прикрепленный несколькими шпильками к нажимному диску Н. При перемещении стержня влево он отодвигает в ту же сторону колпак, который оттягивает за собой нажимной диск.

Муфты с несколькими пружинами обладают тем преимуществом, что пРи поломке одной или двух из них сцепление может еще действовать, в то время как полемка единственной центральной пружины сразу вы- в°дкт его из строя.

^’ рассмотрения чертежей нетрудно убедиться, что давление пружин Уравновешивается внутри самой муфты и не передается на вал коробки передач (уравновешенное сцепление). Для выключения сцепления М до« очевидно, освободить диски от давления на них нажимной шайбы.

Манизм, который для этой цели применяется, отчетливо виден на РИс- 233, 234, 237: вал коробки передач просверливается насквозь и в

сверление вставляется стальной стержень, который одним своим концом упирается в нажимную шайбу, а другим соприкасается с червяком или рычагом. При повертывании червяка или рычага стержень передвигается влево и отодвигает нажимную шайбу в том же направлении. Осевое перемещение стержня должно быть тем больше, чем больше количество дисков; достаточная величина его 5—8^ц. При проектировании червяка надо помнить, что он должен быть обратимым, т. е. угол подъема нарез, ки необходимо взять больше угла трения.

Давление, которое надо произвести для выключения дисков, является внешней силой по отношению к муфте и стремится сдвинуть ее всю целиком, вместе с валом в осевом направлении. Эту осевую нагрузку, величина которой зависит от силы пружины и которая действует только в периоды выключения сцепления, выдерживают вполне удовлетворительно радиальные шарикоподшипники вала. При роликовых подшипниках надо предусмотреть для этой цели специальные упорные подшипники. Водитель производит выключение сцепления нажимом педали или ручного рычага, который помещается на левой ручке руля и соединяется боуденовским тро-

Рис. 259. Конусное сцепление мотоциклов сом с выключающим меха-

Пежо. 350 см\низмом на коробкескоростей.

Иногда применяются оба способа одновременно, что при известных условиях может представлять некоторые удобства. Усилие на педали надо принимать не больше 10—12 кг. Для ручного рычага величина захвата ручки ограничивает максимальный ход конца рычага пределами в 50 — 60 мм.

Таковы типичные конструкции муфт сцепления, применяемых на современных мотоциклах.

Конусные муфты иногда еще находят себе применение. Пример одной из таких конструкций известного французского завода Пежо дан на рис. 259. Внешний стальной конус /, несущий на себе цепную зубчатку, свободно посажен на главном валу коробки передач на роликовом подшипнике. Внутренний конус из бронзы скользит по шлицам вала и прижимается к внешнему одной центральной пружиной. Выключение производится червяком 4 и толкающим стержнем, который отодвигает внутренний конус по направлению к коробке. При этом давление пружины воспринимается стержнем и шариковым подшипником в кар' тере коробки.

Сцепление работает в масле; угол конуса а = 9°; фрикционные поверхности—бронза по стали. Сила пружины —175 кг, что примерно втрое превышает давление, необходимое для дисковых сцеплений, рассчитанных на передачу такого же крутящего момента.

v№;-^WR^W

Для изготовления дисков применяется листовая углеродистая сталь (например марки 35 по ОСТ В-1050-41, толщиной 1,5 —2,5 мм\ Фрикционные прокладки изготовляют из феродо, пробки или прессованной пробко-асбестовой массы (асбестит, райбест). Прокладки выполняются в виде колец, приклепанных к дискам или свободных, либо в виде отдельных вставок круглой или трапецевидной формы, для которых в дисках пробиваются соответствующие отверстия.

72. Расчет дискового сцепления

Расчет сцепления сводится к определению необходимой поверхности

трения и силы пружин, сжимающих диски. Кроме того, некоторые детали должны быть проверены на прочность: пружины—на скручивание, вы-

ступы дисков — на смятие.Величина поверхности трения , и необходимая сила нажатия пружин определяются в зависимости от передаваемого муфтой крутящего момента и допускаемого удельного давления на обшивку дисков.Если \ Мд—максимальный ^омент двигателя; Zr—передаточноеступы дисков — на смятие.Величина поверхности трения , и необходимая сила нажатия пружин определяются в зависимости от передаваемого муфтой крутящего момента и допускаемого удельного давления на обшивку дисков.Если \ Мд—максимальный ^омент двигателя; Zr—передаточноеРис, 260.Рис, 260.то крутящийто крутящийотношений между муфтой и двигателем, ваемый муЬтой, равен M^L Для надежности сцепления муфта тывается с некоторым запасом так, чтобы она могла передать несколькоотношений между муфтой и двигателем, ваемый муЬтой, равен M^L Для надежности сцепления муфта тывается с некоторым запасом так, чтобы она могла передать несколькомомент,момент,переда- рассчи-переда- рассчи-повышенны^ момент:повышенны^ момент:м^ ^м^ь^м^ ^м^ь^(1)(1)где 3—коэ'фициент запаса. ।Коэфиццент р следует принимать не меньше 1,3, но и очень большие значения егй (выше 2) нежелательны, во избежание излишней жесткости сцепления. \Обозначая далее удельное давление надиски через р кг) см1, рабочую площадь диСка через / см3, радиус трения через R см и коэфициент трения — р/получим, что момент, передаваемый одной парой трущихсягде 3—коэ'фициент запаса. ।Коэфиццент р следует принимать не меньше 1,3, но и очень большие значения егй (выше 2) нежелательны, во избежание излишней жесткости сцепления. \Обозначая далее удельное давление надиски через р кг) см1, рабочую площадь диСка через / см3, радиус трения через R см и коэфициент трения — р/получим, что момент, передаваемый одной парой трущихся

ступы дисков — на смятие.

Величина поверхности трения , и необходимая сила нажатия пружин определяются в зависимости от передаваемого муфтой крутящего момента и допускаемого удельного давления на обшивку дисков.

Если \ Мд—максимальный ^омент двигателя; Zr—передаточное

ступы дисков — на смятие.

Величина поверхности трения , и необходимая сила нажатия пружин определяются в зависимости от передаваемого муфтой крутящего момента и допускаемого удельного давления на обшивку дисков.

Если \ Мд—максимальный ^омент двигателя; Zr—передаточное

Рис, 260.

Рис, 260.

то крутящий

то крутящий

отношений между муфтой и двигателем, ваемый муЬтой, равен M^L Для надежности сцепления муфта тывается с некоторым запасом так, чтобы она могла передать несколько

отношений между муфтой и двигателем, ваемый муЬтой, равен M^L Для надежности сцепления муфта тывается с некоторым запасом так, чтобы она могла передать несколько

момент,

момент,

переда- рассчи-

переда- рассчи-

повышенны^ момент:

повышенны^ момент:

м^ ^м^ь^

м^ ^м^ь^

(1)

(1)

где 3—коэ'фициент запаса. ।

Коэфиццент р следует принимать не меньше 1,3, но и очень большие значения егй (выше 2) нежелательны, во избежание излишней жесткости сцепления. \

Обозначая далее удельное давление надиски через р кг) см1, рабочую площадь диСка через / см3, радиус трения через R см и коэфициент трения — р/получим, что момент, передаваемый одной парой трущихся

где 3—коэ'фициент запаса. ।

Коэфиццент р следует принимать не меньше 1,3, но и очень большие значения егй (выше 2) нежелательны, во избежание излишней жесткости сцепления. \

Обозначая далее удельное давление надиски через р кг) см1, рабочую площадь диСка через / см3, радиус трения через R см и коэфициент трения — р/получим, что момент, передаваемый одной парой трущихся

поверхностей, рmx = v-*p*f-R.

Радиус трения определяется согласно рис. 260, как полусумма наибольшего и наименьшего радиусов обшивки:

/пS1 + ^2 *).V 1

/2

*) 8 действительности этот радиус несколько большей выражается формулой

/о ARM?

/R^-R^*

Одвако получающаяся небольшая разница не имеет никакого практического значения.

/345

Коэфициент трения:

для феродо р. = 0,25 — 0,35,

для пробки р.= 0,35 — 0,40.

Большие значения относятся к сухому состоянию поверхностей; меньшие следует принимать в тех случаях, когда допускается возможность попадания масла.

Удельное давление можно принимать:

для пробки р = 0,5 — 0,8 кг{сма, для феродо р = 1,0 — 2,0 „

Суммарный момент, передаваемый муфтой при п трущихся поверхностях:

Мс = mvn = ^.p.f.R.n.!(2)

Или, объединяя равенства (1) и (2):

Мд • 1.^ = у.- р •/. R. п./(3)

и По этой формуле и производится проверка конструктивно-принятых

размеров дисков и числа их./

Необходимая сила пружин Р для создания удельного / давления р кг[см2, очевидно, будет:(

P = p-f.-/(4)

Расчет пружин на прочность рассмотрен уже нами выше, в § 50, и может быть полностью применен и для сцепления, с той лишь разницей, что здесь, ввиду спокойной нагрузки пружин, можно .допускать значительно более высокие напряжения скручивания, чем в/ клапанах: Rs = 6000— 7 000 кг! см4.I

Проверка зубьев на смятие производится на основании /следующих соображений. Пусть Rz— радиус окружности, проведенной через середину высоты зубьев (рис. 260). Тогда давление на зубья )

Мд •/

• Е>/

Если суммарная толщина рассматриваемой серии дисков'S в и высота зубьев А, то площадь, воспринимающая давление:/ \

F=Se-A-/ \

\

Отсюда напряжение смятия:х

_ _ Q _

F Rz^e-h *

Допускаемое напряжение смятия: 500 — 700 кг/см3.

Пример. Рассчитать дисковую муфту с пробковыми вкладышами Д мотоцикла, двигатель которого развивает максимальный крутящий моме Мд = 220 кг-см.\

Передача от двигателя на муфту сцепления / = 2,15.

Конструктивные размеры дисков, согласно рис. 260, определились

R1 = 7,2 см; R2 = 4,3 см; диаметры пробок 1,6 и 1,2 см; число их по 23 ка i размера.\

При этих данных полезная площадь одного диска:

/=.23+ 2L±12.23 = 72 см*.

радиус трения?2 + 43

R == 5,75—5,8 см.

Удельное давление на пробки принимаем р = 0,7 кг] см1.

Коэфипиент трения, допуская возможность замасливания, берем у. = 0,35. Число трущихся поверхностей примем пока л = 4 (при двух пробковых дисках).

При этих условиях будем иметь из уравнения (3):

220 - 2,15 • р = 0,35 • 0,7 • 72 - 5,8 - 4 = 410.

Отсюда коэфициент запаса:

410/1

увеличим число поверхностейувеличим число поверхностей615-13473~1Д615-13473~1Д473 < ’ что недопустимо.

увеличим число поверхностей

увеличим число поверхностей

615-13

473~1Д

615-13

473~1Д

Добавим еще один пробковый диск, т. е. трея 1-я до л = 6.

Тогда по уравнению (3)

0,35-0,7.72-5,8-6 _ ^=220-2,15

Такой коэфициент запаса можно считать нормальным и потому останавливаемся на шести поверхностях трения, при которых будем иметь три ведущих диска с пробками и четыре ведомых без обшивки.

Необходимая сила пружины при включенном сцеплении:

Р = f.p = 72-0,7 <= 50,4 кг/

При выключении сцепления эта сила увеличивается на 15—20%, т. е. будет около 60 кг, что составит при шести пружинах по 10 кг на каждую. На эту силу и должна быть рассчитана прочность пружин (см. § 50).

Проверим на смятие зубья ведущих и ведомых дисков.

Внешние зубья ведущих дисков. Пусть высота зубьев /г=2 мм = 0,2 см; толщина диска 5=0,2 см; 25= 0,2-3»0,6 см; радиус Рг=1,5 см.

На основании уравнения (5) имеем:

220-2,15, ,

’=^0,6^2-= 530 Кг'СЖ '

Внутренние зубья ведомых дисков. Высота зубьев й=0,3 см; число ихг=8 толщин» диспа 5=0,2 см; 25=02-4=0,8 см; /?2=40 см.

при этих даннных

а =

220-2,15

4,0-0,8-0,3

=500 кг/см1.

В обоих случаях напряжения являются допустимыми.

,1

а а'.4^+

ау . ' ' '; if '1^ , ';

ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ‘ Ж‘ Ж

ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ

ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ

‘ Ж

‘ Ж

ХОДОВАЯ ЧАСТЬ МОТОЦИКЛА

ГЛАВА XIV

РАМЫ

Трубчатые рамы

Конструкция мотоциклетной рамы долгое время развивалась и совершенствовалась не столько на основании каких-либо теоретических соображений, известных из строительной механики, сколько под давлением практической необходимости и указаний, которые давал непосредствен- ныН опыт.

Первоначальным прототипом мотоциклетной рамы послужила рама

велосипеда, в которую постепенно стали вводить изменения, вызывавшиеся необходимостью помещения двигателя, коробки передач и проч., необходимостью создать более удобное и безопасное положение для водителя или, наконец, требованиями прочности. В последнем отношении применялось, главным образом, практическое правило: усиливать ту часть,

которая ломается, до тех пор, пока она не перестанет ломаться.

Признаки всей этой эволюции можно проследить по рис. 261, на котором изображен тип рамы, наиболее распространенный лет тридцать тому назад и почти вышедший из употребления в настоящее время.

Опыт показал, что для удобства езды необходимо значительно понизить положение седла, сравнительно с велосипедом, чтобы в случае надобности можно было, не сходя с машины, поставить ноги на землю. Расстояние седла от земли составляет теперь у мотоциклов от 63 до 70 см. Чтобы удовлетворить этому требованию, изогнули верхнюю трубу 1 книзу. Тогда она стала ломаться. Пришлось ее усилить второй горизонтальной трубой 2. Для помещения двигателя оказалось необходимым раздвинуть трубы 3—4, поместив вместо велосипедного „средника

картер двигателя.

Для помещения коробки скоростей пришлось добавить плошадку , придав ей совершенно случайную форму. Трубки задней вилки 5 нередко изгибались самым причудливым образом, чтобы дать место для

ременного или цепного привода, и т. д.

Такие рамы получили название открытых на том основании, что связ между передней и подседельной трубами осуществлялась самим каР ром двигателя. Почти одновременно возник и другой тип рам, в к рых трубы 3 и 4 изготовлялись из одного куска и образовывали ДУ У» охватывающую картер мотора снизу. Такие закрытые рамы неск

защищали картер от повреждений и освобождали его от напряжений, взываемых деформациями рамы. В настоящее время применяются преимущественно рамы закрытого типа.

Нетрудно видеть, что и в той и в другой конструкции не соблю- но элементарное требование строительной механики, заключающееся в том, что отдельные стержни фермы должны работать на растяжение или на сжатие, но не на изгиб, а прочность узловых соединений должна быть обусловлена самим расположением стержней, а не толщиной мате- пиала. Чтобы удовлетворить этим требованиям, отдельные элементы фермы соединяют, как известно, в виде треугольников, а сами стержни делают прямыми.

, 'г’1, 'г’1[Рис. 261. Открытая рама старого типа.[Рис. 261. Открытая рама старого типа.Прочность рамы, изображенной на рис. 261, напротив, основана только крепости самого материала. Чтобы достичь в этом отношении удовле-Прочность рамы, изображенной на рис. 261, напротив, основана только крепости самого материала. Чтобы достичь в этом отношении удовле-R tilR tilнанаЯЛ1ЛЯЛ1Лтворительных результатов, приходилось доводить диаметр главных труб до Н/з" (38 Л£Л<) и соединять их массивными литыми или коваными муфтами, которые, собственно, одни только и обеспечивали неизменяемость формы рамы.

, 'г’1

, 'г’1

[Рис. 261. Открытая рама старого типа.

[Рис. 261. Открытая рама старого типа.

Прочность рамы, изображенной на рис. 261, напротив, основана только крепости самого материала. Чтобы достичь в этом отношении удовле-

Прочность рамы, изображенной на рис. 261, напротив, основана только крепости самого материала. Чтобы достичь в этом отношении удовле-

R til

R til

на

на

Я

Л1Л

Я

Л1Л

Однако если таким путем и удавалось достичь достаточной прочности рамы в отношении вертикальной нагрузки или усилий, действующих в пло- ■ скости рамы, то поперечная жесткость рамы, способность ее сопротивляться скручивающим усилиям, вызываемым боковыми силами от передней вилки или прицепной коляски, оставляли все-таки желать многого.

Первым шагом вперед в этом направлении было раздвоение передней тРУяы, как показано на рис. 262.

Такие пространственные рамы оказались значительно долговечнее, ® особенности в случае применения прицепной коляски, которая довольно № быстро искривляла рамы плоского типа.

Дальнейшее усовершенствование формы рамы привело к конструкциям, не имеющим уже почти ничего общего с первоначальным прототипом и специально приспособленным к требованиям мотоцикла.

Примеры таких рам воспроизведены на рис. 263 и 264.

Современные тенденции постройки рамы выражены в них довольно ярко. Прежде всего мы видим здесь, что в основу конструкции положены принципы нормальной строительной фермы, но не плоской, а пространственной: общая форма рамы как в плане, так и в боковом виде представляет собой сочетание треугольников. Отдельные трубы рамы прямые. Надобность в массивных соединительных муфтах отпадает, и они могут быть даже заменены простыми болтами, как мы это и видим на примере рамы, показанной на рис. 263, а; эта рама собрана без применения пайки и легко разбирается на отдельные части. Диаметры труб без всякого ущерба для прочности значительно уменьшены. Во всех трех конструкциях

достойно внимания специальное усиление задней вилки, которая у мотоцикла всегда нагружена сильнее остальных частей рамы не только весом водителя, но и натяжением цепи и силой тяги, вызывающими одно из самых больших напряжений в трубах рамы. Вполне целесообразно поэтому введение в конструкцию дополнительных распорок.

Соединение отдельных стержней рамы болтами по типу рис. 263, а все же несколько ослабляет жесткость конструкции, и такие разборные рамы находят себе применение большей частью для легких мотоциклов. В большинстве случаев для образования узлов применяются кованые или литые (из ковкого чугуна) детали, которые спаиваются медью или свариваются с трубчатыми стержнями. Впрочем, и при такой неразборной конструкции задняя вилка все же нередко присоединяется к основной части рамы на болтах (рис. 261).

Наиболее употребительная конструкция узлов трубчатых рам показана на рис. 265. Здесь трубы вставлены и впаяны внутрь соответствующих сверлений узловой детали. Концы соединительных отростков обтачиваются снаружи на конус с постепенным уменьшением толщины

(

их стёнок, чём достигается некоторая эластичность соединения. В противном случае трубы дают трещины или обрываются в пограничном сечении.

Реже применяется другой способ образования узлов, при которых трубы надеваются поверх отростков соединительной детали и усиливаются внутренними вкладышами. Такие соединения менее прочны, но придают к^раме более гладкий вид.

На рис. 266 показана конструкция головки трубчатой рамы, выполненная штамповкой из листового материала и сваркой.

Современные методы сварки допускают изготовление трубчатых рам и без применения соединительных муфт путем непосредственной сварки Труб встык.

Пример подобной конструкции дан на рис. 267, изображающем сварную трубчатую раму мотоциклов М-72. Все четыре основных трубы рамы Приварены встык к рулевой головке. Таким же образом соединены и задние Концы труб. Трубы в данном случае имеют овальный профиль, постепенно уменьшающийся по мере удаления от головки, т. е. наиболее напряженного узла.

23 А. М. Иерусалимский. 913. 353

Рамы из листовой стали

Изготовление трубчатых рам, требующих большого количества пайки или сварки, не может быть значительно механизировано. Процесс выгибания труб представляет собой довольно сложную и кропотливую операцию, требующую сравнительно высокой квалификации рабочих и тщательного контроля. Многочисленные соединительные детали, кованые или отлитые из ковкого чугуна, нуждаются до сборки рамы в механической обработке. Наконец, сам материал для изготовления рамы должен обладать высокими качествами. Все это приводит к тому, что трубчатая рама является одной из самых дорогих и трудоемких частей мотоцикла.

Стремление удешевить раму и упростить ее производство вызвало появление рам, штампованных из листовой стали.

В практике отечественного мотоциклостроения рамы из листовой стали, толщиной У^—3 мм, пользовались в свое время наибольшим распространением.

Имеется два типа этих рам. Первый из них изображен на рис. 268. Рама в данном случае состоит из двух одинаковых боковин, штампованных из листовой стали и сваренных в передней части; здесь же вставлены два угольника, поддерживающие чашки подшипников рулевой колонки. Весь двигатель и части передачи помещаются внутри рамы.

Для крепления их служат поперечные траверсы, приваренные к боковинам. Получается таким образом монолитная, весьма прочная конструкция. Поперечная жесткость рамы, которую листовой материал сам по себе не может обеспечить, достигается применением двух боковин, образующих пространственную ферму.

Штамповка рамы из целого листа с производственной точки зрения обладает тем неудобством, что сопряжена с получением большого количества обрезков (которые не вполне могут быть использованы) и требует довольно сложного прессового оборудования. Более экономное использование материала и более простая работа получаются в том случае, если штамповать или прокатывать отдельные элементы рамы по частям и затем соединять их болтами, заклепками или сваркой. Этот тип рамы был принят у нас для мотоциклов Л-300, Л-8, ИЖ-8 и представлен на рис. 269 и 270. Как видно из чертежей, рама состоит из отдельных элементов довольно простого профиля, допускающего изготовление не только штамповкой, но и прокаткой.

Отдельные части соединяются болтами и в некоторых местах свариваются.

Вес рам из листового материала мало отличается от веса трубчатых рам. Сталь применяется малоуглеродистая, например марки 25 по ГОСТ В-1050-41.

Рамы смешанной конструкции

Компромиссная конструкция рамы, состоящая частью из кованых, ча стью из трубчатых эламентов, предложена была заводом BSA в 1930 г. получила с тех пор довольно широкое распространение. Верхняя основн

854

Рис. 268. Рама мотоцикла 125 см».Рис. 268. Рама мотоцикла 125 см».

Рис. 268. Рама мотоцикла 125 см».

Рис. 268. Рама мотоцикла 125 см».

Рис. 269. Рама из отдельных штампованных частей.Рис. 269. Рама из отдельных штампованных частей.

Рис. 269. Рама из отдельных штампованных частей.

Рис. 269. Рама из отдельных штампованных частей.

часть рамы, вместе с рулевой головкой, представляет здесь кованую стальную балку двутаврового профиля, показанную на рис. 271.

CCDDПо ABПо AB^180,5^180,5doCD.EF По HLdoCD.EF По HL*35^.*35^.13 7 Г10 ММ "О13 7 Г10 ММ "О9389938952,5—52,5—aa459Рис/270. Детали штампованной рамы.459Рис/270. Детали штампованной рамы.

C

C

D

D

По AB

По AB

^

180,5

^

180,5

doCD.EF По HL

doCD.EF По HL

*35^.

*35^.

13 7 Г10 ММ "О

13 7 Г10 ММ "О

93

89

93

89

52,5—

52,5—

a

a

459

Рис/270. Детали штампованной рамы.

459

Рис/270. Детали штампованной рамы.

с верхней и в этомс верхней и в этомРис. 271. Верхняя балка рамы BSA.Рис. 271. Верхняя балка рамы BSA.Остальные части рамы сделаны из труб и соединяются балкой и между собой при помощи болтов. Таким образом, Случае удается уменьшить и ' упростить пайку, механизировать производство и понизить стоимость рамы.

с верхней и в этом

с верхней и в этом

Рис. 271. Верхняя балка рамы BSA.

Рис. 271. Верхняя балка рамы BSA.

Задняя рессорная подвеска рамы

большей части жестко соединяется с таким образом неподрессоренным. Рес-большей части жестко соединяется с таким образом неподрессоренным. Рес-Передний конец рамы, т. е. рулевая головка, опирается на вилку переднего колеса, которая всегда выполняется пружинной. Задний конец рамы по осью заднего колеса и остается

большей части жестко соединяется с таким образом неподрессоренным. Рес-

большей части жестко соединяется с таким образом неподрессоренным. Рес-

сорная подвеска заднего конца рамы на мотоциклах применяется сравнительно редко, потому что здесь она не является столь необходимой как для автомобилей. Действительно, сам водитель мотоцикла составляет зна- L чительную часть общего веса машины. Этот живой вес „подрессорен*, № во-первых, собственными ногами, которые опираются на подножки и яв- Е ляются естественными амортизаторами на плохой дороге, и, во-вторых, К пружинным седлом.

Другая причина заключается в том, что мотоцикл движется только по одной колее, и потому неровности дороги вызывают лишь вертикаль- ные колебания концов рамы, что при правильном распределении веса и хорошей передней вилке не создает больших неудобств для водителя, Dv1 располагающегося посредине рамы. Между тем четырехколесный экипаж испытывает весьма сложные колебания, когда, например, одно из колес попадает в выбоину или наезжает на препятствие. Применение так называемых баллонных шин увеличенного профиля и с малым давлением воздуха еще более повысило комфорт езды и уменьшило надобность в рессорной задней подвеске. Все эти причины, а также повышенная стоимость подрессоренных рам, и ограничивают их применение на мотоциклах.

Однако второй пассажир мотоцикла, располагающийся на багажнике как раз над осью заднего колеса, находится в гораздо менее благоприятных условиях, чем водитель, и испытывает более сильную тряску. При рессорной подвеске его удобства значительно улучшаются. Так же надо считать весьма желательной заднюю рессорную подвеску при работе мотоцикла с боковой прицепкой. Кроме того, она лучше обеспечивает постоянный контакт между ведущим колесом и дорогой. Колесо реже отрывается от поверхности дороги, меньше буксует в воздухе, что позволяет полней использовать мощность двигателя для достижения максимальной скорости.

Рессорная подвеска заднего конца рамы известна уже очень давно, и варианты ее весьма разнообразны. Однако все их можно свести

к трем основным принципиальным схемам (см. рис. 272). Первая схема (а) состоит в том, что задняя вилка соединяется с рамой шарниром О, а ее раскосы—пружинами (спиральными или листовыми). Таким образом, ось заднего колеса может перемещаться по дуге с центром в точке О. Кроме самого колеса неподрессоренной остается вся задняя

аГаГвилка, имеющая довольно значительный вес. Его можно, впрочем, уменьшить, приблизив шарнир О к концу рамы.

аГ

аГ

В другой схеме (в)

ось колеса переме- Рис. 272, Схемы задней рессорной подвески. щается прямолинейно.

Концы ее закреплены, в двух направляющих втулках, которые скользят вдоль стержней неподвижно установленных в раме. Скользящая втулка помещена между двумя пружинами, из которых верхняя воспринимает нагрузку, а нижняя играет роль буфера (часто она заменяется резиновым блоком). В настоящее время это наиболее распространенная схема. Вес неподрессоренных частей здесь минимальный. Пружины закрываются телескопическими кожухами. Третья схема (б) является комбинацией предыдущих, т. е. сочетает прямолинейное и круговое движения. Ось колеса закреплена на концах двух поводков, которые шарнирно соединены со скользящими втулками и посредством серег—с рамой (или, наоборот, серьги соединяются, со скользящими втулками, а простые шарниры соединяют концы поводков с рамой). Характер перемещения оси колеса ясен из схемы.

На рис. 273 приведены примеры исполненных конструкций задней подвески: подвески с и Ь, выполнены по первой схеме, подвеска е, применяющаяся, в частности, на мотоциклах М-72,—по второй; к третьей схеме относятся подвески а и d.

Проектирование рамы

Проектирование рамы начинается с вычерчивания эскиза общего вида мотоцикла с целью определения конфигурации рамы и габаритных ее размеров. При этом размеры двигателя, коробки передач и способы их крепления должны быть уже известны. Остальные данные, необходимые 358

для конструирования, приведены в § 3 и иллюстрируются рис. 17. Они могут быть дополнены и уточнены обмером выполненных конструкций подходящего типа ). Располагая этими данными, нетрудно установить графически необходимые формы рамы и длину отдельных ее элементов. Что касается поперечных размеров рамы, то расстояние между крайними точками в нижней части рамы определяется, во-первых, габаритом иусло-

Рис. 273. Детали задней рессорной подвески.

виями крепления двигателя и, во-вторых, величиной угла у, указанного на рис. 17: крайние нижние точки рамы не должны выступать за пределы этого угла, чтобы при максимальном крене машины на поворотах была исключена возможность касания рамы или подножек к поверхности дороги. Это обстоятельство заставляет ограничивать ширину нижней части рамы пределами 200 — 250 мм.

Ширина в свету задней вилки определяется чисто практическими требованиями: она должна быть достаточна для прохода пневматиков выбран-

ного размера, который в настоящее время редко бывает меньше 3,25—3,5", а для тяжелых машин доходит до 4,5—4,75". Кроме того, при цепной передаче необходимо обеспечить зазор не менее 10—12 мм между цепью и покрышкой колеса, а также зазор между покрышкой и грязевым щитком— минимум в 30—35 мм. Для выполнения всех этих условий приходится назначать ширину задней вилки в свету не менее 200 мм.

'■‘«чи^'■‘«чи^Рис. 275.Рис. 275.внешние найденывнешние найденысилы, действующие на раму, тем или иным путем.силы, действующие на раму, тем или иным путем.Далее возникает вопрос о выборе размеров сечений отдельных элементов рамы. Подойти к решению этого вопроса теоретическим путем не представляется возможным, так как наиболее опасные напряжения в раме возникают от нагрузки динамического характера, которая не может быть представлена в сколько-нибудь достоверном количественном выражении. Кроме того, сама конфигурация рамы лишь в редких случаях может быть сведена к таким геометрическим формам, которые позволяли бы с достаточным приближением определить напряжения в отдельных стержнях, даже если предположить, что

'■‘«чи^

'■‘«чи^

Рис. 275.

Рис. 275.

внешние найдены

внешние найдены

силы, действующие на раму, тем или иным путем.

силы, действующие на раму, тем или иным путем.

С указанными оговорками можно предложить следующий метод поверочного расчета рамы, который если и не дает картины действительных напряжений, то все же позволяет сравнить отдельные рамы по их прочности и оценить правильность выбранных размеров.

С этой целью предлагается рассматривать раму как балку неправильной формы, лежащую на двух опорах и нагруженную согласно рис. 274 сосредоточенными грузами от веса водителя и отдельных агрегатов машины. Если принять во внимание сказанное в § 4 относительно положения центра тяжести, то схему нагрузки можно еще более упростить согласно рис. 275, т. е. допустить, что рама нагружена одной сосредоточенной силой G', приложенной в центре тяжести мотоцикла. Такое допущение создает более тяжелые условия нагрузки рамы и, следовательно, повышает надежность расчета.

Силу О' определяем на основании следующих соображений. Она составляется из полного веса мотоцикла и водителя за вычетом веса колес и передней вилки, который можно принять в среднем в 35 кг. Для учета динамической нагрузки увеличиваем полученную разность втрое, т. е принимаем

О'=3 • (G—35), где G—полный вес машины с водителем.

ДВ и равен:ДВ и равен:G'-a-b ^из —G'-a-b ^из —определен по эпюреопределен по эпюрег—ь-г—ь-Рис. 276.Рис. 276.исследуемом сечении разрезы рам по АВ;исследуемом сечении разрезы рам по АВ;см иР—площадьсм иР—площадьМежду осями в сечения в см2. СуммарныйМежду осями в сечения в см2. СуммарныйМомент жеМомент жесопротивления его:есопротивления его:еНапряжение материала:Напряжение материала:а =а =^ нг\см\^ нг\см\Проверка выполненных конструкций по этому методу дает следую- ие значения:Проверка выполненных конструкций по этому методу дает следую- ие значения:

ДВ и равен:

ДВ и равен:

G'-a-b ^из —

G'-a-b ^из —

определен по эпюре

определен по эпюре

г—ь-

г—ь-

Рис. 276.

Рис. 276.

исследуемом сечении разрезы рам по АВ;

исследуемом сечении разрезы рам по АВ;

см иР—площадь

см иР—площадь

Между осями в сечения в см2. Суммарный

Между осями в сечения в см2. Суммарный

Момент же

Момент же

сопротивления его:

е

сопротивления его:

е

Напряжение материала:

Напряжение материала:

а =

а =

^ нг\см\

^ нг\см\

Проверка выполненных конструкций по этому методу дает следую- ие значения:

Проверка выполненных конструкций по этому методу дает следую- ие значения:

р ; '< Коэфициент 3, которым учитывается соотношение статической и динамической нагрузок, принят по следующим основаниям. Прогиб пружин передней вилки в статическом состоянии не превышает обычно 2г/8—3 см. , При ударах, возникающих во время езды по плохой дороге, этот прогиб увеличивается иногда на 5—6 см. Так как сжатие пружин можно считать । пропорциональным нагрузке, то отсюда и следует, что динамическая 1 нагрузка превышает статическую приблизительно в три раза.

Максимальный изгибающий момент от силы G' имеет место в сечении

Для всякого другого сечения он может быть моментов.

Для определения момента сопротивления рамы в Я на рис. 276 представлены примерные поперечные одной — трубчатой, двойной, другой— коробчатого профиля. Моменты инерции каждого отдельного сечения должны быть отнесены к нейтральной оси х—х нас основании известной зависимости:

J'=J-V№.F,где J’ — момент инерции относи-тельно новой оси, h— расстояние

момент инерции поперечного сечения рамы:

Jab = ^-

w= 100— 150 см9,

<у = 75 —150 кг^см?,

ткуда следует, что рамы мотоциклов изготовляются с весьма большим запасом прочности.

В качестве материала для трубчатых рам идут стальные трубы диа- етрами от 22 до 32 мм С/в"— l1//), с толщиной стенок 2—21/2 мм.

Наибольший диаметр имеют обыкновенно подседельная и передняя Фубы (30—32 .им). В двойных рамах передняя труба раздвоена, вслед- вие чего диаметр ее уменьшают до 22—26 мм. Диаметр верхней 361

трубы рамы 28—30 мм. Задняя вилка изготовляется по большей части из труб диаметром ~ 22 мм.

Для рам из листового материала можно назначать сталь, соответствую- шую марке 25 по ГОСТ 914-41, толщиной 2г/2—3 мм.

После установления общих размеров рамы разрабатываются детали крепления двигателя, коробки скоростей и пр. При этом должно быть проверено положение линии цепей относительно оси рамы (см. § 6б),

Г Л АВА XV

ПЕРЕДНЯЯ ВИЛКА И РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ

Конструктивный обзор

Передняя вилка мотоцикла выполняет одновременно две функции: она служит, во-первых, для повертывания переднего колеса относительно средней плоскости рамы и, следовательно, может быть рассматриваема как деталь рулевого управления, и, во-вторых,— она амортизирует удары переднего колеса о неровности дороги, так как одного смягчающего влияния пневматиков недостаточно при тех больших скоростях и весе машины, какие свойственны мотоциклу. С этой точки зрения она является деталью рессорной подвески рамы.

Для осуществления первой задачи вилка шарнирно связывается с рамой при помощи головки, устанавливаемой на двух упорных шариковых или роликовых подшипниках, и может быть повертываема вокруг своей оси посредством руля.

Для осуществления второй задачи головка вилки, жестко связанная с рамой соединяется с колесом через систему промежуточных подвижных элементов, равновесие которых обеспечивается пружинами, пластинчатыми рессорами или резиновыми деталями.

Чтобы выяснить принципы конструкции передних вилок, рассмотрим силы, действующие на ось переднего колеса, предполагая сначала жесткое закрепление ее в вилке, подобное тому, какое мы имеем на велосипедах.

При неподвижном мотоцикле на ось колеса и, следовательно, на нижний конец вилки будет действовать только опорная реакция, равная нагрузке на переднее колесо Ga (рис. 277). Вследствие наклонного положения вилки эта сила разлагается на две составляющих: £\ = GX« cos а и Nx = Gv • sin а, из которых первая направлена параллельно оси вилки, а вторая — перпендикулярно к ней. Сила Рх производит сжатие стоек вилки, сила Nx изгибает их моментом, равным произведению Nk на длину стоек.

При движении мотоцикла нагрузка на переднее колесо, как мы знаем, несколько уменьшается (§ 18, 69), соответственно чему уменьшаются и величины сил А^ и Рр При торможении происходит обратное явление. Таким образом силы Рх и Nx не являются постоянными и во время движения мотоцикла несколько изменяют свою величину. Кроме них на ось колеса действует сила R., представляющая собой сопротивление качению переднего колеса (рис. 217‘ir). Пренебрегая весьма малыми величинами со- 362

противления воздуха и трения в подшипниках колеса и обозначая коэфиниент сопротивления качению через Д мы можем написать, что д --f. Gv Сила Rf также разлагается на составляющие Р^ и М^, которые алгебраически складываются с силами Nt и Рх. Так обстоит дело при движении по совершенно гладкой дороге. При наезде колеса на препятствие ко всем этим силам добавляется еще реакция R, действующая наклонно по направлению радиуса колеса. В общем случае ее направление не совпадает с осью вилки, образуя с ней угол ₽, величина которого зависит от высоты препятствия, радиуса колеса и наклона самой вилки. Во всяком случае, при тех неровностях, которые обычно встречаются на обыкновенных дорогах, направление силы R весьма мало отклоняется № оси вилки или даже совпадает с нею, так что угол ^изменяется от нуля Йо 5—10°. Например, при высоте препятствия около 4 см, радиусе колеса 34 см и наклоне передней вилки 65° угол рс^7°.

Разлагая силу R по- прежнему на две составляющих, получим силы Р3 и N3, направленные согласно рис. 277-///.Ввиду незначительности угла [В составляющая Р3 мало отличается от R, например, при ^ — 7° сила Р3 = = R-cos 0 = 0,99 • R.

Таким образом вдоль оси вилки будет действовать суммарная сила Р = Р1-1Г 4-Рг + ^з; в поперечном направлении сила N=Ny—N^—N3.

Очевидно, первая из этих суммарных сил при всех обстоятельствах (за исключением разве прямого удара в стену, на который рассчитывать вилку бесполезно) будет больше второй, которая при некоторых условиях может быть близка к нулю.

Таким образом наклон передней вилки разгружает ее от изгибаю- №их моментов.

Особый случай представляет резкое затормаживание переднего колеса, когда оно доводится до скольжения. В этом случае нагрузка GT на переднее колесо может на 60—7О°/о увеличиться по сравнению со статической нагрузкой, т. е. возрасти ,до величины Ga=l,6—1,7 Gv

Реакция торможения Т, приложенная к точке касания колеса с дорогой, определяется как произведение G2 на коэфициент сцепления, который может доходить до 0,7.

Таким образом Т =0,7-G^.

Сложив силы Г и О2 как показано на рис. 277-/V, определим их равнодействующую R, которая изгибает вилку моментом ЛТИЗ = R • а. Заменяя его равным моментом N4* 1= R • а, можно найти величину силы Nv нормальной к оси вилки:

где/—расстояние от оси колеса до нижней точки закрепления вилки в раме.

Эта сила может значительно превосходить силу Nt и потому должна быть принимаема при расчете вилки на прочность (см. § 82).

Что касается силы N^, то ввиду незначительности сопротивления качению ею можно вообще пренебречь.

В случае жесткой вилки сила Р непосредственно передается раме и является основным фактором, подлежащим амортизации.

Рис. 278. Схемы передних вилок.

Следовательно, целесообразной будет такая конструкция рессорной вилки, при которой воспринималась бы рессорами именно сила Р, действующая параллельно оси вилки.

На практике передние вилки и выполняются за редкими исключениями так, чтобы упругие колебания оси колеса совершались или прямолинейно в направлении продольной силы Р, или по дуге, касательной к этой силе.

Принципиальные схемы таких конструкций представлены на рис. TI&-L На рис. 278-/ дана схема так называемой параллелограмной вилки; здесь ферма, опирающаяся на ось колеса, связана с головкой шарнирным четырехугольником и перемещается параллельно оси головки, причем, однако, расстояние между В и А изменяется.

На рис. 278-// перемещение оси колеса О и связанных с нею элементов также происходит прямолинейно и параллельно рулевой головке, но расстояние между А и В сохраняется неизменным, так как наконечники вилки, опирающиеся на ось колеса, скользят по неподвижным направляющим, укрепленным на жесткой части вилки (телескопическая вилка).

Рис. 278-///, /V и V поясняют другой способ амортизации продольной силы Р, при котором ось колеса О перемещается по дуге, касательной к направлению этой силы, вращаясь вокруг неподвижного центра а.

364

Пружинные стойки опираются в точке b на сереЖкй, шарнирно соединяющие Оса, причем, как показывают схемы, точка опоры b может быть расположена различным образом: между точками О и а, впереди или позади их. В первом случае жесткая часть вилки толкает перед собой ось колеса, и серьги работают на сжатие, в двух других — она тянет за собой колесо, и серьги подвергаются растяжению. Легко себе представить, что во всех рассмотренных случаях спиральные пружины, показанные на схемах, могут быть заменены листовыми рессорами, что в дей

ствительности нередко и применяется.

амортизируют именно теамортизируют именно теРис. 279. Схемы передних вилок.Рис. 279. Схемы передних вилок.Вилки, построенные на другом принципе, при котором колебания осн колеса совершаются в направлении поперечной силы N или касательно к ней, в настоящее время вышли из употребления, так как, во-первых, они не обладают достаточной прочностью в отношении боковых сил,

амортизируют именно те

амортизируют именно те

Рис. 279. Схемы передних вилок.

Рис. 279. Схемы передних вилок.

действующих на вилку, и, во-вторых, плохо силы, которые больше всего ощущаются

при езде. Схема такого устройства показана на рис. 279-/, изображающей так называемую маятниковую вилку.

и этого типа не дают необхо- и не получили широкого раси этого типа не дают необхо- и не получили широкого расНесколько лучше в этом отношении вилки, представляющие компромиссное решение задачи и воспринимающие частично как силы Р, так и N. Конструкцию их поясняет рис. 279-//, из которого видно, что ферма, опирающаяся на ось колеса, связана с головкой только одной парой серег, допускающих перемещение оси колеса в направлении силы Р. Вместе с тем возможно перемещение ее и в направлении силы N. В результате точка О описывает некоторую сложную траекторию при одновременном действии двух пружин, показанных на схеме. Всё же вилки димой устойчивости управлению машиной

и этого типа не дают необхо- и не получили широкого рас

и этого типа не дают необхо- и не получили широкого рас

пространения.

Примеры конструктивного оформления передних вилок рассмотренных типов даны на рис. 280—283.

Рис. 280 и 281 изображают параллелограмные вилки. Вилки этой группы состоят из двух параллельных ферм из стальных труб или листовой стали, соединенных вверху и в средней части двумя трубчатыми : поперечинами, сквозь которые проходят оси шарниров; рулевая головка вилки связана с этими осями четырьмя серьгами. Пружины, одна или j несколько, располагаются обычно между боковыми фермами, по большой Диагонали параллелограма, образованного четырьмя шарнирами. В этом ^случае пружины работают на сжатие. Реже встречается расположение ■пружин по малой диагонали параллелограма, причем они работают на Растяжение. Пружины могут быть также вынесены за пределы параллело- Грама, как показано на одной из фигур на рис. 280: здесь пружины опираются верхним концом на нижнюю поперечину рулевой головки вилки, а нижним — на специальные кронштейны, приваренные к трубам фермы. При таком расположении пружины несколько более доступны

для Осмотра или замены. Вместо пружин Могут быть применены также резиновые кольца, работающие на растяжение.

Так как вилку можно рассматривать как консольную балку, то опасное сечение ее находится, очевидно, у нижнего шарнира. Чтобы обеспе

чить в этол месте наибольший момент сопротивления, фермам придают треугольную или ромбовидную форму. Трубчатые" вилки хорошо выдержи-

Рис. 281. Параллелограмная вилка.

вают также и поперечные изгибающие усилия, действующие нормально к плоскости колеса и только для тяжелых машин, предназначенных для езды с боковой коляской, трубы усиливают иногда наклонными боковыми растяжками, как это видно на рис. 280 (правая фигура). При изготовле- 366

ции вилок из листовой стали, для увеличения поперечной жесткости, делают в боковинах фасонные выдавки, а края их отбортовывают, образуя таким образом по контуру фермы полку шириной 8—10 мм (рис. 281).

Концы труб, образующих ферму, соединяются штампованными узловыми деталями и свариваются или спаиваются медью. Фермы из листового материала выполняются обычно разборными. С этой целью трубчатые поперечины снабжаются фланцами, которые и прикрепляются к боковинам при помощи болтов (рис. 281).

Оси шарниров закрепляются в сережках неподвижно, на резьбе, причем должна быть обеспечена возможность подтяжки соединений для устранения люфта, появляющегося с течением времени вследствие износа трущихся поверхностей сережек и поперечных трубок.

Основным недостатком параллелограмных вилок надо считать большой вес неподрессоренных частей, к которым кроме самого колеса относится в данной конструкции тяжелая ферма вместе с укрепленным на ней грязевым щитком.

В этом отношении более целесообразна конструкция телескопической вилки, представленная на рис. 282. Она относится к той же группе вилок, у которых ось колеса перемещается прямолинейно (рис. 278-Z/), но в противоположность параллелограмным вилкам основные трубы /, воспринимающие изгибающие усилия, здесь подрессорены, т. е. жестко связаны с рулевой головкой и не участвуют в колебательных движениях колеса так же, как и прикрепленный к ним щиток. Подвижной частью являются здесь сравнительно легкие трубчатые наконечники 2, скользящие вдоль основной трубы. Движение их направляется двумя втулками, из которых нижняя закреплена на конце основной трубы, а верхняя вставлена в наконечник 2. Уменьшение неподрессоренных масс весьма благоприятно сказывается на устойчивости управления, мягкости подвески и износе покрышек. К положительным сторонам данной конструкции надо отнести также отсутствие шарниров, всегда являющихся слабым местом пружинных вилок*).

Представительницей второй группы вилок с перемещением центра колеса по дуге круга (согласно ///, IV и V на рис. 278) может служить вилка, изображенная на рис. 283. Здесь так же, как и в предыдущей конструкции, изгибающие усилия воспринимаются жесткой вилкой I, стойки которой выполнены в данном случае из листовой стали. Подвижная вилка 3 корытного профиля опирается нижними концами на качающиеся серьги, которые в точке О связаны с осью колеса. При встрече колеса с препятствием ось колеса движется вверх по дуге круга вместе с вилкой 3, причем вместо спиральных пружин здесь использована листовая рессора. Грязевой щиток прикреплен к жесткой вилке / и в колебаниях колеса и вилки не участвует (рис. 283).

Положительным качеством этого типа вилок является незначительность веса неподрессоренных частей со всеми вытекающими отсюда преимуществами, отмеченными выше. Слабое место их — быстрый износ нижних шарниров, трущиеся поверхности которых по необходимости имеют небольшие

*) Детали гидравлического амортизатора этой вилки см. дальше, § 82.

размеры, плохо удерживают смазку крытого своего положения.

Таковы наиболее популярные и устройства передних вилок.

и легко загрязняются вследствие от- оправданные практическим опытом

Рис. 282. Телескопическая вилка мотоцикла 350 см3.

7 — основная труба; 2 — скользящий наконечник; 3 и 4 — подшипники; 5 — сальник 6—цилиндр гидравлического амортизатора; 7 — поршень амортизатора; 8— клапан;

9 — шток; 10, 11 и 12 — кожухи.

Конструктивный пример выполнения вилки с маятниковым движением нижнего конца дан выше на рис. 263, а. Здесь вместо обычно применявшихся для таких вилок спиральных пружин использованы ли- 368

Рис. 283. Передняя вилкаРис. 283. Передняя вилкаконструкции. Вона которой нспо-

Рис. 283. Передняя вилка

Рис. 283. Передняя вилка

от ударов о неровности дороги.от ударов о неровности дороги.лиялиялистовой рессорой.листовой рессорой.сс24 а. М. Иерувалнмсмй- 813.24 а. М. Иерувалнмсмй- 813.369369Рис. 284. Вилка смешанной конструкции.Рис. 284. Вилка смешанной конструкции.дает понятие о промежуточногодает понятие о промежуточногоНаконец, рис. 284 конструкции вилкиНаконец, рис. 284 конструкции вилкиовые рессоры, что не ь меняет основного принципа ковые фермы вилки шарнирно соединены с головкой, Жвижно закреплена рессора, ограничивающая размах ^качаний вилки^и воспринимающая нагибающие уси-овые рессоры, что не ь меняет основного принципа ковые фермы вилки шарнирно соединены с головкой, Жвижно закреплена рессора, ограничивающая размах ^качаний вилки^и воспринимающая нагибающие уси-ценная на ее верхнем конце,ценная на ее верхнем конце,типа, объединяющего одновременно оба вида движений — параллельного и перпендикулярного к оси рулевой головки. Верхние серьги параллелограмной вилки заменены здесь стержнем, шарнирно соединенным с головкой. Таким образом ферма имеет возможность перемещаться прямолинейно, вдоль оси головки. Вместе с тем она может качаться на нижнем шарнире, причем втулка, укре- скользит по стержню, сжимая ту или

от ударов о неровности дороги.

от ударов о неровности дороги.

лия

лия

листовой рессорой.

листовой рессорой.

с

с

24 а. М. Иерувалнмсмй- 813.

24 а. М. Иерувалнмсмй- 813.

369

369

Рис. 284. Вилка смешанной конструкции.

Рис. 284. Вилка смешанной конструкции.

дает понятие о промежуточного

дает понятие о промежуточного

Наконец, рис. 284 конструкции вилки

Наконец, рис. 284 конструкции вилки

овые рессоры, что не ь меняет основного принципа ковые фермы вилки шарнирно соединены с головкой, Жвижно закреплена рессора, ограничивающая размах ^качаний вилки^и воспринимающая нагибающие уси-

овые рессоры, что не ь меняет основного принципа ковые фермы вилки шарнирно соединены с головкой, Жвижно закреплена рессора, ограничивающая размах ^качаний вилки^и воспринимающая нагибающие уси-

ценная на ее верхнем конце,

ценная на ее верхнем конце,

Другую из надетых на нем пружин. От параллелограмной вилки здесь заимствована наименее удачная ее деталь—тяжелая неподрессоренная ферма; г маятниковой вилки — качательное движение оси колеса, затрудняющее правление; от такого соединения одних отрицательных качеств, разумеется, нельзя ожидать хороших результатов, что и подтвердилось на рактике: вилки этого типа недолго удержались в производстве.

Кинематика передней вилки

Кинематика передней вилки оказывает непосредственное влияние на устойчивость мотоцикла и его способность „держать дорогу “. Поэтому при проектировании вилки необходимо исследовать, каким образом и в каких пределах изменяются вылет колеса, база мотоцикла и угол наклона оси вращения вилки при сжатии и распрямлении пружин. Это исследование выполняется графически, путем вычерчивания кинематических схем, подобных рис. 285—287. Схемы должны быть построены с возможной точностью, в масштабе около 1:5.

При прогибе пружин вилки, вызываемом изменениями нагрузки во время движения, вся рама повертывается в вертикальной плоскости вокруг оси заднего колеса на некоторый угол, вследствие чего ось рулевой головки изменяет свой наклон к горизонту.

Рис. 285.

При построении кинематической схемы проще, однако, считать рулевую головку рамы и ось вращения вилки неподвижными, а горизонтальную линию дороги изображать в наклонных положениях, проводя ее как касательную к окружностям обоих колес при различных положениях, которые занимает переднее колесо при прогибе пружин в обе стороны от нейтрального положения.

На рис. 285 показана построенная таким образом кинематическая схема для параллелограмной вилки при трех положениях переднего колеса: при статической нагрузке (центр в точке О), при максимальном сжатии пружин (центр OJ и при максимальном распрямлении пружин (центр О,). Для определения вылета из центров О, Oi и О2 опущены перпендикуляры на соответствующие линии дороги. Отрезки с, сх и с» дают представление об изменении вылета, отрезки Z, Zt hZ2— показывают изменение базы и углы a, at и «2—изменение наклона вилки.

Как видно из схемы, вылет колеса у рассматриваемой вилки изменяется в довольно широких пределах, изменения же базы очень незначительны.

р На рис. 286 аналогичные построения выполнены для телескопической ; вилки. Здесь, наоборот, заметно изменяется база, вылет же сохраняет ■ почти постоянную величину.

Построение подобной схемы для маятниковых вилок обнаруживает очень большие изменения вылета, который при прогибе пружин принимает даже отрицательные значения, что и является главной причиной неудовлетворительности этих вилок на высоких скоростях движения.

Небольшое уменьшение базы при сжатии пружин не вызывает никаких неудобств и может скорее рассматриваться как благоприятный фактор, так как при встрече с препятствием колесо подается назад и, следовательно, удар несколько ослабляется.

Схемы на рис. 285 и 286 построены в предположении жесткой подвески заднего конца рамы. В случае подрессоренной рамы центр заднего колеса ^также изменяет свое положение относительно дороги, что с своей стороны

Рис. 286.Рис. 286.

Рис. 286.

Рис. 286.

юказаны только 1енения вылета >ис. 285.Если нанестиюказаны только 1енения вылета >ис. 285.Если нанестиоказывает влияние на величину вылета и изменение угла а. На рис. 287 ^лг™,^^ ^».,« для 9ТОГО случая, причем переднее и заднее колеса в двух крайних положениях. Как видно из схемы, из- в данном примере более значительны, чем на схеме изменения вылета и базы, определенные вышеописанным способом, через каждые 10 мм отклонения переднего колеса вверх или вниз от нейтрального положения, то получится диаграмма, представленная На рис. 288. Ее можно назвать характеристикой вилки.

юказаны только 1енения вылета >ис. 285.

Если нанести

юказаны только 1енения вылета >ис. 285.

Если нанести

Воспроизведенная на рис. 288 диаграмма построена для одной парал- лелограмной и одной телескопической вилки. Как показывают сплошные [Кривые, относящиеся к параллелограмной вилке, вылет колеса изменяется при прогибе пружин следующим образом: при сжатии пружин на 50 мм, вылет уменьшается на 20 мм, т. е. на 4О°/о; при уменьшении нагрузки, ^. е. при распрямлении пружин на 50 мм, вылет увеличивается на 30 мм, |Т. е. на 60°/0. Между тем изменение базы при тех же прогибах пру-

жин совершенно незначительно, и ее можно считать постоянной. Лишь при более сильных прогибах база несколько изменяется, но лишь в сторону уменьшения, что, как было отмечено, не вызывает неудобств.жин совершенно незначительно, и ее можно считать постоянной. Лишь при более сильных прогибах база несколько изменяется, но лишь в сторону уменьшения, что, как было отмечено, не вызывает неудобств.Рис. 287.Рис. 287./ с.

жин совершенно незначительно, и ее можно считать постоянной. Лишь при более сильных прогибах база несколько изменяется, но лишь в сторону уменьшения, что, как было отмечено, не вызывает неудобств.

жин совершенно незначительно, и ее можно считать постоянной. Лишь при более сильных прогибах база несколько изменяется, но лишь в сторону уменьшения, что, как было отмечено, не вызывает неудобств.

Рис. 287.

Рис. 287.

Рис. 288. Характеристика передней вилки.Рис. 288. Характеристика передней вилки.Совершенно иные свойства обнаруживает характеристика телескопи ческой вилки (штрих-пунктирные кривые): вылет ее изменяется не больше чем на Ю°/0) между тем изменения базы в обе стороны довольно зна-

Рис. 288. Характеристика передней вилки.

Рис. 288. Характеристика передней вилки.

чительны. Тем не менее телескопические вилки дают очень хорошую устойчивость, из чего следует заключить, что наиболее существенным фактором, от которого зависит устойчивость управления, является именно сохранение вылета. Так как стабилизация переднего колеса зависит не

372

. только от величины вылета, но и от нагрузки на колесо, т. е. от произведения этих двух величин, то для сохранения одного и того же ста- 'билизирующего момента надо, чтобы при возрастании нагрузки, т. е. при сжатии пружин, вылет уменьшался, и обратно. Это требование соблюдено в обеих вилках, кинематика которых представлена на рис. 288.

Необходимо заметить, что в распоряжении конструктора имеются средства регулировать вышеуказанные изменения базы и вылета, т. е. видоизменять характеристику вилки. Некоторые из них пояснены схемами на рис. 289. Установка сережек параллелограмной вилки с достаточным наклоном вниз (/)влечет за собой при прогибе пружин перемещение фермы из положения Ьс в положение Ь' с’, т. е. удаление ее от оси рулевой головки влево; этим в известной мере компенсируется сокращение базы вследствие перемещения нижнего конца фермы вправо. Тот же резуль-

другу, т. е.длине сере-другу, т. е.длине сере-тат достигается при установке сережек непараллельно друг три замене параллелограма трапецией (2) или при разной

другу, т. е.длине сере-

другу, т. е.длине сере-

с'с'clcl//3344гРис. 289.гРис. 289.жек (3). В обоих случаях ферма перемещается уже непараллельно головке и изменяет наклон; нижний конец ее отходит влево, компенсируя этим сокращение базы.

с'

с'

cl

cl

/

/

3

3

4

4

г

Рис. 289.

г

Рис. 289.

В конструкции, показанной 'выше на рис. 282, перемещение скользящих стоек вилки также происходит непараллельно оси головки. Построив кинематическую схему этой вилки, легко убедиться в том, что при отсутствии относительного наклона 4е 30' осей вылет мог бы приобретать здесь отрицательные значения.

колеса вокруг нижнегоколеса вокруг нижнегоВ вилках с вращательным перемещением оси

колеса вокруг нижнего

колеса вокруг нижнего

шарнира можно тоже регулировать колебания базы и вылета, изменяя наклон серег относительно горизонтальной линии.

поворотавращением переднейголовка вилки снаб-поворотавращением переднейголовка вилки снаб-Рулевое управление и кинематика

поворота

вращением передней

головка вилки снаб-

поворота

вращением передней

головка вилки снаб-

Управление движением машины осуществляется ‘Вилки вокруг оси рулевой головки. С этой целью

йкается рулем велосипедного типа, т. е. поперечиной из стальной трубы, Диаметром около 25’л^и и длиной 800—8 50 мм. Разумеется, руль должен быть надежно соединен с головкой вилки. Прежний способ, заимствованный от велосипеда и состоявший в том, что шкворень руля вставлялся внутрь головки вилки и удерживался трением, в настоящее время оставлен. Понятие о современном способе крепления руля дает рис. 290, из которого видно, что руль соединяется с вилкой двумя хомутами /, охватывающими верхнюю поперечную траверсу головки. Таким образом, Даже при ослаблении зажима 2, охватывающего головку, рулевое управление продолжает действовать.

Тот же способ мы видим на рис. 291. Здесь, однако, имеется одна подробность, достойная внимания: хомуты, поддерживающие руль, снаб-

373

жены чашками с резиновыми вкладышами, сквозь которые и пропущена рулевая труба; таким путем смягчаются вибрации, воспринимаемые ру. ками водителя и являющиеся одним из главных факторов утомления.

Чтобы дать представление о других возможных вариантах рулевого управления мотоцикла, на рис. 292 воспроизведена конструкция известного английского завода ОЕС, достаточно хорошо зарекомендовавшая себя на практике. В данном случае передняя вилка, в обычном понимании этого термина, отсутствует, и поворот переднего колеса осуществляется с помощью шарнирной трапеции, непосредственно связанной

Рис. 290. Крепление руля.

с рамой. Схема поворота трапеции показана (в плане) на рис. 293. Вследствие отсутствия неподрессоренных масс, кроме самого колеса, и общей жесткости конструкции управление отличается превосходной устойчивостью, но поворотливость машины несколько ограничена.

Рассмотрим явления, возникающие при повороте руля и передней вилки на некоторый угол. Для этого обратимся прежде всего к рис. 294,

Рис. 291. Эластичное крепление руля.

на котором колеса мотоцикла изображены в двух проекциях — на вертикальную и на горизонтальную плоскости. При нейтральном положении переднего колеса вертикальная проекция его будет кругом, а горизонтальная— прямой, параллельной оси проекций х—х. Центр колеса и точка касания его с землей К лежат в этом положении на одной вертикали, так что общая горизонтальная проекция их будет О . В этом положении расстояние между осями колес равно расстоянию между точками касания колес и дороги, т. е. базе мотоцикла I.

При повертывании руля вращение передней вилки происходит, как мы видели на примерах выполненных конструкций, вокруг наклонной оси, не проходящей через центр колеса, которую будем считать неподвижной. Опустим из центра колеса перпендикуляр на эту ось (проекции его О'А* и О А) и повернем руль, а с ним и колесо, на некоторый угол.

Рулевое управление ОЕС.Рулевое управление ОЕС.Рис. 292.Рис. 292.Плоскость колеса тогда не останется более вертикальной, а займет наклонное положение, причем обе проекции колеса приобретут форму эллипсов. Центр колеса опишет в пространстве дугу радиусом О'А' в плоскостиПлоскость колеса тогда не останется более вертикальной, а займет наклонное положение, причем обе проекции колеса приобретут форму эллипсов. Центр колеса опишет в пространстве дугу радиусом О'А' в плоскостиперпендикулярной к оси вращения. Вследствие этого вертикальная проекция центра переместится по прямой О'А' в точку О'^ а горизонталь- Ь ная будет в точке пересечения осей эллипса Ог Точка касания колеса и дороги тоже изменит свое положение: горизонтальная проекция ее Ki будет лежать на конце малой оси эллипса < (проходящей через Ог и перпендикулярной к большой оси), а вертикальная — в точке Кх. Расстояние между точками касания колес бу-

Рулевое управление ОЕС.

Рулевое управление ОЕС.

Рис. 292.

Рис. 292.

Плоскость колеса тогда не останется более вертикальной, а займет наклонное положение, причем обе проекции колеса приобретут форму эллипсов. Центр колеса опишет в пространстве дугу радиусом О'А' в плоскости

Плоскость колеса тогда не останется более вертикальной, а займет наклонное положение, причем обе проекции колеса приобретут форму эллипсов. Центр колеса опишет в пространстве дугу радиусом О'А' в плоскости

лет теперь L, а между цен- Рис 293- Схема РУлевой трапеции ОЕС.

трами их /п причем ни то,

ни другое не равно уже первоначальной базе мотоцикла L

Повернем далее руль и переднее колесо на полные 90° (рис. *295).

Тогда плоскость колеса образует с дорогой угол а, равный наклону оси вращения, и вертикальная проекция колеса обратится в прямую; горизон-

тальная проекция его будет иметь форму эллипса, большая ось которого перпендикулярна к оси проекций, а малая — параллельна. Горизонтальная

Рис. 294. Проекции колеса при повороте руля.

•Рис. 295. Проекции колеса при повороте руля на 90е.

проекция центра колеса Ох находится в точке пересечения осей, причем расстояние ОХА изобразится в натуральную величину (т. е. равно расстоянию центра колеса от оси вращения). Точка касания К- будет по- 376

прежнему на конце малой оси эллипса, и база мотоцикла достигнет максимального значения £тах.

Определить изменения L и I для любого поворота руля проще всего можно графически, методами начертательной геометрии, как показано уа рис. 296. Здесь О — О' центр колеса при нейтральном положении, В'А'—ВА ось вращения руля; O'Ar = h перпендикуляр, опущенный из центра колеса на ось вращения; горизонтальная проекция iero О А = h • sin а; В'К' = ВО = с — вылет колеса; I — расстояние ме- дкду осями колес.

Рис. 296. К определению изменения базы при повороте руля и траектории точки касания колеса и дороги.

При вращении руля центр колеса описывает в пространстве окруж- Вность, горизонтальная проекция которой изобразится эллипсом с центром точке А; большая полуось его равна h, малая Л • sin а, что дает все |необходимые указания для его построения. При повороте руля на 90° i вертикальная проекция центра колеса перемещается в А', горизонтальная— в Of, вертикальная проекция точки касания в В' и горизонталь- кная— в Kv Так как точка касания лежит в самой горизонтальной плоскости проекций, то она совпадает со своей проекцией Кц поэтому рас- i стояние £тах будет базой мотоцикла в данном положении колеса. Из чертежа видно, что £шах является гипотенузой треугольника, один катет которого равен Ли другой 1-^-с.

Следовательно:

Lm„ = V№-VVA-=Y-(I)

Точно так же расстояние между осями колес 1Х есть гипотенуза треугольника, катеты которого А и (/ — h sin а), т. е.

1Х = /А2 + (/ —А • sin а)2.

Чтобы построить положение центра колеса и точки касания для какого-либо промежуточного угла поворота руля р, опишем окружность из точки А' радиусом А, построим центральный угол р, спроектируем конец радиуса на диаметр, в точку О" и затем по вертикали вниз, до пересечения с эллипсом. Точка О2 будет искомой проекцией центра колеса, а угол рд— горизонтальной проекцией угла поворота р. Радиус О^А дает направление большой оси эллипса, которым изображается горизонтальная проекция колеса в рассматриваемом положении. Как мы видели выше, точка касания колеса лежит на малой оси эллипса, которая перпендикулярна к большой оси. Проведем поэтому через О., прямую OjK, | АО.,; искомая точка К2 должна лежать на этой прямой.

Чтобы установить ее положение, обратимся к фиг. 2 того же чертежа. Из нее следует, что интересующее нас расстояние у от проекции центра колеса до точки касания, при любом повороте колеса, является катетом треугольника, в котором гипотенуза есть радиус колеса R, а другой катет равен высоте центра над горизонтальной плоскостью. Эта высота непосредственно видна на вертикальной проекции (фиг. 1):она равна расстоянию вертикальной проекции центра колеса О" до оси проекций и обозначена буквой а. Следовательно, мы имеем все данные для построения треугольника. Построение его выполнено на фиг. 1 и дает искомую величину ОК = ^. Остается отложить длину у по касательной ОгКг, чтобы получить положение точки касания К^. Продолжая это построение для других углов поворота руля, можно наметить еще несколько точек и провести по ним кривую А^А^О, которая и является траекторией точки касания. Соединив А*2 с центром заднего колеса, найдем базу А2, соответствующую углу поворота руля р. Величина £тах при полном повороте руля на 90° заметно превышает /, т. е. базу при нейтральном положении колес. Например, при /=150 см» А = 10 см и с = 5 см имеем по формуле (1);

Атах = V102+ 1552= 155,5 см.

Таким образом, удлинение базы составляет:

Атах — / = 155,5 —150 = 5,5 см.

Но поворот руля на 90° никогда не может понадобиться на практике и во время движения машины неосуществим. Обычно величина угла поворота руля р не превышает нескольких градусов и только при очень малой скорости может достигать 30 — 35°, что будет выяснено немного дальше (§ 81). При таких условиях удлинение базы выражается величинами порядка 3—4 мм, т. е. не имеет никакого практического значения.

Во всех предыдущих рассуждениях мы предполагали ось вращения руля и лежащие на ней точки Д' и В' неподвижными. Очевидно, это возможно только при условии, чтоД'В' = г—радиусу колеса.

378

При этом условии легко установить из треугольника А'В'Е следующее соотношение между величинами г, а, с и й:

COS а

1 Если три из указанных величин считать заданными, то по уравнению (2) определяется значение четвертой.

Пусть, например, г=340 лгл, вылет с =50 мм и а = 65°.

b Тогда необходимая величина h по формуле (2) будет:

hhcos а—с slnacos а—с slna340 • 0,423 — 50 0,906340 • 0,423 — 50 0,906•^104 мм.•^104 мм.

h

h

cos а—с slna

cos а—с slna

340 • 0,423 — 50 0,906

340 • 0,423 — 50 0,906

•^104 мм.

•^104 мм.

Если величина А'В^г, что при указанном соотношении получается на практике само собой ввиду смятия покрышки, то при повороте колеса точка А' не остается неподвижной, а приподнимается вместе со всем передком машины кверху. Это обстоятельство благоприятствует стабилизации колеса, так как сама нагрузка на переднее колесо стремится вернуть его в нейтральную плоскость. При А'В!>г происходит обратное явление, из чего следует, что допускать такое соотношение не следует.

Небесполезно обратить внимание на последовательность перемещения точки касания колеса с дорогой по кривой ОКгКг Как видим из чертежа, при повороте колеса влево точка касания отходит сначала вправо от нейтральной плоскости и лишь при значительной величине угла 0 переходит также на левую сторону. Так как реакция дороги действует на колесо в точке касания, то очевидно она будет стремиться в пределах угла ^ вернуть колесо в нейтральное положение, и лишь за этими пределами стабилизирующее влияние ее исчезает. Такое явление имеет место только при наличии положительного вылета колеса. При отсутствии вылета или при отрицательном вылете точка касания сразу уходит в сторону поворота, и реакция дороги оказывает противоположное действие, т. е. стремится отклонить колесо еще дальше в сторону поворота, и управление становится неустойчивым.

Условия равновесия мотоцикла на повороте

Итак, мы приходим к выводу, что ни база мотоцикла, ни вылет переднего колеса не являются величинами постоянными; напротив, во время движения машины они изменяются как от прогиба рессор вилки, так и при всяком повороте руля.

В § 79 мы уже отметили влияние этих изменений на устойчивость машины при движении по прямой. Посмотрим теперь, как они отражаются на равновесии мотоцикла при повороте.

При движении мотоцикла по закруглению возникает, как известно, центробежная сила, направленная радиально, от центра поворота. Она стремится опрокинуть мотоцикл.

Так как мотоцикл является одноколейным транспортным устройством, то для сохранения равновесия необходимо наклонить машину так, чтобы равнодействующая силы веса и центробежной силы пересекала 379

прямую, соединяющую точки касания колес и дороги, согласно рис. 297.

Угол наклона машины ср определяется выражением

tg? = -^-'

где F—центробежная сила и G— вес мотоцикла с водителем.

При скорости движения -и .«/сек. центробежная сила

с G-^

g-r *

где г—радиус закругленмя ж метрах и g = 9,81 лг/сек2.— ускорение силы тяжести.

Следовательно,

Рис. 297. Наклон мотоцикла на повороте.Рис. 297. Наклон мотоцикла на повороте.tg<P==~tg<P==~

Рис. 297. Наклон мотоцикла на повороте.

Рис. 297. Наклон мотоцикла на повороте.

tg<P==~

tg<P==~

Предельное значение угла о, при котором начинается боковое скольжение колеса, определяется равенством

tgv= £, где [1 — коэфициент сцепления шины с дорогой.

Надо заметить, что в случае бокового скольжения колес этот коэфициент сцепления несколько меньше, чем при передаче тягового усилия (см. § 18). Экспериментальным путем было установлено, что при скольжении колес вбок получается уменьшение р- примерно на 20—25°/0.

Объединяя предыдущие два равенства, получаем следующую зависимость между г и -у:

(3)(3)1У2 ц *

(3)

(3)

Отсюда минимальный радиус поворота при данной скорости: г . шп р • ^

,т. е. не зависит ни от веса машины, ни от положения центра тяжести, а только от скорости и от состояния дороги.

Максимальная же скорость, возможная на вираже данного радиуса:

^тах = ^ • Г -^ .(5)

Например, при движении со скоростью -у = 40 км]час = 11,2 >и/сек. и и = 0,4, минимальный радиус поворота'будет согласно уравнению (4): Iг - И'22 -32 и

min“ 0,4 .9,8— й Л11

Ё При всяком меньшем радиусе, т. е. при более крутом повороте, колесо начнет скользить вбок.

Установим теперь зависимость между радиусом поворота г и базой мотоцикла. Согласно рис. 298 при отклонении переднего колеса на угол р от нейтральной плоскости машины оно катится по дуге, радиус которой г является продолжением его оси, а центр О лежит на продолжении оси заднего колеса.

Из треугольника ДОВ находим:

/Г sin

Это уравнение показывает, что с увеличением базы увеличивается и радиус поворота, который можно взять при одном и том же отклонении переднего колеса от средней плоскости, т. е. при постоянной величине угла ^. Другими словами, мотоциклы с длинней базой менее поворотливы, чем короткие машины. Отсюда нетрудно сделать заключение и о том влиянии, которое должно оказывать изменение базы при движении на вираже. При входе на вираж руль и переднее колесо должны быть повернуты на определенный угол р. Как мы видели в предыдущем параграфе, это вызывает некоторое удлинение базы, которое, однако, сохраняется постоянным до тех пор, пока не изменится угол р, следовательно, не может иметь влияния на устойчивость машины: оно только ограничивает минимальный радиус поворота.

Совершенно иные последствия влечет за собой изменение базы на самом вираже, которое может произойти вследствие прогиба рессор при встрече колеса с какой-либо неровностью (§ 79). Допустим, например, что мотоцикл движется по закруглению радиуса г с предельной возможной скоростью, следовательно, г является минимальным. Если в этот момент произойдет внезапное увеличение базы, то согласно уравнению (6) поворот радиуса г станет невозможным, и колеса начнут скользить вбок.

Уменьшение базы при тех же обстоятельствах, очевидно, не будет иметь таких последствий, так как означает лишь, что радиус г перестает быть предельным, т. е. сцепление колес с дорогой становится более надежным.

Все изложенное относится к мотоциклам-одиночкам. При наличии прицепной коляски условия равновесия на повороте существенно изменяются, так как наклон машины (при обычном типе крепления коляски) становится уже невозможным. Центробежная сила, возникающая на ви-

раже и приложенная в общем центре тяжести всей движущейся системы, может вызвать или опрокидывание экипажа, или скольжение колес.

Какое из этих двух явлений наступает раньше,—зависит от положения центра тяжести и ширины колеи коляски.

Так как вес самого мотоцикла значительно превышает вес прицепки, то общий центр тяжести располагается всегда ближе к мотоциклу, чем к колесу прицепки. Если Gx—вес мотоцикла с водителем и G2—вес коляски с пассажиром, то согласно обозначениям на рис. 299:

с G2

~d=Gx*

Так как G2<GP то и c<d.

поворота в от-поворота в от-Это создает неравные условия для правого и левого ношении опрокидывания.

поворота в от-

поворота в от-

Действительно, при повороте в сторону коляски центробежная сила F, создает опрокидывающий момент:

Мй = Р.к,(7)

где h— высота центра тяжести.

Стабилизирующий момент при этом будет:

/Ис = О.с,(8)

где G — полный вес всей системы.

Условие равновесия:

АГО<МС.

При повороте в сторону, противоположную коляске, опрокидывающий момент, при прочих равных условиях, останется тот же, так как центробежная сила только изменит свое направление.

Стабилизирующий же момент будет:

Мс* = G • d.(9)

Так как c<_d, то и М^М^ т. е. в первом случае опрокидывание произойдет при меньшей скорости F, что равносильно меньшей скорости движения или менее крутому повороту.

Что касается бокового скольжения колес, то в обоих случаях оно наступает при одном и том же значении центробежной силы:

F = y..G. (Ю)

Из сопоставления равенств (7), (8), (9) и (10) легко установить в каждом конкретном случае, будет ли иметь место при повороте опрокидывание, скольжение или эти явления будут отсутствовать.

Пример. Вес мотоцикла с водителем Gj = 230 кг; вес коляски с пассажиром G3=130 кг; общий вес G = 360 кг, ширина колеи b = 1,10 м, причем с = 0,29 м и </ = 0,81 м; высота центра тяжести А = 0,6 м. Определим условия равновесия при движении на вираже радиуса г =30 м, со скоростью 45 км^-< т. е. v = 12,5 ж/сек. (и = 0,4).

Центробежная сила при этих условиях определяется уравнением

F _ G -^ _ 360 • 12,52

g ■ г 9,81 . 30 - 190 кг'

При повороте в сторону противоположную коляске эта сила создает опрокидывающий момент:

M = F-h = 190-0,6 = 114 кг-м.

Стабилизирующий момент при этом, согласно уравнению (9):

Мс' = G • d. = 360 • 0,81 = 290 кг-м.

Так как Л4с’>Л1о. то опрокидывание не будет иметь места.

При повороте в сторону коляски положение меняется.

Стабилизирующий момент будет при этом по уравнению (8):

Мс = G-c = 360-0,29 = 105 кг-м, опрокидывающий же попрежнему 114 кг-м.

Так как Мс<Мп, то машина должна опрокинуться, и, следовательно, поворот при данной скорости невозможен.

Что касается бокового скольжения колес, то оно в обоих случаях начнется при значении центробежной силы, определяемом уравнением (10):

F = ^-0 = 0,4-360 = 144 кг.

Такой величины сила F достигает, согласно уравнению (5), при скорости движения:

v = Ур -r-g = V0,4-30-9,81 = 10,9 л/сек. или 39 км)*., т. е. в обоих случаях скольжение наступит раньше опрокидывания.

Амортизаторы и демпферы

При встрече колеса с препятствием пружины передней вилки сжимаются, вследствие чего сила их возрастает прямо пропорционально величине прогиба. Когда препятствие миновало, эта сила отбрасывает колесо и подвижную часть вилки вниз, в первоначальное положение. Получается вторичный сильный удар колеса о дорогу, который вновь вызывает его подскакивание и т. д.

Таким образом возникает ряд колебаний, которые затухают крайне медленно, так как трение в частях вилки незначительно. При езде по неровной дороге толчки, вызывающие колебания, следуют один за другим с различной частотой, причем вновь возникающие колебания могут складываться с остаточными. При совпадении их по направлению получается явление резонанса, при котором амплитуда колебаний сильно возрастает, что может служить причиной поломки пружин и очень затрудняет сохранение равновесия. Пластинчатые рессоры в этом отношении обладают некоторым преимуществом перед спиральными пружинами, так как трение между листами способствует затуханию колебаний. С целью возможно быстрого погашения возникающих колебаний все современные вилки снабжаются амортизаторами, представляющими собой по сути дела добавочное сопротивление, поглощающее энергию пружин и превращающее ее в теплоту.

На мотоциклах применяются главным образом фрикционные амортизаторы, состоящие из нескольких прижатых друг к другу дисков, из которых одни связаны с подрессоренной частью вилки, другйе — с непод- рессоренной. Трение между дисками и является тем добавочным сопротивлением, которое погашает колебания. В параллелограмных вилках амортизаторы устанавливаются обычно в шарнирах соединительных серег

фермы, причем могут быть использованы как нижние, так и верхние шарниры. Примеры первого способа расположения даны выше на рис. 280, второго — на рис. 281. В качестве одного из дисков трения весьма часто используются сами соединительные серьги, один или оба конца которых выполняются с расширением в виде диска.

Для вилок, не имеющих соединительных серег, амортизаторы делают из двух рычагов, соединенных шарниром, в который и включаются диски трения. Понятие об установке такого амортизатора дает рис. 292.

Рис. 300. Схема гидравлического Рис. 301: а —гидравлический амортизатор амортизатора М-72.B.S.A; б —вилка с пневматическим аморти

затором.

Диаметр фрикционных дисков берут от 50 до 80 мм. Для увеличения трения между металлическими дисками помещают прокладку из фибры или феродо.^Давление на диски производится звездообразной пружиной или простой шайбой, затягиваемой гайкой. Последняя обычно снабжается барашком или маховичком для регулирования давления от руки, без помощи ключа,

384

Несколько иной тип амортизатора, хотя И основанный на том жё принципе, показан на рис. 280, слева. Амортизатором служит здесь трубчатый телескопический кожух, в котором заключена пружина вилки. Регулировка трения производится стягиванием хомутика 1.

Фрикционные амортизаторы, как наиболее простые, чаще всего и применяются на мотоциклах.

Находят применение также гидравлические амортизаторы. На рис. 300 дана схема гидравлического амортизатора, применяемого на мотоциклах М-72 с телескопической передней вилкой (см. также рис. 282).

В донышке наконечника 2, скользящего по основной трубе вилки 7, укреплена трубка 6, являющаяся цилиндром гидравлического амортизатора. Поршень 7 посредством пружинного замка жестко связан с трубкой 6. Таким образом при движении колеса вверх перемещаются вместе с ним наконечник 2, трубка 6 и поршень 7. При этом поршень скользит по длинному штоку, неподвижно укрепленному внутри основной трубы 7. На конце штока помещается обратный клапан 8, открывающийся вверх. Внутренняя полость трубки 6 и наконечника 2 заполнены жидким маслом (в количестве около 100 см). При подъеме трубки и поршня кверху масло давит на клапан 8, открывает его и переходит из полости а в полость Ь.

При обратном движении поршень выдавливает масло из полости b обратно в полость а, причем клапан закрывается напором масла, и протекание последнего происходит через суженные отверстия, т. е. с большим сопротивлением, которое тормозит обратное действие пружины. Следовательно, мы имеем в данном случае амортизатор преимущественно одностороннего действия.

Значительно проще устроен -гидравлический амортизатор, показанный на фиг. 301,а и применяемый в телескопических вилках несколькими английскими заводами.

К скользящему наконечнику 7 припаяна медью головка 7, на которую навинчена гильза 8, являющаяся опорой для пружины и гнездом для сальника 9.

Нижний и верхний подшипники 3 и 4— стальные. Первый напрес- -сован на нижний конец основной трубы и наплавлен баббитом по наружной поверхности. Он закреплен гайкой 5, Подшипник 4 фиксирован на верхнем конце наконечника вилки стопорным кольцом 6 и наплавлен баббитом по внутренней поверхности, скользящей по основной ;трубе.

/ Полость а и кольцевое пространство Ь между наконечником вилки И основной трубой заполнены маслом и сообщаются между собой двумя отверстиями, просверленными в стенках основной трубы.

При движении наконечника вверх объем полости а уменьшается, и масло из нее выталкивается внутрь основной трубы через большое отверстие в гайке 5. Одновременно объем кольцевого пространства b увеличивается, вследствие чего масло поступает в него через отверстия в стенках трубы 2, под давлением атмосферного воздуха. При обратном движении наконечника вилки объем пространства b уменьшается, и масло выдавливается из него верхним подшипником 4 через те же 'отверстия. Протекание масла в обоих направлениях происходит с некоторым сопротивлением, которое остается постоянным при небольших

25 А. М. Иеруоалв меняй. 913. 385

перемещениях наконечника вилки. При сильном ударе колеса, вызывающем большое сжатие пружин, конический насадок 10, имеющийся на донышке наконечника, входит в отверстие гайки 5, уменьшая его сечение, создает дополнительное сопротивление протеканию масла. Это сопротивление прогрессивно возрастает, так как сначала в отверстие входит шестигранная головка насадка 10, затем его коническая часть и, наконец, цилиндрическое основание. В последнем положении для прохода масла сохраняется лишь небольшой завор (около 0,4 мм^, и оставшееся в полости а масло образует гидравлический буфер. Обратное движение наконечника вилки происходит в первый момент с большим сопротивлением, которое постепенно уменьшается и затем делается постоянным, когда насадок 10 выйдет из отверстия гайки 5.

Насадки 10 могут быть сменными и подбираются в соответствии с преобладающими дорожными условиями.

Телескопическая вилка очень простой конструкции с пневматической амортизацией, в сочетании с пружинами, представлена на рис. 301,6. Подвижные трубы В, скользящие в основных трубах А, снабжены поршнем С, зажатым между двумя пружинами. При движении поршня вверх он производит сжатие воздуха в камере, находящейся над поршнем, усиливая амортизирующее действие верхней пружины, причем это усиление будет тем больше, чем больше нагрузка на вилку. Для выравнивания давления в левой и правой воздушных камерах они соединены каналом D. Обратное движение трубы В тормозится нижней пружиной, расположенной под поршнем. Для защиты нижней втулки от пыли последняя закрыта кожухом Е из гофрированной резины.

На рис. 302 показано устройство и схема действия амортизатора, который можно назвать гидро-пневматическим. Его применял английский завод Velocette для задней подвески. Амортизатор состоит из двух цилиндров — подвижного А, соединенного с вилкой заднего колеса, и неподвижного В, укрепленного на раме. В полость цилиндра В, через обыкновенный вентиль Шрадера D, накачивается насосом воздух до давления около 3 ат. Воздух вытесняет залитое в цилиндр масло через трубку С в нижний цилиндр А. При увеличении нагрузки цилиндр А надвигается на неподвижный цилиндр В, причем масло выдавливается через трубку С в верхнюю полость и сжимает находящийся в ней воздух. Сопротивление, с которым происходит протекание масла, регулируется коническим винтом Е. Кожух F из гофрированной резины служит для защиты от пыли. Легко видеть, что сжатый воздух выполняет в данной конструкции роль пружины, а жидкость является собственно амортизатором, т. е. гасителем колебаний.

Применение амортизаторов, помимо ускорения процесса затухания колебаний вилки, дает возможность использовать более слабые пружины при «дном и том же предельном прогибу их, что создает более мягкую и комфортабельную подвеску. Это преимущество амортизаторов лучше всего уясняется на конкретном примере.

Пусть, например, упругость пружины вилки составляет 50 кг на 1 см, и нагрузка на переднее колесо равна 100 кг. Под влиянием этой нагрузки пружина подвергается предварительному сжатию на 100:50 = 2 см.

Допустим далее, что при встрече колеса с препятствием пружина сжалась дополнительно на 5 см, что равносильно увеличению нагрузки на 250 кг.

380

Общее сжатие пружины будет равно при этом:

2 + 5 = 7 см.

Давление пружины возрастает при таком сжатии до

50-7 = 350 x2.

С такою силою будет отброшено вниз колесо по прохождении препятствия.

Предположим теперь, что вилка снабжена амортизатором, сопротивление которого равно 50 кг. Это сопротивление постоянно при любом сжатии пружин.

Допустим, как и в первый раз, что при встрече с препятствием нагрузка на вилку увеличилась на 250 кг, что вызвало сжатие пружи ы на 5 см.

Из этой добавочной нагрузки 50 кг поглощает амортизатор; следовательно, на долю пружины остается:

250—50 = 200 кг.

Рис. 302. Гидро-пневматический амортизатор.

что составляет на 1 см прогиба пружины:

200:5 = 40 кг.

Итак, при всех прежних условиях, упругость пружин может быть уменьшена с 50 кг до 40 кг на 1 см, т. е. пружины могут быть мягче без увеличе- ния амплитуды их колебания.

Определим далее предварительный прогиб пружины в статическом состоянии при наличии амортизатора. Мы предполагаем, что в этом состоянии нагрузка на переднюю вилку равна 1G0 кг.

Из них 50 кг воспринимает амортизатор, и на долю пружины остается столько же. Под нагрузкой в 50 кг пружина сожмется на

50 : 40 = 1,25 см.

*387

Следовательно, при дополнительном сжатии на 5 см полный прогиб пружины будет теперь:

1,25 + 5 = 6,25 см.

Сила пружины, проявляющаяся при ее распрямлении:

6,25-40 = 250 кг.

Из них 50 кг поглотит амортизатор. Останется свободная сила

250 — 50 = 200 кг, вместо прежних 350 кг.

Итак, при наличии амортизатора оказалось возможным в данном случае уменьшить упругость пружины на 2О°/о, а реакцию ее на 43%.

Этот примерный подсчет наглядно показывает преимущества применения амортизаторов. Из него видно также, что для того, чтобы вполне использовать эти преимущества, недостаточно добавить амортизатор

Рис. 303. Рулевой демпфер.

к существующим пружинам, но необходимо соответственно уменьшить и упругость самих пружин.

На тех же принципах основано устройство рулевого амортизатора, или демпфера. Мотоциклетное рулевое управление не обладает, в противоположность автомобильному, свойством необратимости, при котором толчки колес о неровности дороги не передаются на руль. Поэтому при большой скорости езды или на плохой дороге требуется значительное усилие, чтобы удержать рукоятки руля в надлежащем положении. Применение фрикционного амортизатора оказалось и в этом случае весьма действительным средством для достижения устойчивости управления. Демпфер тоже состоит из нескольких дисков, прижимаемых пружиной, часть которых вращается вместе с головкой вилки, а другая часть неподвижна и связана с рамой или с баком мотоцикла. Конструкция его ясна из рис. 303. В данном случае демпфер помещен на верхнем конце головки вилки. Употребительно и другое расположение — внизу, под нижним упорным подшипником. При таком расположении демпфер затя1И- вается длинным болтом, пропущенным через трубчатую головку вилки и имеющим на верхнем конце маховичок.

Проектирование передней вилки

Проектирование передней вилки начинается с определения общих ее размеров, которые выбираются конструктивно в зависимости от размеров колеса и габарита рамы. Исходные данные указаны в § 3.

Задаваясь далее углом наклона оси рулевой головки а и вылетом колеса с, определяют по уравнению (2) положение центра колеса относительно оси вращения вилки, т. е. величину перпендикуляра h (§ 79).

После этого можно вычертить кинематическую схему вилки аналогично рис. 285, имея в виду, что прогиб рессор может доходить до 6—7 см в обе стороны и внести необходимые коррективы, если окажется, что характеристика вилки не удовлетворяет требованиям, изложенным выше.

Последним этапом работы будет выбор материала, разработка узловых соединений, шарниров, пружин и прочих деталей.

При изготовлении параллелограмной вилки из труб для нее применяются стальные цельнотянутые трубы того же качества, что и для рам, и диаметром от 14 мм для легких мотоциклов до 22 мм для более тяжелых машин при толщине стенок 2—3 мм. Узловые соединения штампуются из углеродистой стали, соответствующей марке 40 по ГОСТ В-1050-41 или отливаются из ковкого чугуна. Соединение производится пайкой медью. Для вилок, штампованных из листа, применяется листовая сталь толщиной 3—3,5 aim, соответствующая по качеству маркам 20 или 25.

Пружины изготовляются из высокоуглеродистой проволоки диаметром б—9 мм; качество стали аналогично марке 65Г по ГОСТ В-1050-41; полное число витков 13—16; диаметр витков 40—60 мм. В Америке большинство пружин изготовляется из заранее термически обработанной стали, закаленной и отпущенной в свинцовой ванне.

В телескопических вилках основные трубы делаются диаметром от 30 до 40 мм при толщине стенок 4—6 мм. В некоторых английских конструкциях трубы обтачиваются на конус в обе стороны от места закрепления их в нижней траверсе головки. Например, у мотоциклов Ariel 350 см? диаметр основных труб в месте закрепления 41 мм; к концам он уменьшается до 38 мм; нижняя часть, по которой скользят наконечники, цилиндрическая, диаметром 38 мм; внутренний диаметр труб 25 мм.

Наружная поверхность основных труб обтачивается и шлифуется. Некоторые заводы вытачивают эти трубы из прутка.

Пружины телескопических вилок длиннее, чем у параллелограмных, и потому допускают более значительные деформации и могут иметь меньшую упругость, чем пружины параллелограмных вилок. Весьма часто их выполняют с переменным шагом, как на рис. 282, где нижние и верхние витки имеют меньший шаг, чем средние. Вследствие этого суммарная упругость двух пружин этой вилки при деформациях до 9 см составляет около 15 кг на 1 см и затем возрастает до 25 кг. У параллелограмных вилок мотоциклов того же класса упругость пружин равна примерно 40—50 «г на 1 см.

Необходимая упругость пружин определяется приближенно из условия, чтобы при троекратном увеличении статической нагрузки витки пружин не доводились до соприкосновения. При этом следует учесть наличие амортизатора, который может быть отрегулирован так, что

будет принимать на себя 40—60 кг нагрузки. Методы расчета пружин изложены выше в § 50.

Расчет вилки на прочность особых затруднений не представляет, если определены действующие на нее внешние силы и выяснена сама конструкция вилки, т. е. тип ее и профили материала.

Выше, на фиг. 277, показаны схемы действующих сил:

р=Р1А-рАР»

Сила Р будет иметь наибольшее значение при встрече колеса сСила Р будет иметь наибольшее значение при встрече колеса сN=Nt-N^Nv

Сила Р будет иметь наибольшее значение при встрече колеса с

Сила Р будет иметь наибольшее значение при встрече колеса с

-- - препятствием и максимальном прогибе рессор. Все ее составляющие Pv Р2 и Р3при этих условиях легко определяются графически (см. § 77 и 81). Сила N имеет максимум в случае полного затормаживания колеса.

Сила Р всегда воспринимается неподрессоренными деталями вилки

и в зависимости от конструкции вилки может вызывать в них напряжения сжатия, растяжения или продольного изгиба.

Сила N может быть воспринимаема как неподрессоренными фермами (в параллелограмных вилках), так и подрессоренными частями (например в вилках типа М-72 или ПМЗ-А-750, рис. 282, 283). Однако во всех случаях она стремится изогнуть соответствующие детали мо

ментом:

Миз= N * /, где I — длина вилки от нижней точки закрепления ее в головке до оси колеса, измеряемая нормально к N или моментом M = R«a, согласно схеме IV на ^ис. 277.

Вилку из листового материала можно рассчитывать при этом на поперечный изгиб, как консольную балку, нагруженную на конце.

Трубчатые вилки конструируются обычно в виде нормальных ферм, т. е. стержни их работают только на сжатие и растяжение. Разложив силу N (а в случае параллелограмной вилки также и Р) по направлениям трубчатых стержней, найдем эти растягивающие или сжимающие усилия.

Последние вызывают, ввиду значительной длины стержней, явления продольного изгиба. Следовательно, сжатые стержни могут быть проверены по известной формуле Эйлера:

где Р — разрушающая нагрузка.

Г Л А В A XVI

^'КОЛЕСА

Конструкция колес

Металлическая часть мотоциклетного колеса состоит из обода, спиц и втулки (ступицы).

Ступица вращается на двух шариковых или роликовых подшипниках вокруг оси, неподвижно закрепленной в проушинах передней или задней вилки (рис. 304 и 305). Ступицы обоих колес соединяются с тормозными барабанами. Это соединение может быть выполнено глухим, как на рис. 305, где барабан приклепан к фланцу ступицы, или разъемным, как

Рис. 304. Заднее колесо мотоцикла.

на рис. 304, где барабан сцепляется со ступицей несколькими гладкими штифтами или шлицами и установлен на отдельном подшипнике. В последнем случае при удалении колеса тормозной барабан остается на раме мотоцикла, что весьма упрощает демонтаж колеса (рис. 311). При цепной передаче ступица колеса соединяется с цепной зубчаткой, которая либо приклепывается к одному из фланцев ступицы, либо, как на рис. 304 выполняется за одно целое с тормозным барабаном в виде зубчатого венца на его наружной поверхности.

Ступица соединяется с ободом двумя рядами проволочных спиц установленных с некоторым наклоном к средней плоскости колеса для восприятия боковых давлений. Дисковые колеса не получили применения на мотоциклах, так как, во-первых, они тяжелей и, во-вторых, за-

трудняют управление машиной и сохранение равновесия при боковом ветре.

Обод колеса представляет собой стальной обруч, профиль которого приспособлен по форме и размерам для удержания покрышки.

Ось колеса должна быть строго перпендикулярна к продольной оси мотоцикла, поэтому для фиксации ее положения должны быть предусмотрены надежные упоры. При цепной передаче необходимо также выдержать линию задней цепи (стр. 316), что достигается установкой регулировочных шайб и распорных втулок между торцами ступицы и боковыми фермами задней вилки.

Оба колеса — переднее и заднее — а также колесо прицепной коляски часто выполняются взаимозаменяемыми, что представляет значительные удобства в эксплоатации.

После этих общих замечаний рассмотрим устройство и особенности отдельных частей колеса.

85. Обода85. ОбодаОбод вальцуется обычно в холодном состоянии из стальной ленты толщиной 1,5—2 мм, катанной также в холодном виде. Лента после прокатки подвергается отжигу. В качестве материала применяется мягкая, мало- углероаистая сталь с временным сопротивлением около 4000 кг1см?. После вальцовки и загибки обод в стыке сваривается или спаивается медью,

85. Обода

85. Обода

Рис. 305. Переднее колесо мотоцикла М-72. затем в нем просверливается отверстие для вентиля шины диаметром 10 мм и ряд отверстий для спиц по размеру их ниппелей.

Профиль и общие размеры обода определяются типом и размером монтируемых на колесо покрышек. Действовавший в свое время ОСТ 7471 (1934) предусматривал для мотоциклов два типа покрышек — прямобортные, в борта которых заделаны нерастягиваемые проволочные тросы, и клинчерные покрышки с мягкими бортами.

В настоящее время клинчерные покрышки вышли из употребления ввиду ненадежности их крепления при низком давлении воздуха в шине и возможности соскакивания покрышки при проколе.

Один из проектов нового стандарта предусматривает только прямобортные покрышки следующих пяти размеров профиля: 2,75"; 3,00";, 392

обод диаметромобод диаметромна которой по-на которой по-между наиболь-между наиболь-3,25"; 3,50"; 4,00”-. Все эти покрышки монтируются на : 19" (484^).

обод диаметром

обод диаметром

на которой по-

на которой по-

между наиболь-

между наиболь-

Диаметр обода измеряется по опорной поверхности, » мешаются борты покрышки.

Допустимая овальность обода измеряется разностью

1 шим и наименьшим его диаметрами; эта разность не должна превосхо- дить 1 мм.

Отклонения от средней плоскости (биение) измеряются у внутреннего Iкрая борта обода и не должны превышать 2 мм.

£ На прочность обод не рассчитывается.

|86. Спицы

। Спицы мотоциклетных колес изготовляются из стальной патентиро- I ванной проволоки диаметром от 2,5 мм до 4,0 мм.

Для соединения с втулкой конец спицы изгибается и снабжается утолщенной головкой, посредством которой спица зацепляется за фланец втулки (рис. 306). Другой нарезанный конец спицы пропускается ; в соответствующее отверстие обода, затем на него навинчивается так , называемый ниппель, изготовляемый из латуни или мягкой стали. Завин-

ТТн0 \—15н0 \—15/.5 ' ‘ 'Рис. 306. Спица и ниппель./.5 ' ‘ 'Рис. 306. Спица и ниппель.

Т

Т

н0

\—15

н0

\—15

/.5 ' ‘ '

Рис. 306. Спица и ниппель.

/.5 ' ‘ '

Рис. 306. Спица и ниппель.

1 чиванием ниппеля спица может быть натянута в желаемой степени. Для ; того чтобы подтягивание спиц можно было производить, не снимая шины, !на боковой поверхности ниппеля запилены плоскости для ключа.

Спицам придают такое расположение, чтобы при всех условиях они работали на растяжение, а не на изгиб. Для этого спицы располагаются не радиально, а приблизительно по направлению касательных к окружности центров отверстий во фланце ступицы, наперекрест друг другу. 1 Результат, достигаемый таким тангентным расположением спиц, иллюстри- , руется на рис. 307 и 308. Из этих схем видно, что вес воспринимается /по крайней мере четырьмя спицами (по две с каждой стороны втулки), . выделенными более толстыми линиями.

В меньшей степени нагружены также другие спицы верхней части колеса. Передача крутящего момента производится всеми спицами, имеющими наклон в одну сторону относительно втулки. При торможении будут работать спицы, имеющие противоположный наклон, причем во всех случаях они подвергаются только растягивающим усилиям.

Наиболее выгодные условия нагрузки спиц получаются при расположении их точно по направлению касательных к центровой окружности отверстий. Однако такое расположение неудобно по конструктивным причинам, так как при обычных размерах фланца втулки и большом числе спиц стержень одной спицы перекрывал бы головку соседней. Это затрудняло бы смену лопнувших спиц. Поэтому на практике приходится отступать от наивыгоднейшего направления и несколько отклонять спицы от касательных. Наиболее употребительное число спиц 36 или 40. Впрочем, на мотоциклах, предназначенных для работы с прицепками, его нередко увеличивают до 48 и даже 54.

Рис. 307. Нагрузка на спице " от веса, приходящегося на ось колеса.Рис. 307. Нагрузка на спице " от веса, приходящегося на ось колеса.Рис. 308. Передача спицами крутящего момента.Рис. 308. Передача спицами крутящего момента.

Рис. 307. Нагрузка на спице " от веса, приходящегося на ось колеса.

Рис. 307. Нагрузка на спице " от веса, приходящегося на ось колеса.

Рис. 308. Передача спицами крутящего момента.

Рис. 308. Передача спицами крутящего момента.

Так как проволока, идущая на изготовление спиц, обладает временным сопротивлением 10000—12000 кг/см1, то рассчитывать спицы на разрыв не имеет смысла: запас прочности при самых неблагоприятных допущениях всегда будет более чем достаточный. Обрыв же спиц происходит обычно у головки, в месте загиба, напряжения в котором ва- висят от целого ряда факторов, не поддающихся расчету*)

Ступицы, подшипники и оси

Корпус спупицы представляет собой в общем трубу с двумя фланцами для присоединения спиц и гнездами для подшипников. Конструктивное оформление ее допускает разные варианты и определяется преимущественно наличием того или другого оборудования и общими производственными возможностями завода. Ступица может быть откована в штампах с последующей механической обработкой. В этом случае ее делают за одно целое с фланцами из мягкой поделочной стали. Весьма часто ее отливают из ковкого чугуна. Наконец, корпус ступицы может быть изготовлен по частям, которые затем свариваются.

Пример конструкции последнего типа дан на рис. 309, где тормозной барабан и фланец приварены к основной трубе, причем диск бара-

‘‘*) В 1946 г. утвержден стандарт на"_ниппели для спиц ГОСТ 3228 46 (Г. 84).

‘

‘

н. 394

8111

co P toX ^co P toX ^

co P to

X ^

co P to

X ^

Рис. 309. Сварная втулка.

Рис. 310. Установка и уплотнение оси колеса.

бана использован одновременно и для зацепления головок спиц, а цепная шестерня крепится к фланцу.

Ступицы с конусными шариковыми подшипниками велосипедного типа в настоящее время применяются весьма редко. Обыкновенно ступицы монтируются или на стандартных радиальных шарикоподшипниках, хорошо выдерживающих и осевую нагрузку, или на конусных роликовых подшипниках, как показано на рис. 304.

В данном случае приведен пример ступицы легкосъемного колеса. Подшипники ступицы могут быть посажены на дополнительной трубчатой оси, как на рис. 304, или непосредственно на основной оси, закрепленной в вилке (рис. 310). Посадка подшипников на оси — скользящая, в корпусе ступицы—■ легкопрессовая.

В конструкции, показанной на рис. 305, наружные обоймы подшипников запрессованы в корпус ступицы, причем положение подшипников фиксируется распорной втулкой, упирающейся в торцы внутренних колец. Эта распорная втулка, вместе с закрепленными на ее концах шайбами,

Рис. 311. Способы соединения ступицы легкосъемного колеса с тормозным барабаном.

служит одновременно камерой для консистентной смазки, которая вводится шприцем через масленку и постепенно проходит к подшипникам через зазоры между шайбами и корпусом ступицы.

Детали установки колеса в вилке и крепления оси и подшипников показаны на рис. 310. Внутреннее кольцо подшипника фиксируется гайками 4 и В, высота которых определяет вместе с тем и правильное положение цепной линии. Для удержания смазки и защиты от пыли служат шайбы D и фетровые прокладки С. Сама ось закрепляется в проушинах вилки обыкновенными или барашковыми гайками Е.

Оси колес, особенно задняя, подвергаются значительным изгибающим усилиям как от приходящегося на ось веса, так и от силы тяги и натяжения цепи.

Нагрузки эти действуют в разных плоскостях.

На фиг. 312 представлена схема нагрузки оси от веса, приходящегося на данное колесо. При расчете оси переднего колеса вес G можно принимать равным 0,4 общего веса мотоцикла и водителя. Для заднего колеса G = 0,6 общего веса. Кроме того, надо учесть наличие пассажира на багажнике, вес которого следует полностью относить к задней оси.

388

Сила G'распределяется поровну на оба подшипника и действует в вертикальной плоскости. Отсюда легко определить графически или аналитически изгибающий момент Мх.

Натяжение цепи Р и силу тяги Q рис. 313 можно без большой погрешности считать действующими в одной горизонтальной плоскости.

При определении этих сил следует предположить максимальный крутящий момент на 1-й передаче.

Тогда натяжение цепи (§ 62):

р_

где Мд. — крутящий момент двигателя, 1Х— передаточное отношение на низшей передаче и г — радиус цепной шестерни.

Сила тяги при тех же условиях:

Суммарный изгибающий момент:Суммарный изгибающий момент:миз=/^ + ма\миз=/^ + ма\Сила Q распределяется поровну на оба подшипника. Силу Р также можно разложить на составляющие Рх и Ра, приложенные на подшипниках втулки. Таким образом получаем схему нагрузки, представленную на рис. 313, по которой легко определяется изгибающий момент М2.

Суммарный изгибающий момент:

Суммарный изгибающий момент:

миз=/^ + ма\

миз=/^ + ма\

Напряжение материала:

п _ ^из _ ^из

W — 0,1 d»’ где d— диаметр оси.

На практике для переднего колеса применяют оси диаметром 12—14 мм, для заднего — 14—18 леи, причем напряжения, подсчитанные указанным выше методом, не превосходят обычно ~ 1000 к» 1см?.

Схемы нагрузки, представленные на рис. 312 и 313, соответствуют такой конструкции втулки, при которой подшипники посажены непосредственно на ось. При наличии второй трубчатой оси можно считать нагрузку распределенной равномерно по всей длине основной оси, что уменьшает значение максимального изгибающего момента и приводит к меньшему размеру диаметра оси.

В качестве материала для осей применяются среднеуглеродистые стали (С = 0,30—0,40) с временным сопротивлением 6000—8000 кг[смх и относительным удлинением 20—ЗО°/о.

ГЛАВА XVII

ТОРМОЗА

Типы и конструкции тормозов

По мере развития мотоциклетной техники примитивные и мало действительные тормозные устройства, применявшиеся в свое время на мотоциклах подверглись значительному изменению и усовершенствованию.

Повышение мощности двигателей современных мотоциклов и их скорости, а также условия уличного движения больших городов привели к необходимости снабжать мотоциклы более надежными и мощными тормозами. Наиболее распространенный тип тормоза, применяемого в настоящее время на мотоциклах, показан на рис. 314; это — раздвижной колодочный тормоз внутреннего действия.

Рис. 314. Тормоз с внутренними раздвижными колодками.Рис. 314. Тормоз с внутренними раздвижными колодками.

Рис. 314. Тормоз с внутренними раздвижными колодками.

Рис. 314. Тормоз с внутренними раздвижными колодками.

Тормоза этого типа состоят из двух групп деталей: тормозного барабана, жестко связанного со втулкой колеса и образующего одну поверхность трения, и двух колодок, шарнирно укрепленных на раме на неподвижном диске и образующих вторую трущуюся поверхность. При торможении колодки прижимаются к внутренней поверхности барабана и поглощают кинетическую энергию мотоцикла, превращая ее в теплоту.

Реже находит применение на мотоциклах так называемый ленточный тормоз. Он состоит из стальной ленты с обшивкой из феродо, которая охватывает тормозной барабан снаружи. В этом случае для получения торможения концы ленты стягиваются, и она прижимается к внешней поверхности барабана. Недостатком этой системы является открытое положение ленты, вследствие чего такие тормоза подвержены 398

загрязнению, быстро изнашиваются и не отличаются надежностью действия.

С устройством тормозных барабанов и способами крепления их на втулке мы уже ознакомились в предыдущей главе. По большей части они изготовляются путем штамповки из листовой стали толщиной 2,5—3,5 мм. Применяются также литые барабаны. Пример такой конструкции приведен на рис. 315: здесь барабан получен центробежной отливкой из высокосортного хромистого чугуна и прикрепляется к фланцу втулки восемью шурупами. Возможно изготовление тормозных барабанов и из легких сплавов с высокой теплопроводностью, но при этом требуется запрессовка стальной втулки для образования рабочей поверхности, что усложняет и удорожает производство. Литые барабаны изготовляются с ребрами по наружной поверхности для увеличения жесткости и улучшения охлаждения.

При одном и том же давлении колодок на поверхность барабана тормозной момент прямо пропорционален диаметру барабана.

Максимальный диаметр тормозных барабанов, применяемых на мотоциклах, составляет ~ 20 см при ширине колодки до 3,5 см.

Однако такие раз»

лых машин, работающих с прицепной коляской. Обыкновенно можно обойтись значительно меньшими размерами.

Так, английский завод Webb, специализировавшийся на производстве раздвижных тормозов, применяет только три размера барабанов:

для легких мотоциклов

, средних„

, тяжелых,

бХОТ^ХЗ СМ) 6X3/4"(15 Х2 а 7X1" (18 Х2,5.)бХОТ^ХЗ СМ) 6X3/4"(15 Х2 а 7X1" (18 Х2,5.)Первый из указанных размеров относится к внутреннему диаметру барабана, второй — к ширине тормозной колодки.

бХОТ^ХЗ СМ) 6X3/4"(15 Х2 а 7X1" (18 Х2,5.)

бХОТ^ХЗ СМ) 6X3/4"(15 Х2 а 7X1" (18 Х2,5.)

Тормозные колодки штампуются из листовой стали толщиной 3,5—3 мм. В качестве обшивки применяется лента из феродо толщиной 2—3,5 мм, которая прикрепляется к колодкам впотай медными или алюминиевыми заклепками.

Так как давление распределяется неравномерно по поверхности колодки, постепенно уменьшаясь от середины дуги к концам, то обшивкой покрывают не всю длину колодки, а лишь среднюю, эффективно работающую часть ее в пределах центрального угла около 120°.

В нерабочем состоянии колодки оттягиваются ет барабана пружинами так, чтобы зазор между трущимися поверхностями составлял около 0,5 мм.

Диск, служащий основанием для колодок и оси тормозного кулачка должен быть надежно укреплен на передней или задней вилке, так как тормозной момент стремится вращать его по направлению вращения колеса. Для восприятия этого крутящего момента тормозной диск снаб

жают достаточно прочным хвостовиком, посредством которого он и связывается с рамой (рис. 314).

Тормоза описанного устройства ставятся на оба колеса мотоцикла. Крепление тормоза на переднем колесе имеет некоторые особенности

в виду пружинной подвески вилки, совершающей колебание вместе св виду пружинной подвески вилки, совершающей колебание вместе сРис. 316. Передний тормоз при легкосъемном колесе.Рис. 316. Передний тормоз при легкосъемном колесе.При наличии неподрессоренной части, колесом, задача разрешается просто: тормозной диск жестко укрепляется на ней обычным способом (рис. 316).

в виду пружинной подвески вилки, совершающей колебание вместе с

в виду пружинной подвески вилки, совершающей колебание вместе с

Рис. 316. Передний тормоз при легкосъемном колесе.

Рис. 316. Передний тормоз при легкосъемном колесе.

Вилки иных конструкций требуют шарнирного соединения тормозного диска с неподвижной частью вилки, так как взаимное положение их изменяется при прогибе пружин. Так, на рис. 317 видно, что тормозной диск соединен с жесткой стойкой вилки серьгой, которая и воспринимает крутящее усилие.

Торможение на переднее колесо долгое время считалось опасным: предполагалось, что оно может вызвать перевертывание всей машины через руль. Поэтому тормоза на переднее колесо или совсем не устанавливались, или делались такой конструкции, что с их помощью можно было получить лишь совершенно ни

чтожное торможение.

Однако под влиянием автомобильной практики взгляд на передние тормоза резко изменился. Выяснилось, во-первых, что устройство мощного переднего тормоза необходимо для того, чтобы полностью исполь

зовать весь вес машины для торможения и, следовательно, остановить ее на кратчайшем расстоянии, и, во-вторых, что при торможении обоих колес получается меньшее боковое скольжение, чем при одном заднем тормозе, т. е. опасность так называемого заноса машины уменьшается, и движение машины остается прямолинейным даже при энергичном торможении на мокрой дороге.

Оба эти явления объясняются одной и той же причиной: при торможении нагрузка перемещается с заднего колеса на переднее, следовательно, с одной стороны, торможение заднего колеса становится менее действительным, а с другой — сцепление его с почвой ослабевает настолько, что оно начинает легко скользить вбок.

Какой значительный эффект дает применение тормозов на оба колеса, можно видеть из следующего рассуждения.

Обозначим через G полный вес мотоцикла с водителем, Gt. — его ? сцепной вес, р — коэфицент сцепления, -и—скорость движения в м)сек. и s — путь, проходимый мотоциклом от начала торможения до остановки. : Максимально-возможная сила торможения, при которой начинается уже : скольжение колес, равна очевидно р • Gc-

№ , Произведенная ею работа на пути s будет—p-Gc-s.

L Эта работа равна живой силе мотоцикла, соответствующей скорости 1,3-G-v2

v движения *0 м/сек., т. е. —.

? Здесь коэфициент о учитывает инерцию вращающихся частей; если

' торможение производитсяпрактикуется, то 6 = 1.

б Таким образом имеем

с выключенным сцеплением, что обычно и

равенство:

Р • Gc • s =

G-v2

^•8 *

откуда

_ _G^__

2-v-Geg-

(О

| Сопротивлением воздуха и качения, которые содействуют торможе- В нию, мы для упрощения вывода пренебрегаем.

При тормозах на обоих колесах сцепным весом является полный вес машины, т. е. G = GC, и из уравнения (1) получается, что путь тормо- 8 жения:

V2

|2pg'

При наличии тормоза только на заднем колесе в качестве сцепного ’ веса может быть использовано не больше половины общего веса, т. е.

г G

°с~2’

и уравнение (1 ) дает

11,2

s =—.,

p-

J Другими словами, путь, на котором можно остановить машину, во ; втором случае теоретически вдвое больше.

/ Сопротивление качения и воздуха несколько уменьшает путь тормо- Г жения.

На основании многочисленных испытаний можно считать в среднем, Ь что хорошо спроектированные и отрегулированные тормоза дают воз-

£ можность

& остановки

затормозить мотоцикл со скорости 50 км в час до полной на следующем расстоянии:

При торможении двумя тормозами „„ передним тормозом .

,„ задним тормозом .

. 10—12х ". 14— 16 м

. 18 — 20 м

Таким

образом передний тормоз оказывается, как правило, более

эффективным.

Практическое значение этих цифр очевидно.

По общепринятым правилам задний тормоз приводится в действие R педалью, соединенной системой тяг с тормозным кулачком, раздвигающим L концы колодок; передний тормоз — ручным рычагом на правой ручке

26 а. М, Пер;салимский.

913.

401

руля и гибким тросом. Тяги и тросы должны иметь приспособление для регулировки длины. На рис. 317 видно так же, что конец троса можно

прикреплять к поводку тормозного кулачка в разных

точках, для

чего

Рис. 317. Передний тормоз Харлей Давидсон.

Распределение силы торможения

в поводке просверлены отверстия 1 и 2. Этим тоже регулируется в известных пределах сила торможения.

Иногда работу обоих тормозов связывают таким образом, чтобы при нажатии педали действовали оба тормоза, причем передний тормоз обыкновенно может действовать еще и самостоятельно от рычага на руле.

Пример подобной конструкции приведен на рис. 318. Педаль в данном случае имеет два плеча: к одному присоединяется тяга заднего тормоза, к другому — трос, идущий к переднему тормозу.

В правой части рисунка видно независимое присоединение боуденовских тросов от педалей и от рукоятки руля к поводку переднего тормоза.

между колесами и одновременность действия тормозов достигается соответствующей регулировкой длины

тяг и тросов.

Некоторые заводы регулируют взаимносоединенные тормоза таким образом, чтобы передний начинал действовать несколько раньше заднего.

Такая регулировка обеспечивает известную мягкость торможения и способствует устойчивости мотоцикла, так как перераспределение нагрузки колес происходит менее резко. Связь между обоими тормозами может быть осуществлена не только механически, но и другими способами, например гидравлически (мотоциклы „Аскот-Пуллин") или пневматически.

Обе эти системы, при всех их технических преимуществах, не получили распространения на мотоциклах, так как здесь они не являются столь необходимыми, как на тяжелых автомобилях.

При карданной передаче задний тормоз помещали иногда не на втулке заднего колеса, а на самом карданном валике, повторяя таким образом ту же ошибку, которую делали в свое время автомобильные конструкторы. Так как тормозной момент увеличивается при этом в несколько раз передаточным отношением в конической передаче, то от водителя требуется сравнительно небольшое давление на педаль для получения эффективного торможения, но зато тормозная нагрузка воспринимается зубьями конических шестерен, что усиливает их износ. Впрочем, большинство современных мотоциклов с карданной передачей имеет тормоза на втулке заднего колеса, где им и надлежит быть.

Расчет тормозов

Расчет тормозов мотоцикла имеет целью: а) определение тормозного момента на барабане, достаточного для получения максимально-возможного и вместе с тем безопасного для устойчивости мотоцикла торможения; б) определение передаточного отношения между педалью или рукояткой на руле и самим тормозом, которое, с одной стороны, позволяло бы осуществить необходимый тормозной момент и, с другой — не требовало бы от водителя чрезмерных усилий; в) определение размеров тормоза, не допускающих слишком быстрого износа трущихся поверхностей, и г) определение прочных размеров деталей тормоза.

Рассмотрим эти задачи по порядку.

Максимальная тормозная сила Qmax между покрышкой колеса и дорогой зависит от нагрузки на данное колесо Gc и коэфициента сцепления р.;

Отах — р-* Gc •

Для возникновения этой силы необходим на тормозном барабане момент

^м —Qnfkx*^ =p-Gc*rK. (2)

При этом условии колесо будет заторможено вмертвую и начнет скользить по дороге. Если такое положение может быть еще допущено для двухколейного экипажа, например для автомобиля или для мотоцикла с прицепкой, то оно совершенно неприемлемо для мотоцикла-одиночки, так как сохранять равновесие и управлять машиной при скольжении колес весьма трудно. Поэтому мы рекомендуем принимать за максимальную величину Мм, несколько меньшее значение, чем следует по уравнению (2), или вводить в уравнение преуменьшенное значение коэфициента сцепления р., например считать за расчетную величину р=0,5. В действительности для большинства дорог в сухом состоянии р. >0,5 и может доходить для шин низкого давления до 0,75.

При определении сцепного веса Gc , приходящегося на данное колесо, надо иметь в виду перераспределение нагрузки во время торможения. Для мотоциклов можно считать с достаточным для расчетных целей приближением, что при торможении вес машины распределяется поровну

между обоими колесами (хотя при очень резком торможении переднее колесо может оказаться нагруженным больше заднего, стр. 363).

Чтобы получить на тормозном барабане момент Мч, определяемый уравнением (2), надо, как известно, прижать колодки к поверхности барабана, для чего свободные концы их раздвигаются повертыванием кулачка. На рис. 319 давление на левую колодку обозначено знаком Рх и давление на правую колодку — Р^. Силы эти при обычной конструкции тормоза неравны. Если вращение барабана происходит в направлении, показанном на чертеже (влево), то Рг<Р.2 (так как трение содействует силе Рх и противодействует силе Р^. Для целей расчета нам, однако, достаточно знать не каждую из этих сил в отдельности, а суммарную силу Р = Р^Ру которую надо приложить к кулачку, чтобы вызвать необходимое нажатие колодок на поверхность барабана и создать этим тормозной момент Мм.

ния:

П ^М " COS Р

Р МТ(Я-2р) *

В этой формуле р0—коэфициент трения обшивки тормоза, г—радиус барабана в см*\

Зная силу Р, которую надо подвести к тормозному кулачку, и за

даваясь давлением, которое может произвести водитель на педаль или

рукоятку тормоза, можно определить полное передаточное отношение ц которое необходимо осуществить между педалью и кулаком.

Обозначая давление на педаль или на рукоятку ручного тормоза знаком Рп, получим

(4)

Если передаточные отношения в отдельных звеньях тормозного привода Zb Z2 и пр., то очевидно i = iv • Ц... и т. д. (см. рис. 319).

Величина силы Рп , которую надо подставить в формулу (4), довольно неопределенна и в значительной степени зависит от физических качеств водителя, что вносит неопределенность и в самый расчет необходимого передаточного отношения.

Можно считать, что максимальное давление, которое может произвести на педаль средний водитель, составляет 30 — 40 кг, а на рулевую рукоятку вдвое меньше. На них и следует вести расчет, хотя в нормальных условиях эти давления будут, конечно, значительно меньше. Передаточное отношение I также не является постоянным и при повороте тормозного кулака изменяется вследствие изменения плеч рычагов. Поэтому его надо относить к какому-либо вполне определенному положению тормозного кулака, например к началу торможения, когда весь зазор между колодкой и барабаном уже израсходован.

Соответствующее положение кулака и перемещение концов колодок х, необходимое для поглощения зазора, проще всего определяется графически ). Обычно при повороте кулачка плечо его уменьшается, и, следовательно, передаточное отношение возрастает, и притом тем больше, чем больше зазор между колодкой и барабаном. Величина этоЬо зазора при неизношенной обшивке может составлять 0,25 мм и даже меньше, но при износе или неправильной регулировке длины тяг может достигать 1—1,5 мм. При большом передаточном отношении это сильно увеличивает мертвый ход педали и приводит к необходимости часто регулировать тормоза из-за невозможности произвести торможение, так как ход педали и особенно рукоятки на руле ограничен практически допустимыми пределами. Полный ход педали не превышает обычно 75 лл, а рукоятки 50—60 мм, иначе пользоваться ими было бы неудобно. Необходимо, следовательно, проверить, хватает ли хода педали или рукоятки для того, чтобы не только выбрать зазор, но и произвести необходимое давление на колодки. При этом надо иметь в виду, что тормозной механизм не представляет собой идеально-жесткой системы, а напротив — довольно сильно деформируется вследствие смятия обшивки, игры в шарнирах, прогиба осей и т. п. Поэтому, после того как колодки вошли в соприкосновение с барабаном, педаль должна иметь еще достаточный запас хода, составляющий 35—5О°/о полного ее перемещения.

Расчет тормозов на износ касается главным образом обшивки колодок. Удельное давление между обшивкой и барабаном определяется уравнением:

р =—5 Кг1см\ (5) r 2b-r«cos$ ' 1 ’

где Р=Рх-\-Рг— суммарная сила давления кулака на концы колодок, определяемая из уравнения (3), b— ширина обшивки в см и г—радиус барабана.

Имея в виду, что максимальное торможение на практике применяется сравнительно редко, можно допустить при этих условиях

р=\5кг\смг.

Однако удельное давление само по себе еще не вполне характеризует износ. Износ зависит от работы трения, выполняемой тормозами во время

торможения. Поэтому о нем часто судят по так называемому коэфициенту износа, представляющему собой произведение удельного давления на окружную скорость барабана: p*i)Q. Последнюю следует определять при той максимальной скорости мотоцикла -Утах, с которой начинается тор- можение:

к Следовательно, коэфициент износа:

V0 = Vmax--^-*/ceK.

Допускаемым значением коэфициента износа считается 50 кгм!см2 сек.

Что касается последней части расчета, т. е. расчета деталей тормозного механизма на прочность, то он произодится по общим уравнениям сопротивления материалов и едва ли нуждается в разъяснениях: тяги и тросы рассчитываются на растяжение, оси и плечи рычагов — на изгиб, валик тормозного кулачка — на изгиб и скручивание.

следу-следу-11 р и м е р. Произведем примерный расчет тормозов мотоцикла при ющих условиях. Полный вес машины с нагрузкой — 220 кг, диаметр тормозного барабана d = 16 cai, ширина обшивки 6 = 2 см, длина обшивки соответствует центральному углу 120°, т. е. равна 16 см, следовательно, согласно рис. 310 угол ? = 30° или в радианах 30

следу-

следу-

р = -Йо- = 0-525-

Сцепной вес при торможении предполагаем распределенным поровну на оба колеса: Gc = ПО кг; р = 0,5, радиус колеса гк = 32 см.

Необходимый тормозной момент по уравнению (2):

Мм = 110-0,5-32 = 1760 кг-см.

Суммарная сила Р давления кулачка на концы колодок, считая коэфициент трения обшивки ро = О,3, по уравнению (3):

1760-0,866

0,3.8.(3,14 - 2.0,525) ~кг-

Принимая максимальное давление на педаль Рп = 30 кг, найдем необходимое передаточное отношение:

< = ^10.

(Для переднего тормоза, приводимого в действие рукой, I получилось бы примерно вдвое больше, т. е. 20).

Удельное давление на обшивке по уравнению (5):

304„

Р— 2.2.8-0,866 —11 кг см ♦

Что можно считать допустимым.

Коэфициент износа при Umax = 60 км/ч. = 17 м/сек., т. е. максимальной скорости, с которой разрешается движение по дорогам общего пользования, р-и0 = 11-17.-^- = 46 тм/см? сек.,

т. е. не превышает допускаемого.

ГЛАВА XV11I

ПРИЦЕПКИ К МОТОЦИКЛАМ

Конструкция колясочных рам и крепление их к мотоциклу

Присоединение к мотоциклам прицепных колясок, приспособленных для тех или иных целей, значительно расширяет область применения мотоцикла и превращает его из машины индивидуального пользования в одно из средств легкого транспорта как пассажирского, так и грузового, находящее себе широчайшее практическое применение.

Соответственно целям, для которых предназначается оборудованный таким образом мотоцикл, кузова прицепок отличаются большим разнообразием. Однако тема эта, как относящаяся к кузовному делу, не входит в задачи настоящей книги и не может быть развита в ней с достаточной полнотой).

Мы ограничимся поэтому рассмотрением только устройства рам прицепок и их крепления к мотоциклу, поскольку возникающие при этом вопросы непосредственно касаются мотоциклетного конструктора и должны быть разрешены при его участии.

Кроме того, при проектировании рамы11

самого мотоцикла также приходится счи-^Чг*

таться с возможностью крепления к нейI

прицепки.“^/жГ"

Основным и почти исключительно при-f ■ -1 А

меняющимся в настоящее время типом при- |;iNA. Vn I цепки является боковая коляска, кото- пт рая крепится к раме мотоцикла с левой или с правой стороны. Решение вопросарис 320

о том, с какой именно стороны следует присоединять прицепку, зависит главным образом от правил движения, принятых в стране. В странах с движением по правой стороне дороги коляска крепится также справа от мотоцикла; в странах, где, подобно Англии, правила предписывают держаться левой стороны, коляска располагается слева.

Таким образом при остановке машины на улице коляска всегда будет находиться у края тротуара (рис. 320), что обеспечивает удобство посадки пассажира или погрузки-разгрузки грузового кузова, не обходя машину со стороны проезжей части улицы. Для водителя такое расположение прицепки имеет то значение, что при обгоне других экипажей он лучше видит дорогу впереди себя.

Некоторое неудобство возникает только при езде по дорогам с очень выпуклым профилем, так как при этом коляска обнаруживает тенденцию тянуть машину на себя. Однако этот недостаток может быть устранен, если заранее установить мотоцикл с некоторым „развалом", т. е. 'с отклонением от вертикальной плоскости на 2—3°, что обычно и практикуется. Считаясь с существующими в СССР правилами движения, приходится, следовательно, признать наиболее целесообразным правое расположение прицепки. Если при этом стартер расположен тоже справа,

Основанием прицепки служит горизонтальная рама из стальных труб (рис. 321—322) или листового материала. Части ее соединяются наглухоОснованием прицепки служит горизонтальная рама из стальных труб (рис. 321—322) или листового материала. Части ее соединяются наглухоРис. 321. Рама с креплением в трех точках.Рис. 321. Рама с креплением в трех точках.

Основанием прицепки служит горизонтальная рама из стальных труб (рис. 321—322) или листового материала. Части ее соединяются наглухо

Основанием прицепки служит горизонтальная рама из стальных труб (рис. 321—322) или листового материала. Части ее соединяются наглухо

Рис. 321. Рама с креплением в трех точках.

Рис. 321. Рама с креплением в трех точках.

то необходимо предусмотреть возможность и удобство манипулирования им, что достигается соответствующим расположением тяг, крепящих коляску.

Заметим кстати, что сама рама прицепки может быть сконструирована таким образом, чтобы возможно было крепить ее как с правой так и с левой стороны машины. Пример подобной конструкции приведен на рис. 321. Легко видеть, что шарнир 1 и ось колеса выполнены здесь взаимно-заменяемыми, следовательно, их можно поменять местами. Тяги 2 и 3 также могут быть повернуты в другую сторону, и таким образом прицепка крепится по желанию справа или слева от мотоцикла.

пайкой или сваркой, либо могут быть связаны только 'зажимными муфтами, стягиваемыми болтами. Такая разборная рама и воспроизведена на рис. 321, где вся передняя часть рамы состоит из одной трубы, концы которой соединены на болтах с задней траверсой, несущей на себе ось колеса и рессоры.

Длина рамы определяется условиями ее крепления к мотоциклу и заключается в пределах 850—1000 мм; поперечные размеры выбираются с таким расчетом, чтобы ширина колеи не превосходила 1100—1200 мм.

Рама крепится к мотоциклу обыкновенно в трех, иногда в четырех точках. Болт 1 прикрепляется к концевому узлу задней вилки мотоцикла. Вместе с осью колеса прицепки он воспринимает почти целиком вертикальную нагрузку от веса кузова. Передний конец рамы прицепки поддерживается тягой 2, которая крепится или к рулевому узлу рамы мотоцикла или к нижней части передней трубы. Так как подвеска кузова выпол-

408

44

4

4

ему кренитьсяему кренитьсяв вертикальном положении сам мотоцикл, не позволяяв вертикальном положении сам мотоцикл, не позволяя22Рис. 322. Рама с креплением в четырех точках.Рис. 322. Рама с креплением в четырех точках.няется всегда с таким расчетом, чтобы нагрузка приходилась в большей своей части на заднюю ось, то передний конец рамы прицепки нагружен сравнительно слабо. Можно даже совсем разгрузить его от веса кузова, - относя последний назад и располагая сидение для пассажира над задней : траверсой. Таким образом при надлежащем распределении веса можно ' вполне обойтись одной тягой 2 для переднего конца рамы. Однако неблаго- , приятный консольный характер этой нагрузки заставляет иногда особенно для грузовых прицепок, применять здесь дополнительную тягу 4 (рис. 322), во избежание провисания переднего конца прицепки.

ему крениться

ему крениться

в вертикальном положении сам мотоцикл, не позволяя

в вертикальном положении сам мотоцикл, не позволяя

2

2

Рис. 322. Рама с креплением в четырех точках.

Рис. 322. Рама с креплением в четырех точках.

Тяга 3 верхним своим концом крепится к подседельному узлу рамы мотоцикла. Главное ее назначение состоит в том, чтобы удерживать

набок. Вместе с тем она воспринимает вращающий момент, который создается сопротивлением движению коляски и который стремится отвести назад всю заднюю траверсу вместе с осью колеса.

Крепление в трех точках меньше деформирует раму мотоцикла, чем крепление в четырех точках, которое вообще надо считать целесообразным только при достаточной жесткости и прочности рамы.

В конструкции тяг прицепки должна быть предусмотрена возможность регулировки длины (рис. 323). Все соединения выполняются шарнирными, причем для вспомогательных тяг 3—4 вполне удовлетворительны обыкновенные вилочные шарниры по рис. 323.

Для основных точек крепления 1 и 2 применяются большей частью шаровые шарниры. Стандартная конструкция быстродействующего зажима для шарового соединения показана на рис. 324. Зажим, укрепленный в кронштейне на раме прицепки, состоит из двух „цанг” а, втягиваемых внутрь трубчатого корпуса посредством винта Ь. Для соединения с шаровым наконечником, прикрепленным краме мотоцикла,винт b дол-

нанаВы-Вы-враще-враще-ТТи»и»W!W!Передняя тягаРис. 323. Тяги и шарниры крепления коляски.Передняя тягаРис. 323. Тяги и шарниры крепления коляски.жен быть отпущен, после чего ударом по головке винта цанги выдвигаются из конического расширения корпуса и могут быть разведены достаточный угол для введения между ними шарового наконечника, движение цанг ограничивается поперечным шплинтом с. Затем нием винта b цанги снова втягиваются в корпус и зажимают

на

на

Вы-

Вы-

враще-

враще-

Т

Т

и»

и»

W!

W!

Передняя тяга

Рис. 323. Тяги и шарниры крепления коляски.

Передняя тяга

Рис. 323. Тяги и шарниры крепления коляски.

наконечникнаконечникСредняя тягаСредняя тягаВ некоторых странах детали всех соединений прицепки, а также точки их расположения на раме мотоцикла стандартизованы, что надо считать желательным и для отечественного мотоциклостроения.

наконечник

наконечник

Средняя тяга

Средняя тяга

Ось колеса коляски выполняется по большей части в виде консольной балки, т. е. имеет опору только на одном конце. Это приводит к необходимости утолщать ее в опасном сечении примерно до 25 мм

Рис.Рис.324. Цанговый зажим шарового соединения.324. Цанговый зажим шарового соединения.с постепенным уменьшением диаметра к свободному концу. На рис. 323 показана другая конструкция — с замкнутой вокруг колеса рамой, причем ось получает вторую точку опоры и может быть поэтому сделана тоньше. Необходимо, однако, предусмотреть здесь удобство съемки колеса, которое при этой конструкции нельзя сдвинуть вдоль оси, в сторону, чтобы вывести из-под щитка.

Рис.

Рис.

324. Цанговый зажим шарового соединения.

324. Цанговый зажим шарового соединения.

Поэтому необходимо или сделать

или егоили егозаднюю половину щитка откидной весь щиток укрепить на поворотном кронштейне, чтобы, повернув вперед по направлению вращения колеса, иметь возможность тить колесо назад.

или его

или его

выка-выка-Полезно также устройство подставки под колесо прицепки.

выка-

выка-

На прицепках тяжелого типа нередко устанавливают на колеса добавочный тормоз, который соединяется тягами с тормозной педалью мотоцикла.

Наиболее употребительные способы подвески кузовов показаны на рис. 321,322 и 325. Рис. 321 представляет подвеску кузова в трех точках: в передней части — на одной спиральной пружине, в задней — на двух листовых С-образных рессорах.

На рис. 325 применены четыре С-образных рессоры; концы их соединены поперечинами, на которых и устанавливается кузов. На рис. 322 кузов

Рис. 325. Рама с наружной опорой для оси колеса.Рис. 325. Рама с наружной опорой для оси колеса.

Рис. 325. Рама с наружной опорой для оси колеса.

Рис. 325. Рама с наружной опорой для оси колеса.

Рис. 326. Торсионная подвеска.Рис. 326. Торсионная подвеска.это имеет место наэто имеет место наконструкциях. Иногда, однако, применяют рес-конструкциях. Иногда, однако, применяют рес-

Рис. 326. Торсионная подвеска.

Рис. 326. Торсионная подвеска.

это имеет место на

это имеет место на

конструкциях. Иногда, однако, применяют рес-

конструкциях. Иногда, однако, применяют рес-

укреплен на трех листовых четвертных рессорах, из которых только одна поддерживает передок кузова. Наконец, кузов может быть подвешен всего на двух длинных полуэллиптических рессорах, укрепленных на раме сред-'

ней своей частью.

Материалы для рам прицепок применяются те же, что и для мотоциклетных рам.

В большинстве случаев ограничиваются рессорной подвеской самого кузова коляски, ось же колеса при

цепки жестко укре

пляют на раме, как

всех показанных выше конструкциях, иногда, идп«мд, ирв^и--,. г— сорную подвеску и для колеса прицепки. Это особенно целесообразно в том случае, если и на самом мотоцикле применена задняя рессорная подвеска. Эластичное соединение оси колеса с рамой прицепки может быть выполнено посредством спиральных или листовых пружин по одному из способов, показанных выше на рис. 273. Более новым способом является так называемая стержневая или торсионная подвеска.

Принцип ее поясняется рис. 326.

Поперек рамы коляски укрепляется стержень 1 из специальной пружинной стали. Один конец стержня жестко закреплен в своем гнезде.

другой свободно установлен в подшипнике. На свободном конце стержня закреплен рычаг 3, несущий ось колеса. Понятно, что нагрузка на ось колеса вызывает поворот рычага и скручивание стержня. Сопротивление, которое оказывают все упругие тела скручиванию, и является той силой, которая используется в данном случае для амортизации колебаний оси колеса."

Этот способ подвески может быть использован также для подвески самого кузова.

Если нагрузка на колесо коляски — Р кг и плечо поворотного рычага— а см, то максимальный момент М, скручивающий стержень,

М = Р • а кг-см.

Напряжение скручивания стержня может быть определено по формуле 16-М, 2

Угол закручивания стержня (в радианах): 32М-1 .

где I — длина стержня в см, d— диаметр стержня в см, G — модуль сдвига (800 000 кг^м3).

Влияние прицепки на динамику мотоцикла

Тот запас мощности, которым обладают современные мотоциклы, даже малолитражные, достаточен для того, чтобы тянуть прицепку с пассажиром или грузом 70—100 кг. При хорошем состоянии дороге этой задачей справляются даже легкие мотоциклы 200—250 см'3. Однако динамика машины при этом значительно изменяется. Максимальная скорость снижается на 30—35°/0, соответственно понижаются и другие динамические качества машины, а условия работы и охлаждения двигателя становятся гораздо напряженней. Так как к тому же и рамы легких мотоциклов не обладают достаточной прочностью, то для наших условий надо считать допустимым присоединение прицепок к мотоциклам с кубатурой не меньше 500 см3, наиболее же подходящими для этой цели являются мотоциклы в 750 и 1000 см3.

Тяговая характеристика мотоцикла с прицепкой может быть построена совершенно таким же образом, как и для одиночки (см. § 17). При этом надо только учесть увеличение общего веса машины на 120—160 кг (вес прицепки с нагрузкой) и лобовой площади приблизительно до 1 м-. Коэфициент обтекаемости при этом, согласно сказанному в § 10, следует принимать К = 0,08. Вследствие повышения всех сопротивлений величина передачи для мотоциклов с прицепками должна быть понижена на 12— 15°/0, что достигается сменой ведущей цепней звездочки на валу двигателя при цепной передаче, или изменением передаточного отношения в конической передаче при кардане. Так как при этом коробка скоростей сохраняется без изменений, то все передаточные отношения изменяются в одинаковой мере.

| ' !$| 5

£ Такое решение задачи наиболее просто и с практической точки зрения единственно приемлемо, но оно не дает возможности получить Подбор передач, наиболее выгодных теоретически.

Если применить к мотоциклу с прицепкой метод расчета передаточных отношений, изложенный в § 69, то нетрудно убедиться в необходимости полной переделки всей коробки передач. Это происходит потому, что прицепка, весьма повышая все сопротивления движению, лишь очень незначительно увеличивает сцепной вес мотоцикла, который попрежнему сосредоточен только на одном заднем колесе. Вес этот увеличивается не более чем на ’/з веса прицепки, т. е. на 30 — 40 кг ). Это ограничивает возможность понижения первой передачи, во избежание буксования ведущего колеса. Между тем высшую передачу следовало бы понизить в гораздо большей степени для использования полной мощности двигателя и достижения максимальной скорости.

Таким образом интервал между низшей и высшей передачами суживается, что влечет за собой изменение и промежуточных отношений в коробке, т. е. ее реконструкцию.

Однако переделывать коробку непрактично. Напротив, следует ее сохранить без изменений, что и соблюдается в действительности всеми заводами. При этом условии единственным выходом является компромиссное решение, т. е. снижение всех передач на 12—15°/0 с тем, чтобы сцепление колеса было все же обеспечено на самой низшей передаче.

При четырехступенчатых коробках это приводит обычно к тому, что максимальная скорость достигается не на высшей, а на третьей передаче.

Такое положение изображено на рис. 327. Здесь NK4ttNK3 представляют мощность, подводимую к заднему колесу мотоцикла с прицепкой на высшей и на предпоследней передачах (передаточные отношения i4 = 5,9, h = 7,8); кривая Ny выражает мощность, расходуемую на качение при

Рис. 328. Схема привода на колесо прицепки.Рис. 328. Схема привода на колесо прицепки.1 — главная передача; 2 — диференциал цилиндрический; 5—муфта блокировки диференциала; 4 — приводный вал на колесо коляски; 5 —редуктор;6— ступица заднего колеса мотоцкла.1 — главная передача; 2 — диференциал цилиндрический; 5—муфта блокировки диференциала; 4 — приводный вал на колесо коляски; 5 —редуктор;6— ступица заднего колеса мотоцкла.D, § 17), который надо признать меньше 7—8% на шоссе и 4—6%D, § 17), который надо признать меньше 7—8% на шоссе и 4—6%Рис. 329. Общий вид прицепки с ведущим колесом.Рис. 329. Общий вид прицепки с ведущим колесом.

Рис. 328. Схема привода на колесо прицепки.

Рис. 328. Схема привода на колесо прицепки.

1 — главная передача; 2 — диференциал цилиндрический; 5—муфта блокировки диференциала; 4 — приводный вал на колесо коляски; 5 —редуктор;

6— ступица заднего колеса мотоцкла.

1 — главная передача; 2 — диференциал цилиндрический; 5—муфта блокировки диференциала; 4 — приводный вал на колесо коляски; 5 —редуктор;

6— ступица заднего колеса мотоцкла.

D, § 17), который надо признать меньше 7—8% на шоссе и 4—6%

D, § 17), который надо признать меньше 7—8% на шоссе и 4—6%

Рис. 329. Общий вид прицепки с ведущим колесом.

Рис. 329. Общий вид прицепки с ведущим колесом.

/=0,03, что соответствует среднему качеству дороги; кривая N^w — суммарную мощность, затрачиваемую на сопротивление качения и воздуха. Как видно, на четвертой передаче мощность двигателя используется не в полной мере и максимальная скорость составляет около 72 км]ч.э на

третьей же передаче она достигает 76 км(ч. Тот же мотоцикл без прицепки и с передачей z4 = 5,3 развивает скорость— 100 км^ч. При оценке динамических качеств мотоцикла с прицепкой следует иметь в виду не только шоссейные дороги, но и грунтовые с коэ- фициентом сопротивления около /=0,06, так как и в этих условиях машина должна работать достаточно эффективно. Этим требованием сразу пресекается возможность использования малолитражных мотоциклов. На

основании различных испытаний и пробегов, производившихся

в СССР, можно придти к заключению, что удельный тяговый запас мотоцикла с прицепкой (динамический фактор — удовлетворительным, составляет не на грунтовых дорогах.

Такие значения динамического фактора дают только мотоциклы тяжелого типа с объемом цилиндров выше 500 см6.

414

'V 1

Для специальных целей, когда требуется максимально возможное ' увеличение тягового усилия, и экономичность конструкции отступает на задний план, — колесо прицепной коляски, как и заднее колесо са- . мого мотоцикла, может быть сделано ведущим. Так как при этом полнее используется сцепной вес машины, то первая передача может быть значительно понижена, и соответственно увеличивается проходимость машины в условиях бездорожья.

Мотоциклы тяжелого типа с приводом на колесо прицепки выпу- Гскались для военных целей несколькими зарубежными заводами: Гном | и Рон (Франция), F. N. и Саролеа (Бельгия), BMW и Цюндапп (Гер- i мания), Харлей-Давидсон и др.

Привод на колесо коляски осуществляется дополнительным кардан- ным валом или цепью. Схема одного из возможных решений представлена на рис. 328 и 329. К нормальной коробке передач присоединяется 1 дополнительная понижающая коробка (демультипликатор), имеющая также реверс для получения заднего хода, или вся коробка переделывается заново (см. рис. 238). Отбор мощности на колесо коляски производится > карданным валиком от главной конической передачи. Заводы BMW и Цюндапп устанавливали на приводе к колесу коляски диференциал, I без которого, однако, обходились другие заводы. Диференциал имел 1 приспособление для блокировки, когда требуется вывести машину из грязи, I снега и т. п. Опытные образцы тяжелого мотоцикла повышенной прохо- ' димости были осуществлены бывшим Тюменским мотоциклетном заводом I в годы войны. Они получили наименование TM3-53. и на испытаниях | показали хорошие качества.

к

Техн редактор М. В. Тишкова

Подписано к печати 10/VI 1947 г. М03256. Печ. лист. 26

Уч.-изд. лист. 34,85. Тираж 10.000 экз. Заказ № 913

1-я тип. Машгиза. Ленинград, ул. Моисеенко, 10.

37 руб.

W

и

■

Ленинградское отделение МашгизаЛенинград, Невский, 68.

Pi = -73^- - 6.2 ^см*.

*) У прощающие эти вычисления таблицы см. Мотоциклетный справочник.

I

гл а в А VIII

СМАЗКА ДВИГАТЕЛЯ

Существуют, как известно, два способа подвода масла к трущимся

деталям двигателя: 1) разбрызгивание масла в картере, причем

масляная пыль оседает на поверхности цилиндра, картера и других де

талей и самотеком проникает в подшипники; 2) нагнетание масла к точкам смазки, осуществляемое под давлением механического насоса, или центробежной силой.

В настоящее время в мотоциклетных двигателях оба эти метода применяются совместно, т. е. часть деталей смазывается нагнетанием масла, другая часть — разбрызгиванием. Такую смазку называют комбинированной.

Имеются две основных разновидности комбинированной системы смазки: 1) смазка малым количеством масла с непрерывным пополнением его убыли; 2) смазка большим к о л и чест в о м масла,

249

А. М. ИЕРУСАЛИМСКИЙ

ТЕОРИЯКОНСТРУКЦИЯИ РАСЧЕТМОТОЦИКЛА

млшгиз ie*7

КНИГА ДОЛЖНА ВЫТЬКНИГА ДОЛЖНА ВЫТЬII

КНИГА ДОЛЖНА ВЫТЬ

КНИГА ДОЛЖНА ВЫТЬ

I

I

ВОЗВРАЩЕНА НЕ ПОЗЖЕ

указанного здесь срока

Колич. пред, выдач

Тип iKp ясное знамя», oasas 1285

А. М. ИЕРУСАЛИМСКИЙ

Теория, конструкция

И РАСЧЕТ МОТОЦИКЛА

Зак. 913,

и

Строка

Напечатано

Должно быть

По чьей вине

25

11 сверху

П <35°

/.7^35°

Авт.

71

10 снизу

равен ходу поршня

равен диаметру цилиндра

»■

90

11 сверху

при и = км/ч

при и = 90 к_м(ч

Г

г1,11

97

Ргг”1—1

рггп1-^еп1—1

\_Р сП2 —1п1~ 1 J

L^C «2 — 1^1 ~" 1 J

213

12 сверху

J

1

241

3 снизу

На рис. 188

На рис. 189

•

242

6 сверху

(рис. 189)

(рис. 188)

401

18 снизу

у2 s = —.

V3 s —

И

406

8 сверху

г

^0 — Утах,-Т~ ' к

р ^0 = Распах ~ ' к

Размерность моментов

кгм • сек."

инерции кг-м]сек2

Размерность „времени

сечения"

мм^сек

млР-сек

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ

ТэдСиТэдСиA. M. ИЕРУСАЛИМСКИИA. M. ИЕРУСАЛИМСКИИ

ТэдСи

ТэдСи

A. M. ИЕРУСАЛИМСКИИ

A. M. ИЕРУСАЛИМСКИИ

Теория, конструкция

И РАСЧЕТ МОТОЦИКЛА

Издание второеисправленное и дополненное

• ЧЕКАмиисiBwce Втуштз я. ш-g

М Т^М .СССР

ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВОМАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

МОСКВА 1947 ЛЕНИНГРАД

Кинга содержит необходимые для проектирования мотоцикла сведения по теории мотоцикла, конструкциям основных агрегатов и узлов мотоцикла и расчетам его деталей на прочность. У читателя ее предполагается наличие общеинженерной подготовки и знакомства с устройством мотоцикла.

Ответственный редактор инж. Л. Л. ИвановЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ МАШГИЗАРедакция литературы по машиностроениюГлавный редактор канд. техн, наук В. С. ПОЛЯКОВ