Автор: Беспятый Ф.С. Троицкий И.Ф.
Теги: техника средств транспорта машиностроение тракторы
Год: 1972
Текст
Ф. С. БЕСПЯТЫЙ,
И. Ф. ТРОИЦКИЙ
КОНСТРУКЦИЯ,
ОСНОВЫ ТЕОРИИ
И РАСЧЕТ
ТРАКТОРА
ИЗДАНИЕ ВТОРОЕ
Под редакцией д-ра техн, наук проф.
В. А. ИВАНОВА
Допущено Министерством высшего и сред-
него специального образования РСФСР
в качестве учебника для машиностроитель-
ных техникумов
ИЗДАТЕЛЬСТВО
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
Москва 1972
УДК 629.114.2(07)
Беспятый Ф. С., Троицкий И. Ф. Конструкция, основы
теории и расчет трактора. Изд. второе. М., «Машино-
строение», 1972, 502 стр.
В книге рассмотрены конструкции колесных и гусе-
ничных тракторов, приведены их технические характери-
стики.
Изложены теория и расчет двигателей и шасси трак-
торов, приведены параметры, характеризующие их рабо-
ту. Дан расчет основных деталей двигателя и трансмис-
сии трактора, приведены технические условия и рабочие
чертежи, даны примеры расчета отдельных деталей. Да-
ны рекомендации по уходу за системами и отдельными
механизмами трактора, указаны основные неисправности
и способы их устранения.
Изложены тенденции дальнейшего развития тракто-
ров, тракторных двигателей и трансмиссий.
Учебник предназначен для студентов машинострои-
тельных техникумов, а также может быть использован
студентами техникумов механизации сельского хозяйст-
ва, механизаторами совхозов и колхозов.
Табл. 41, илл. 233, библ. 25 назв.
Рецензент кафедра «Тракторостроение» Алтайского
политехнического института имени И. И. Ползунова
4-2-2
238-197??
ВВЕДЕНИЕ
Трактором называется самодвижущаяся колесная или гусе-
ничная машина, предназначенная для выполнения сельскохозяй-
ственных, дорожных, землеройных, транспортных и других работ
с использованием различных прицепных или навесных машин
и орудий.
Отечественное тракторостроение возникло и получило разви-
тие после Великой Октябрьской социалистической революции.
Дореволюционная Россия собственного производства тракторов
не имела и ввозила их в небольших количествах из-за границы.
К началу 1913 г. в России у крупных землевладельцев имелось
всего лишь 165 тракторов, из них 75 паровых и 90 с двигателями
внутреннего сгорания, работающими на керосине и бензине.
Уже в первые годы Советской власти Коммунистическая пар-
тия и Советское правительство поставили задачу — создать оте-
чественное тракторостроение. В развитии отечественного трак-
торостроения можно различить четыре основных этапа.
Первый этап (1917—1929 гг.) характеризовался мелкосерий-
ным производством тракторов. В этот период несколько заводов
общего машиностроения занимались производством тракторов
разнообразных конструкций.
Выпускались тракторы «Карлик», «Могул», «Коломенец»
(четыре модели), «Запорожец», «Большевик», «Коммунар», ФП
и др. Заводы, выпускающие тракторы, не имели ни необходи-
мого опыта, ни соответствующего оборудования. Тракторострое-
ние на этом этапе следует рассматривать как экспериментальное..
Второй этап (1929—1942 гг.) характеризовался тем, что
главное внимание на этом этапе уделялось созданию матери-
альной базы для массового производства тракторов. В это время
заводы выпускали небольшое количество тракторов, необходи-
мых для народного хозяйства, накапливали производственный
опыт и воспитывали кадры высококвалифицированных рабочих,
конструкторов, технологов.
В апреле 1929 г. XVI партийной конференцией был утвержден
первый пятилетний план развития народного хозяйства. В этом
плане предусматривалось строительство крупных тракторных за-
водов в Волгограде, Харькове, Челябинске. В июне 1930 г. с кон-
вейера Волгоградского тракторного завода сошел первый трак-
тор. В октябре 1931 г. начал выпуск тракторов Харьковский
з
тракторный завод. В 1933 г. вступил в строй действующих заво-
дов Челябинский тракторный завод. Началась реконструкция
Ленинградского Кировского завода. С вводом в действие Волго-
градского и Харьковского тракторных заводов Советское госу-
дарство в 1932 г. полностью освободилось от импорта тракторов
из капиталистических стран. Волгоградский и Харьковский трак-
торные заводы вначале выпускали колесные тракторы СХТЗ
с двигателем мощностью 32,5 л. с., работающим на керосине.
В 1936—1937 гг. они перешли на выпуск гусеничных тракторов
СХТЗ-НАТИ с двигателем мощностью 52 л. с., работающим на
керосине.
Челябинский тракторный завод вначале выпускал гусенич-
ные тракторы ЧТЗ-С60 с двигателем мощностью 72 л. с., рабо-
тающим на лигроине. В 1937 г. завод перешел на выпуск трак-
торов ЧТЗ-С65 с дизелем мощностью 75 л. с.
На Ленинградском Кировском заводе с 1934 г. начат массо-
вый выпуск пропашных тракторов У-1, а затем У-2 с двигателем
мощностью 22 л. с., работающим на керосине. Уже в 1938 г.
тракторный парк СССР был в несколько раз больше тракторно-
го парка всех европейских стран, вместе взятых.
В 1939 г. на полях колхозов и совхозов страны работало бо-
лее 507 тыс. тракторов.
Третий этап (1942—1958 гг.) характеризовался большим
ущербом, нанесенным тракторостроению второй мировой войной.
Однако уже с 1943 г. начался новый подъем отечественного
тракторостроения. В 1943 г. был пущен Алтайский тракторный
завод в г. Рубцовске.
В июне 1944 г. был восстановлен Волгоградский тракторный
завод. В апреле 1945 г. новый тракторный завод — Владимир-
ский приступил к производству пропашных тракторов «Уни-
версал».
К концу войны тракторостроение было восстановлено на
Харьковском и Челябинском тракторных заводах. Затем были
построены новые тракторные заводы в городах Липецке, Мин-
ске, Петрозаводске. Наряду с дальнейшим расширением мате-
риальной базы для массового производства тракторов в этот
период разрабатываются новые, более совершенные и экономич-
ные конструкции тракторов с дизелями. Тракторостроение пере-
ходит полностью на производство тракторов с дизелями.
Четвертый этап (с 1958 г. по настоящее время) характери-
зуется резким увеличением количества выпускаемых тракторов
(по выпуску тракторов СССР вышел в 1960 г. на первое место
в мире), повышением их качества, а также специализацией и ко-
оперированием производства. Значительно возрастает средняя
мощность выпускаемых тракторов. Новые тракторы вышли на
уровень мировых стандартов, пользуются спросом на мировом
рынке и экспортируются во многие страны мира во все возра-
стающем количестве.
РАЗДЕЛ I
КОНСТРУКЦИЯ
ТРАКТОРА
Глава 1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ О ТРАКТОРАХ
§ 1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТРАКТОРОВ
Современные тракторы классифицируют по назначению, по
типу ходовой части, остова, двигателя и трансмиссии.
Классификация тракторов по назначению. По назначению
тракторы делятся на сельскохозяйственные, промышленные,
транспортные и тракторы специального назначения.
Сельскохозяйственные тракторы — это самая большая груп-
па тракторов, которые в зависимости от выполняемых сельско-
хозяйственных работ подразделяются на тракторы общего на-
значения, универсальные и садово-огородные.
Тракторы общего назначения служат для выполне-
ния основных сельскохозяйственных работ (пахота, боронование,
уборка, посев). Показатели тракторов этой группы: небольшая
скорость передвижения (2,5—19 юи/ч), мощность двигателя 40—
100 л. с., дорожный просвет 250—350 мм._К тракторам этой груп-
пы относятся тракторы ДТ-75, ДТ-75М, Т-74, Т-4М, Т-130 и др.
Универсальные тракторы предназначены как для ра-
боты в междурядиях низкостебельных культур, так и для пахоты,
боронования, посева и уборки на малых и средних земельных уча-
стках.
Характерными особенностями этой группы тракторов яв-
ляются увеличенный дорожный просвет (350—600 мм), малый
радиус поворота, сравнительно небольшая мощность двигателя
(40—70 л. с.), узкие гусеницы или колеса, переменная ширина
колеи. Представителями этой группы тракторов являются трак-
торы Т-40, Т-40А, Т-38, «Беларусь» (модификации МТЗ-50,
МТЗ-52) и др.
Садово-огородные тракторы (ДТ-20) предназначе-
ны для обработки садов, ягодников и бахчевых культур. Эти
тракторы характеризуются малыми габаритными размерами, ма-
лым радиусом поворота, небольшой мощностью двигателя.
Промышленные тракторы используются для тяжелых земле-
ройных и транспортных работ в горнорудной, угольной, нефтяной
и лесной промышленности., На них устанавливаются дизели мощ-
5
ностью 170—300 л. с., сила тяги на крюке 6—15 Т. К тракторам
этой группы относятся тракторы ДЭТ-250, Т-180Г, Д-804М.
Т ранспортные тракторы, предназначенные для перевозки гру-
зов как по хорошим дорогам, так и в условиях бездорожья,
обычно имеют двигатели большой мощности. Эти тракторы отли-
чаются повышенной скоростью движения и хорошо подрессорен-
ным остовом.
Тракторы специального назначения, предназначенные для
выполнения специальных работ, могут быть болотными, треле-
вочными, крутосклонными и др. В эту группу тракторов входят
тракторы ДТ-56Б, ТТ;4, ТДТ-55, ЛХТ-55 и др.
Классификация тракторов по типу ходовой части. По типу хо-
довой части тракторы делятся на колесные и гусеничные.
Колесные тракторы в качестве движителя снабжены веду-
щими и направляющими колесами; Они могут быть четырех-
и трехколесными., Обычно передние'колёса трактора являются
направляющими, а задние — ведущими. Последнее время полу-
чили распространение тракторы с четырьмя ведущими колесами
(Т-40А, «Беларусь» МТЗ-52 и МТЗ-52Л).
Гусеничный трактор имеет два гусеничных движителя, рас-
положенных по обеим сторонам его корпуса. Гусеничная ходо-
вая часть обеспечивает трактору хорошую сцепляемость гусениц
с почвой, меньшие потери на буксование, малое удельное давле-
ние на почву. Однако гусеничные тракторы тяжелее колесных,
сложнее и дороже в изготовлении и эксплуатации. Представите-
лями этой группы тракторов являются тракторы Т-38М, ДТ-75М,
Т-130, Т-4М и. др.
Классификация тракторов по типу остова. По типу остова
тракторы делятся на рамные, полурамные и безрамные.
Рамные тракторьГймеют собранную на болтах, склепанную
или сварную из проТГатных или штампованных балок раму, на
которой устанавливаются и крепятся все механизмы и части
трактора. -Наличие у трактора рамы позволяет, в случае неис-
правности того или иного механизма, с небольшой затратой тру-
да снимать неисправный механизм с рамы трактора для ремон-
та. К рамным относятся тракторы ДТ-75М, Т-74, Т-4М и др.
Полурамные тракторы имеют две продольные балки (лонже-
роны), соединенные картером заднего моста трактора и попере-
чиной (в передней части). К полурамным конструкциям относят-
ся тракторы Т-130, Т-38М, Т-40, Т-40А, «Беларусь» и др.
(^Безрамные тракторы имеют остов, образованный соединени-
ем между собой отдельных частей трактора (блока двигателя,
картера коробки передач, картера заднего моста). При безрам-
ной конструкции трактора затрудняется доступ к его отдельным
механизмам для осмотра и их ремонта. К безрамным конструк-
циям относятся тракторы ДТ-20, Т-25. z
Классификация тракторов по типу двигателя. По типу двига-
теля тракторы делятся на дизельные, карбюраторные и газоге-
6
нерщшрные. Последние два типа тракторов вышли из примене-
ния ввиду малой.их экономичности.
Классификация тракторов по типу трансмиссии. Тракторы
могут быть с механической, гидравлической и электрической
трансмиссией.
§ 2. ОСНОВНЫЕ МЕХАНИЗМЫ ТРАКТОРА
/ Трактор состоит из следующих агрегатов и механизмов: дви-
гателя, или силовой установки; трансмиссии, или силовой пере-
сдачи; ходовой части, механизмов управления и т. д.
Двигатель.1 В нем тепловая энергия сгорающего в двигателе
топлива преобразуется в механическую, которая используется
для выполнения трактором различных работ.
Трансмиссия. Она служитдля,изменения, распределения кру-
тящего момента двигателя и передачи его к ведущим колесам
трактора.
Трансмиссию колесного трактора составляют следующие ме-
ханизмы: муфта сцепления, коробка передач, главная передача,
дифференциал и конечная передача.
Трансмиссия гусеничного трактора состоит из муфты сцепле-
ния, соединительной муфты, коробки передач, главной передачи,
муфт поворота с тормозами и конечных передач.
Муфта сцепления служит для передачи крутящего момента
от коленчатого вала двигателя на вал коробки передач, отъеди-
нения работающего двигателя от трансмиссии и обеспечения
плавного трогания трактора с места.
Отъединение двигателя от трансмиссии необходимо при оста-
новке трактора и переключения передач.
Коробка передач служит для изменения тягового усилия
трактора при изменении скорости его движения, позволяет трак-
тору двигаться задним ходом, а также допускает отъединение
трансмиссии от работающего двигателя при длительных оста-
новках.
Главная (центральная) передача служит для передачи кру-
тящего момента на поперечные валы и для увеличения общего
передаточного числа трансмиссии.
Главная передача обычно представляет собой одну пару ко-
нических шестерен, однако в отдельных конструкциях встреча-
ются двойные передачи, состоящие из двух пар шестерен (кони-
ческой и цилиндрической).
Дифференциал обеспечивает независимое вращение ведущих
колес (с различным числом оборотов), что необходимо при пово-
роте трактора. В гусеничных тракторах дифференциал приме-
няется редко и его заменяют муфты поворота (трактор Т-38М)
или планетарный механизм (трактор Т-4, ДТ-75М).
Конечные передачи, состоящие из одной или двух пар ци-
линдрических шестерен, расположены по обеим сторонам заднего
7
моста. Назначением конечной передачи является создание
дополнительного передаточного числа трансмиссии. Кроме того,
конечная передача позволяет, в случае необходимости, увели-
чить дорожный просвет, т. е. расстояние от грунта до низшей
точки трактора.
Ходовая ласть,. Она служит для^цюоб^азования вращатель-
ного движения ведущих “колёс'в“ поступательное движение трак-
тора, а также поддержания остова трактора.
z ' У колесного трактора ходовая часть состоит из передних на-
правляющих и задних ведущих колес, а также из элементов,
’соединяющих колеса с остовом трактора (подвеска).
У- У гусеничного трактора ходовая часть включает подвеску
трактора, соединяющую гусеничный ход с остовом трактора,
/ и гусеничный ход, к которому относятся все агрегаты и детали,
\ обеспечивающие движение трактора: ведущие и направляющие
кдюлеса, опорные и поддерживающие катки, а также гусеницы.
рабочее оборудование. К нему относятся прищодной.„1ш<ив,
навесная система, лрижпное устройство и др. Рабочее оборудо-
вание позволяет использовать мощность двигателя для привода
рабочих органов машин и орудий. \
Г л а в а 2. ТИПАЖ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ ТРАКТОРОВ
Типаж тракторов основан на разделении их по тяговому уси-
лию на крюке./Трактор Т-25 (рис. 1, а) тягового класса 0,6 Т
’ (номинальное^тяговое усилие) выпускается Харьковским трак-
торным заводом и предназначен для междурядной обработки
f овощных культур, садов, сеноуборки, для работ в животноводстве
и на транспорте. Трактор оборудован двухцилиндровым дизелем
мощностью 24 л. с. при 1600 об/мин, восьмиступенчатой механи-
ческой коробкой передач с реверсом на все передачи, валом от-
бора мощности, гидравлической раздельно-агрегатной навесной
системой/)
Tpaiffop Т-40 тягового класса 0,9 Т (рис. 1, б) выпускается
Липецким тракторным заводом и представляет собой колесный
универсальный трактор с дизелем Д-37М воздушного охлажде-
ния мощностью 40 л. с. при 1600 об/мин. Пуск двигателя осуще-
ствляется электростартером или пусковым двигателем ПД8.
Трактор Т-40 предназначен для выполнения междурядной обра-
ботки пропашных культур, уборки урожая, обслуживания жи-
вотноводческих ферм и выполнения различных внутрихозяйст-
венных работ. Трактор Т-40 имеет полурамную конструкцию,
оборудован закрытой цельнометаллической кабиной, задним
и боковым валами отбора мощности с синхронным и независи-
мым приводом, приводным шкивом, гидравлической раздельно-
агрегатной системой. Многоступенчатая коробка передач с боль-
шим диапазоном скоростей (1,62—26,68 км/ч) позволяет исполь-
зовать трактор на повышенных скоростях.
8
Трактор Т-40А (рис. 1, в) с четырьмя ведущими колесами
обладает повышенной проходимостью и представляет собой мо-
дификацию трактора Т-40, отличаясь от последнего передним
ведущим мостом. Повышенные тягово-сцепные свойства и высо-
кая проходимость позволяют шире использовать этот трактор
в сельском хозяйстве.
Передний ведущий мост трактора включается и выключается
автоматически в зависимости от дорожных условий.
Тракторы «Беларусь» изготовляются Минским тракторным
заводом и с 1954 г.— Южным машиностроительным заводом.
Тракторы «Беларусь» являются колесными универсальными
тракторами тягового класса 1,4 Г и предназначены для работы
с навесными, полунавесными и прицепными машинами и ору-
диями. Заводы-изготовители выпустили 16 модификаций тракто-
ра «Беларусь» (МТЗ-2, МТЗ-5, МТЗ-5К, МТЗ-5Л, МТЗ-5М,
МТЗ-7Л, МТЗ-7М, МТЗ-5ЛС, МТЗ-5МС, МТЗ-7ЛС, МТЗ-7МС,
МТЗ-50ПЛ, МТЗ-50, МТЗ-50Л, МТЗ-52 и МТЗ-52Л), внешний
вид которых имеет много общего. В настоящее время заводы
изготовляют следующие модификации трактора «Беларусь»:
МТЗ-50, МТЗ-50Л, МТЗ-52, МТЗ-52Л, МТЗ-50Х, МТЗ-5МС,
МТЗ-5ЛС, 6М и 6Л.
Трактор «Беларусь» МТЗ-50 (рис. I, г) является более совер-
шенной модификацией и выпускается заводом с 1963 г. На трак-
торе «Беларусь» МТЗ-50 установлен малогабаритный дизель
Д-50 мощностью 50 л. с. при 1600 об/мин с электростартерным
пуском.
Трактор имеет полурамную конструкцию, закрытую цельно-
металлическую кабину, оборудованную вентилятором, стеклоочи-
стителем, зеркалом для заднего обзора и двухместным мягким
сиденьем для тракториста. Девятискоростная механическая ко-
робка передач с подвижными каретками обеспечивает девять
передач переднего хода и две заднего. Широкий диапазон скоро-
стей (1,65—25,8 км/ч) позволяет применять трактор на всех
сельскохозяйственных работах с тяговым усилием на крюке
250—1400 кГ. Переменная колея (1200—1800 мм} обеспечивает
возможность работы трактора «Беларусь» МТЗ-50 на различных
междурядьях. Дорожный просвет под передней осью равен
650 мм. Одновременно с трактором «Беларусь» МТЗ-50 Минский
тракторный завод выпускает трактор «Беларусь» МТЗ-50Л с пус-
ковым двигателем ПД-10У, снабженным электростартерным уст-
ройством.
Трактор «Беларусь» МТЗ-52 (рис. I, д) с четырьмя ведущими
колесами, созданный на базе трактора «Беларусь» МТЗ-50, об-
ладает повышенными тягово-сцепными свойствами и более вы-
сокой проходимостью. Передний ведущий мост включается и вы-
ключается автоматически в зависимости от дорожных условий.
Кроме того, для преодолевания труднопроходимых участков
можно одновременно блокировать дифференциал задних колес
Рис. 1. Тракторы отечественно-
го производства:
а — Т-25; б — Т-40; в — Т-40А;
г — «Беларусь» МТЗ-50; д — «Бе-
ларусь» МТЗ-52; е — «Кировец»
К-700; ж — Т-38М; з — ДТ-75 и
ДТ-75Б; к - Т-4; л — Т-4М; м —
Т-100М; н — Т-130; о — ДЭТ-250
11
и привод переднего ведущего моста. Дорожный просвет под пе-
редним мостом равен 640 мм.
Наряду с выпуском трактора «Беларусь» МТЗ-52 заводом
выпускается трактор «Беларусь» МТЗ-52Л с пусковым двигате-
лем ПД-10У, снабженным электростартером. Трактор «Бела-
русь» МТЗ-52Л отличается от трактора «Беларусь» МТЗ-52
только пусковым устройством двигателя.
Трактор «Кировец» К-700 тягового класса 57 (рис. 1, е}
с четырьмя ведущими колесами выпускается Ленинградским Ки-
ровским заводом и предназначен для выполнения на повышен-
ных скоростях различных сельскохозяйственных работ с навес-
ными, полунавесными и прицепными машинами и орудиями.
Шестнадцатискоростная механическая коробка передач с ше-
стернями постоянного зацепления и гидравлическим управлени-
ем переключения передач обеспечивает 16 передач переднего
хода и четыре заднего. Автоматический механизм блокировки
дифференциала, гидрофицированное управление поворотом
трактора, пневматические тормоза и другие узлы позволили до-
стичь высокой топливной экономичности, надежности работы
узлов и агрегатов и простоты в управлении трактором.
На тракторе «Кировец» К-700 установлен восьмицилиндро-
вый четырехтактный дизель с турбонаддувом и водяным охлаж-
дением ЯМЗ-238НБ мощностью 200 л. с. при 1700 об/мин.
Трактор Т-38М (рис. 1, ж) выпускается Липецким трактор-
ным заводом и представляет собой универсальный пропашной
гусеничный трактор средней мощности, имеющий бескомпрессор-
ный четырехтактный четырехцилиндровый дизель Д-45 мощно-
стью 45 л. с. при 1600 об/мин. Запуск дизеля осуществляется
карбюраторным пусковым двигателем ПД-10М мощностью
10 л. с. при 3500 об/мин.
Трактор Т-38М тягового класса 2Т имеет пятискоростную ко-
робку передач с диапазоном скоростей 4,32—10,30 км/ч. Трактор
Т-38М предназначен для предпосевной обработки почвы, посева,
междурядной обработки и уборки различных пропашных куль-
тур. Трактор Т-38М оборудован раздельноагрегатной гидравли-
ческой системой с основным и выносным цилиндрами.
Трактор ДТ-75 (рис. 1, з), выпускаемый Волгоградским трак-
торным заводом, относится к сельскохозяйственным гусеничным
тракторам общего назначения тягового класса 37 и предназна-
чен для работы в агрегате с навесными, полунавесными и при-
цепными машинами и орудиями.
Трактор ДТ-75М представляет собой модификацию трактора
ДТ-75 и с 1969 г. выпускается Волгоградским и Павлодарским
тракторными заводами.
На тракторе ДТ-75М установлен дизель АМ-41 мощностью
90 л. с. при 1750 об/мин. Дизель АМ-41 оборудован пусковым
двигателем ПД-10У с электростартером. Для облегчения пуска
дизеля при пониженных температурах он снабжен электрофа-
12
кельным подогревателем. На тракторе ДТ-75М установлен уве-
личитель крутящего момента, предназначенный для увеличения
тяговых усилий на всех передачах без остановки трактора при
преодолении им кратковременных перегрузок.
Трактор ДТ-75М оборудован закрытой кабиной, обогревае-
мой в холодное время и вентилируемой в жаркое время года,
раздельноагрегатной гидравлической системой и зависимым ва-
лом отбора мощности. Трактор ДТ-75М имеет семь передач при
движении вперед, а при включении увеличителя крутящего мо-
мента можно получить дополнительно еще семь передач.
Трактор ДТ-75Б (рис. 1, и). Волгоградского тракторного за-
вода тягового класса ЗТ является модификацией серийного
трактора ДТ-75. Трактор ДТ-75Б предназначен для обработки
почвы и выполнения других работ на осушенных болотах и на
торфоразработках. На тракторе установлен дизель СМД-14 мощ-
ностью 75 л. с. при 1700 обIмин. Пуск дизеля осуществляется
пусковым двигателем ПД-10У с электростартером.
Трактор Т-74 Харьковского тракторного завода относится
к сельскохозяйственным тракторам общего назначения тягового
класса ЗТ и предназначен для работы в агрегате с навесными,
полунавесными и прицепными машинами и орудиями. Кроме
того, он может быть использован на дорожных, строительных,
мелиоративных и других работах.
На тракторе установлен дизель СМД-14 мощностью 75 л. с.
при 1700 обIмин. Пуск дизеля СМД-14 осуществляется пусковым
двигателем ПД-10У с электростартером. Для облегчения пуска
дизеля при пониженных температурах служит предпусковой по-
догреватель, установленный на впускном коллекторе. Механиче-
ская шестиступенчатая коробка передач обеспечивает шесть пе-
редач переднего хода в диапазоне 4,49—11,47 км!ч и одну пере-
дачу заднего. По желанию потребителя трактор комплектуется
ходоуменьшителем.
Трактор оборудован закрытой обогреваемой кабиной, валом
отбора мощности, гидравлической раздельноагрегатной навес-
ной системой.
Трактор Т-4 (рис. 1, к) Алтайского тракторного завода отно-
сится к сельскохозяйственным гусеничным тракторам общего
назначения тягового класса 4Т и предназначен для работы
в сельском хозяйстве с навесными, полунавесными и прицепны-
ми гидрофицированными машинами и орудиями на повышенных
скоростях. Кроме того, он может быть использован на дорож-
ных, строительных, мелиоративных и других работах в агрегате
со специальными машинами или устройствами.
На тракторе установлен шестицилиндровый дизель АМ-01
мощностью НО л. с. при 1600 об!мин, оборудованный пусковым
двигателем ПД-10У с электростартером. Коробка передач трак-
тора Т-4 с реверс-редуктором обеспечивает широкий диапазон
скоростей и тяговых усилий.
13
Трактор Т-4М (рис. 1, л) Алтайского тракторного завода тя-
гового класса 47 является модернизацией серийного трактора
Т-4. На тракторе Т-4М установлен шестицилиндровый дизель
мощностью 130 л. с. при 1700 об/мин, оборудованный пусковым
двигателем ПД-10У с электростартером.
Трактор Т-4М предназначен для выполнения энергоемких
сельскохозяйственных работ на повышенных скоростях. Особен-
но эффективно применение этого трактора на таких работах, как
пахота поливных земель, безотвальная пахота, глубокая пахота
под хлопок и другие технические культуры. Трактор имеет во-
семь передач вперед и четыре передачи назад.
Трактор Т-100М (рис. 1, м) Челябинского тракторного завода
тягового класса 67 является модернизацией серийного трактора
Т-100. Трактор Т-100М предназначен для работы в сельском хо-
зяйстве, на лесозаготовительных, мелиоративных и строительных:
работах. На тракторе установлен четырехцилиндровый дизель
мощностью 108 л. с. при 1050 об/мин. Трактор имеет пять пере-
дач вперед (2,36—10,13 км/ч) и четыре передачи заднего хода
(2,79—7,61 км/ч).
/Трактор Т-130 (рис. 1, н) Челябинского тракторного завода
тягового класса 67 относится к числу мощных сельскохозяйст-
венных гусеничных тракторов общего назначения и предназна-
чен для работы в различных отраслях народного хозяйства. На
тракторе Т-130 установлен дизель Д-130 с турбонаддувом мощ-
ностью 140 л. с. при 1070 об/мин.
Трактор имеет восемь передач вперед (3,17—10,45 км/ч) и
четыре передачи заднего хода (3,05—8,5 км/ч).^
Челябинский тракторный завод выпускает’ также трактор,
ДЭТ-250 (рис. 1, о) промышленного назначения тягового клас-
са 157.
Брянский автомобильный завод выпускает два типа гусенич-
ных тракторов: трактор Т-180Г, предназначенный для работы на
строительстве, в газовой, горнодобывающей и лесной промыш-
ленности, и трактор Д-804М специального назначения, предна-
значенный для работы по укладке трубопроводов большого диа-
метра. Оба трактора относятся к тяговому классу 157.
Онежским тракторным заводом выпускаются трелевочные'
тракторы ТДТ-55 и лесохозяйственные — ЛХТ-55 тягового клас-
са 37. Кишиневский тракторный завод выпускает три типа гусе-
ничных тракторов: Т-54В — гусеничный виноградниковый,.
Т-54С — гусеничный свекловодческий и Т-54Л — гусеничный ле-
сохозяйственный тягового класса 27.
Для осуществления комплексной механизации сельского хо-
зяйства необходима разработанная система машин, которая упо-
рядочила бы создание новых конструкций и распределение их па
зонам.
Важнейшим звеном в системе машин для комплексной ме-
ханизации работ в сельском хозяйстве является трактор. Ко-
14
личество типовых тракторов, работающих в народном хозяйстве,
определяется из условий максимального удовлетворения потреб-
ностей народного хозяйства при наличии минимального числа
базовых моделей. Увеличение типажа тракторного парка вызы-
вает значительные затруднения при техническом обслуживании,
ремонте и обеспечении тракторов запасными частями во время
их эксплуатации.
Все типы тракторов разделены на тяговые классы. Каждый
класс состоит из группы машин, конструктивно унифицирован-
ных и обладающих одинаковыми тяговыми свойствами. Пер-
спективный типаж тракторов содержит одиннадцать классов и
устанавливает следующие номинальные тяговые усилия: 0,2; 0,6;
0,9; 1,4; 2,0; 3,0; 4,0; 6,0; 9,0 и 15Т. Одиннадцатый класс без нор-
мированных показателей предусмотрен для уборочных самоход-
ных шасси.
Глава 3. УСТРОЙСТВО И РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ
§ 3. СИСТЕМЫ, МЕХАНИЗМЫ И ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ
Двигателем внутреннего сгорания называется такой тепловой
двигатель, в котором процесс сгорания топлива и превращения
выделяемого при этом тепла в механическую энергию происхо-
дит внутри цилиндра.
Двигатель внутреннего сгорания состоит из ряда механизмов,
систем и устройств, находящихся в строго определенном взаимо-
действии. Он включает блок-картер, головку цилиндров, криво-
шипно-шатунный механизм, механизм газораспределения, систе-
му питания, смазки, охлаждения, зажигания и пусковое уст-
ройство.
Блок-картер (сокращенно блок) двигателя представляет
собой чугунную корпусную деталь сложной конфигурации и яв-
ляется как бы остовом для монтажа всех остальных устройств
и механизмов двигателя.
Головка цилиндров, устанавливаемая сверху блока, является
как бы крышкой, закрывающей сверху блок, и представляет со-
бой сложную отливку из чугуна или сплава алюминия.
Кривошипно-шатунный механизм двигателя служит для пре-
образования прямолинейного возвратно-поступательного движе-
ния поршня во вращательное движение коленчатого вала. Кри-
вошипно-шатунный механизм состоит из цилиндров, поршня
в комплекте с пальцем и поршневыми кольцами, шатуна, колен-
чатого вала с подшипниками и маховика.
Механизм газораспределения предназначен для впуска го-
рючей смеси (карбюраторные двигатели) или воздуха (дизели)
и выпуска отработавших газов. Механизм газораспределения
состоит из клапанов, клапанных пружин и деталей привода,
15
штанг толкателей, распределительного вала и шестерен при-
вода.
Система питания служит для приготовления горючей смеси
и подачи ее в цилиндры в карбюраторном двигателе или для по-
дачи топлива и воздуха в дизеле.
У дизеля она состоит из топливных баков, трубопроводов низ-
кого и высокого давления, фильтров грубой и тонкой очистки
топлива, топливного насоса с регулятором, форсунок, впускных
и выпускных трубопроводов и воздухоочистителя.
У карбюраторного двигателя в систему питания входят топ-
ливные баки, отстойники, трубопроводы, топливный насос низко-
го давления, карбюратор, воздухоочиститель, впускные и выпуск-
ные трубопроводы.
Система охлаждения служит для охлаждения двигателя, т. е.
создания нормального теплового режима, при котором двигатель
не перегревался бы и не переохлаждался. Система охлаждения
состоит из радиатора, вентилятора, водяного насоса, патрубков,
водяной рубашки и контрольно-измерительных приборов.
Система смазки служит для подвода масла к трущимся де-
талям двигателя с целью уменьшения трения между поверхно-
стями трущихся деталей, уменьшения их износа и отвода тепла
от трущихся деталей.
Система смазки состоит из поддона, масляного насоса, тру-
бопроводов, фильтров, масляного радиатора и контрольно-изме-
рительных приборов.
Система зажигания служит для воспламенения сжатой в ци-
линдре горючей смеси и устанавливается в карбюраторных и га-
зовых двигателях. В дизелях топливо воспламеняется от сжатия,
т. е. от соприкосновения со сжатым воздухом, имеющим высокую
температуру, поэтому они не имеют специальной системы зажи-
гания. Система зажигания состоит из магнето, свечей зажигания
и проводов.
Пусковое устройство служит для пуска двигателя. Оно мо-
жет быть простейшим — в виде рукоятки и сложным — в виде
специального пускового двигателя.
§ 4. у КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Двигатели внутреннего сгорания различают по виду топлива,
способу смесеобразования и воспламенения рабочей смеси, спо-
собу осуществления рабочего цикла, числу и расположению ци-
линдров, оборотам коленчатого вала.
b По виду топлива различают:
1) двигатели, работающие на жидком легком топливе,— бен-
зине, керосине, лигроине (карбюраторные двигатели);
2) двигатели, работающие на жидком тяжелом топливе,—
дизельном (дизели);
16
3) двигатели, работающие на газообразном топливе (газо-
вые двигатели).
По способу смесеобразования различают:
1) двигатели с внешним смесеобразованием, у которых рабо-
тая смесь образуется вне цилиндра двигателя (карбюраторные
и газовые двигатели);
2) двигатели с внутренним смесеобразованием, у которых ра-
бочая смесь образуется внутри цилиндра (дизели).
По способу воспламенения рабочей смеси различают:
1) двигатели с воспламенением от сжатия (дизели);
2) двигатели с зажиганием от электрической искры (карбю-
раторные, газовые).
По способу осуществления рабочего цикла различают: 22
1) четырехтактные двигатели, в которых рабочий цикл со-
вершается за четыре хода поршня;
2) двухтактные двигатели, в которых рабочий цикл совер-
шается за два хода поршня.
По числу цилиндров различают: S
1) одноцилиндровые двигатели;
2) двухцилиндровые двигатели;
3) многоцилиндровые — трех-, четырех-, шести-, восьми-
и двенадцатицилиндровые двигатели.
По расположению цилиндров различают: Ч
1) однорядные вертикальные двигатели;
2) однорядные горизонтальные двигатели;
3) двухрядные двигатели с цилиндрами, расположенными
под углом (V-образные двигатели).
По оборотам коленчатого вала различают:
1) тихоходные двигатели (до 1000 об/мин);
2) среднеоборотные двигатели (1000—2000 об/мин);
3) быстроходные двигатели (свыше 2000 об/мин)'.
§ 5. ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
На рис. 2 представлена схема устройства одноцилиндрового
двигателя внутреннего сгорания, поршень которого при враще-
нии коленчатого вала, перемещаясь в цилиндре, может занимать
два крайних положения — верхнее и нижнее.
Верхнее крайнее положение поршня в цилиндре называется
верхней мертвой точкой и обозначается в. м. т. Нижнее крайнее
положение поршня в цилиндре называется нижней мертвой точ-
кой и обозначается н. м. т. Радиус кривошипа — расстояние
от оси коренной шейки коленчатого вала до оси шатунной
шейки.
Путь, проходимый поршнем от в. м. т. до н. м. т. или от
н. м. т. до в. м. т., называется ходом поршня и обозначается S.
2 Заказ 848 17
Каждому ходу поршня соответствует половина оборота колен-
чатого вала (180°).
Ход поршня равен удвоенному радиусу кривошипа коленча-
того вала S = 2г.
При положении поршня в в. м. т. между его днищем и внут-
Рис. 2. Схема двига-
теля внутреннего сго-
рання
ренней поверхностью головки образуется
пространство, называемое камерой сго-
рания (сжатия).
^^ъем„дидиндра, соответствующий
пространству между _ в. jr. т. и н. м. т.,
называется, рабочим объемом. Ун , и выра-
жается в литрах или кубических санти-
метрах. Рабочий объем всех цилиндров
двигателя, выраженный в литрах, назы-
вается литражом двигателя Ул.
v Все пространство цилиндра при поло-
жении поршня в н. м. т._, _ рдвное сумме
рабочего объема Vh и объема простран-
ства сжатия Vc, называется полным
объемом цилиндра
Va = Vft + Vc.
Отношение полного объема цилиндра
к объему камеры сгорания называется
степенью сжатия
Уд
Ус ‘
Степень сжатия (табл. 1) показывает, во сколько раз полный
объем..цилиндра больше объема камеры сгорания или во сколь-
ко раз . сжимается рабочая
смесь или воздух в цилиндре
при перемещении поршня от
н. м. т. до в. м. т.. Современ-
ные двигатели в зависимости
от применяемого топлива и
способа его воспламенения
имеют различные степени сжа-
тия.
Рабочий цикл двигателя —
это совокупность последова-
тельных процессов, периодиче-
ски повторяющихся в каждом
цилиндре и обеспечивающих
работу двигателя.
Таблица 1
Степень сжатия двигателей
различных типов___________________
Двигатель Топливо Степень сжатия
Карбюра- торный То же Дизель Керосин Бензин Газ Дизельное топливо, нефть •3,5—4,0 5,0—7,0 7,0—0,0 14,0—20,0
Такт — это часть цикла, совершаемая в течение одного хода
поршня.
18
§ 6. РАБОЧИЙ ЦИКЛ
ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рабочий цикл четырехтактного карбюраторного двигателя
состоит из четырех тактов, последовательно совершаемых в ци-
линдре двигателя, а именно: впуска, сжатия, сгорания и расши-
рения — рабочего хода и выпуска.
Предположим, что в начале работы поршень находится
в в. м. т.
Первый такт — впуск (рис. 3, а). При вращении коленчатого
вала 1 поршень 5 перемещается из в. м. т. в н. м. т. При этом
а) б) в)
?)
Рис. 3. Схема работы четырехтактного карбюраторного двигателя:
а — впуск; б — сжатие; в — рабочий ход; г — выпуск
объем пространства над поршнем увеличивается, вследствие че-
го в цилиндре создается разрежение.
Одновременно с движением поршня в н. м. т. открывается
впускной клапан 2 и в цилиндр 3 двигателя засасывается горю-
чая смесь, состоящая из топлива и воздуха. Всасывание горючей
смеси происходит на протяжении всего хода поршня от в. м. т.
до н. м. т., т. е. на протяжении полуоборота коленчатого вала.
В конце хода поршня впускной клапан 2 закрывается. Процесс
поступления рабочей смеси в цилиндр двигателя вследствие раз-
режения в нем называется впуском.
Второй такт — сжатие (рис. 3, б). При дальнейшем провер-
тывании коленчатого вала, т. е. при совершении коленчатым ва-
лом второго полуоборота, поршень перемещается из н. м. т.
в в. м. т. При этом впускной 2 и выпускной 4 клапаны закрыты.
Горючая смесь, поступившая в цилиндр во время впуска, вслед-
ствие уменьшения пространства над поршнем сжимается. Когда
поршень доходит до в. м. т., объем рабочей смеси уменьшается
2* 19>
до объема пространства сжатия. Давление смеси при этом воз-
растает до 5—9 кГ!см2, а температура до 250—300° С.
Процесс уменьшения объема рабочей смеси в результате сжа-
тия ее поршнем, перемещающимся вверх, называется сжатием.
Третий такт — сгорание — расширение, или рабочий ход
(рис. 3, в). В конце второго такта, когда поршень приходит
в в. м. т., между электродами свечи зажигания 8 проскакивает
электрическая искра, которая воспламеняет сжатую горючую
смесь. В результате сгорания горючей смеси выделяется теплота,
повышается температура до 2500° С и давление до 30—35 кГ1см2.
Газы, образовавшиеся в процессе сгорания рабочей смеси,
оказывают давление на днище поршня, в результате чего пор-
шень перемещается в н. м. т. Поршень через палец 6 и шатун 7
передает усилие на коленчатый вал, вследствие чего коленчатый
вал начинает вращаться.
В течение третьего полуоборота коленчатого вала в цилиндре
двигателя происходит третий такт рабочего цикла.
Движение поршня вниз, совершаемое под действием давления
газов, называется рабочим ходом.
Во время рабочего хода оба клапана закрыты. В конце рас-
ширения давление падает до 3,5—4,5 кГ!см2.
Четвертый такт — выпуск (рис. 3, г). При четвертом полу-
обороте коленчатого вала поршень снова начинает перемещать-
ся в в. м. т. При этом выпускной клапан 4 открывается. Через
открывшееся выпускное отверстие поршень выталкивает в атмо-
сферу продукты сгорания горючей смеси, т. е. отработавшие га-
зы, которые имеют температуру 600—900° С и давление 1,05—
1,2 кГ1см2.
Этот такт называется выпуском.
Выпуском завершается рабочий цикл двигателя. После вы-
пуска начинается новый рабочий цикл, т. е. впуск, сжатие, ра-
бочий ход, выпуск и т. д.
Следовательно, у четырехтактного двигателя весь цикл по
превращению тепловой энергии топлива в механическую работу
совершается за четыре такта, т. е. за четыре хода поршня, что
соответствует двум оборотам коленчатого вала.
Из четырех тактов рабочего процесса три такта (впуск, вы-
пуск и сжатие) являются подготовительными и один — рабочим
ходом, вследствие этого коленчатый вал вращается неравномер-
но. Для плавного вращения коленчатого вала на его заднем кон-
це устанавливается маховик, который служит для накопления
кинетической энергии во время рабочего хода. Затем эта энергия
расходуется на преодоление сопротивлений при совершении под-
готовительных тактов.
На рис. 4, а дана диаграмма изменения давления газов
в цилиндре карбюраторного двигателя в течение всех четырех
тактов, построенная в координатах р, V. Характерными точками
диаграммы являются точки а, с, z, b, г. Каждая точка индика-
20
торной диаграммы характеризуется параметрами р, Т, V, т. е.
абсолютным давлением газа р, абсолютной температурой Т
и объемом газа V.
Кривая га индикаторной диаграммы является линией впуска.
Она расположена ниже линии атмосферного давления, что ука-
зывает на то, что процесс всасывания происходит при некотором
Рис. 4. Индикаторные диаграммы четырехтактных двигателей:
а — карбюраторного двигателя; б — дизеля
Кривая ас индикаторной диаграммы является политропой
сжатия. Она показывает, как увеличивается давление в цилинд-
ре по мере уменьшения объема смеси при такте сжатия.
Линия cz индикаторной диаграммы является линией сгора-
ния. Она указывает на то, что сгорание рабочей смеси происхо-
дит почти мгновенно, при постоянном объеме.
Кривая zb индикаторной диаграммы является политропой
расширения. Она характеризует уменьшение давления при рас-
ширении.
Кривая Ьг индикаторной диаграммы является линией вы-
пуска. Она располагается несколько выше линии атмосферного
давления. Это указывает на то, что давление выпуска больше
атмосферного.
§ 7. РАБОЧИЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ
Рабочий цикл четырехтактного дизеля так же, как и рабочий
цикл четырехтактного карбюраторного двигателя, состоит из че-
тырех последовательно повторяющихся тактов: впуска, сжатия,
21
сгорания и расширения — рабочего хода и выпуска. Однако ра-
бочий цикл дизеля существенно отличается от рабочего цикла
карбюраторного двигателя, а именно:
1) при впуске в цилиндры дизеля засасывается не горючая
смесь, а воздух, который затем сжимается;
2) из-за высокой степени сжатия (е = 14 4- 20) температура
и давление в конце сжатия достигают в дизелях значительно
большей величины, чем в карбюраторных двигателях;
6) г)
Рис. 5. Схема работы четырехтактного дизеля:
а — впуск; б — сжатие; в — рабочий ход; г — выпуск
3) в конце сжатия в камеру сгорания впрыскивается топли-
во, которое под действием высокой температуры сжатого возду-
ха воспламеняется и сгорает.
Схема работы четырехтактного дизеля изображена на рис. 5.
Первый такт — впуск (рис. 5, а). При движении поршня 2
вниз (от в. м. т. к н. м. т.) через открытое отверстие впускного
клапана 4 в полость цилиндра 1 засасывается атмосферный воз-
дух. Давление в цилиндре меньше атмосферного и почти не
22
отличается от давления впуска карбюраторного двигателя (дав-
ление 0,8—0,95 кГ!см2, температура 30—50° С).
Второй такт — сжатие (рис. 5, б). Поршень движется от
н. м. т. к в. м. т., и так как в это время оба клапана закрыты, то
перемещающийся снизу вверх поршень 2 сжимает засосанный
воздух. Вследствие больших степеней сжатия (е = 14 4- 20)
давление конца сжатия достигает 35—40 кГ1см2, а температура
возрастает до 600—650° С.
Третий такт — расширение или рабочий ход (рис. 5, в).
В конце сжатия (за 15—20° поворота коленчатого вала до
в. м. т.) насос высокого давления 6 через форсунку 3 впрыски-
вает дизельное топливо.
Распыленное топливо, перемешанное со сжатым воздухом,
имеющим высокую температуру, воспламеняется и сгорает. Дав-
ление газов в конце сгорания достигает 60—90 кГ1см2, а темпе-
ратура — 1800—2000° С. Под действием давления газов поршень
перемещается от в. м. т. к н. м. т., т. е. совершается рабочий
ход. К концу рабочего хода давление в цилиндре падает до
3—4 кГ1см2, а температура до 800—900° С.
Четвертый такт — выпуск (рис. 5, г). При выпуске выпуск-
ной клапан 5 открыт. Поршень движется от н. м. т. к в. м. т. и
через отверстие выпускного клапана выталкивает из цилиндра
ютработавшие газы. Давление выпуска равно 1,05—1,2 кГ1см2
и температура 600—700° С. Затем все описанные процессы по-
вторяются вновь.
Таблица 2
Давление и температура газов в цилиндрах четырехтактных двигателей
Такт Параметр Карбюратор- ный двигатель Дизель
Впуск Давление в конце впуска в кГ1см2 Температура в конце впуска в °C 0,7—0,9 50—80 0,8—0,95 30—50
Сжатие Давление конца сжатия в кГ]см2 Температура конца сжатия в °C g 250—300 35—40 600—650
Рабочий ход Давление в конце сгорания в кГ/см2 Температура в конце сгорания в °C Давление в конце расширения в кГ/см? Температура в конце расширения в °C 30-35 2500 3,5—4,5 1100 60—90 1800—2000 3—4 800—900
Выпуск Давление в конце выпуска в кГ/см2 Температура конца выпуска в °C 1,1—1,2 600—900 1,05—1,2 600—700
23
На рис. 4, б представлена индикаторная диаграмма дизеля.
Параметры рабочих циклов карбюраторного двигателя и ди-
зеля, работающих по четырехтактному циклу, приведены
в табл. 2.
§ 8. РАБОЧИЙ ЦИКЛ
ДВУХТАКТНОГО КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рабочий цикл двухтактного карбюраторного двигателя про-
исходит за два хода поршня или за один оборот коленчатого ва-
ла. Поэтому двухтактный цикл короче и характеризуется тем„
что из двух тактов один является рабочим, а другой — вспомо-
гательным.
Двухтактные двигатели работают как на легком топливе, так
и на тяжелом.
Схема двухтактного двигателя, работающего на легком топ-
ливе, представлена на рис. 6.
Рис. 6. Схема работы двухтактного карбюраторного двигателя
Цилиндр 1 (рис. 6, а) двигателя соединен с герметически за-
крытым картером 6, в котором в подшипниках вращается колен-
чатый вал 5. Коленчатый вал шатуном 4 соединен с поршнем 3.
Цилиндр 1 имеет три окна: выпускное окно Ь, сообщающееся
с атмосферой, впускное окно а, сообщающееся с карбюратором,
и окно с — продувочное, сообщающееся каналом d с внутрен-
ним пространством картера.
Работа двухтактного двигателя происходит следующим об-
разом.
24
Первый такт. Допустим, что поршень 3 в начале первого так-
та находится в в..м. т. (рис. 6, а), а рабочая смесь сжата. С по-
мощью электрической искры, проскакивающей между электро-
дами „свечи зажигания 7, смесь воспламеняется и сгорает. В ре-
зультате выделения тепла резко повышается температура
и давление"газов' ТЛод' действием давления газов поршень пере-
мещается вниз, совершая рабочий ход. В конце рабочего хода
поршень открывает выпускное окно b (р‘йс7~6,’“б)\ и отработав-
шие газы (продукты сгорания), давление которых выше атмо-
сферного (2—3 кГ1см2), с большой скоростью выходят нару-
жу — происходит выпуск. При дальнейшем ходе поршня откры-
вается продувочное окно с, сообщающее цилиндр с полостью
картера, где находится сжатая горючая рмесь.
Поршень, совершая рабочий ход, опускается вниз, при этом
объем пространства шатунно-кривошипной камеры уменьшается,
свежая горючая смесь, находящаяся в картере, сжимается. По-
этому, когда поршень откроет продувочное окно с, сжатая го-
рючая смесь из картера по боковому каналу d и продувочному
окну с поступает в цилиндр двигателя, заполняя его и способ-
ствуя выталкиванию отработавших газов в выпускное окно.
Таким образом, за первый такт совершается рабочий ход, вы-
пуск отработавших газов и продувка цилиндра.
Второй такт. При втором полуобороте коленчатого вала пор-
шень идет в в. м. т. (рис. 6, в), происходит последовательное
закрытие продувочного и выпускного окон. Движущийся вверх
поршень сжимает рабочую смесь в цилиндре двигателя.
Одновременно через впускное окно а в картер двигателя по-
ступает свежая горючая смесь, так как при движении поршня
вверх объем картера увеличивается и в нем создается разре-
жение.
Таким образом, за второй такт происходит сжатие смеси
в цилиндре двигателя и всасывание свежей горючей смеси в кар-
тер из карбюратора. По окончании цикла процесс повторяется.
$ 9. РАБОЧИЙ ЦИКЛ ДВУХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ
Схема двухтактного дизеля тяжелого топлива представлена
на рис. 7.
Из приведенной схемы следует, что устройство двухтактного
дизеля отличается от устройства карбюраторного двигателя,
так как у дизеля отсутствует карбюратор и свечи зажигания.
Дизель снабжен форсункой 3, соединенной с топливным насо-
сом 4 высокого давления.
Рабочий цикл дизеля отличается от рабочего цикла карбюра-
торного двигателя тем, что продувка цилиндра осуществляется
не рабочей смесью, а воздухом, поступающим через впускное
окно а в картер 1. В цилиндре дизеля сжимается не рабочая
смесь, а воздух. Степень сжатия у дизеля 8=16, поэтому дав-
25
ление конца сжатия достигает 35—40 кГ1см2, температура —
*600—650° С. В конце сжатия с помощью насоса и форсунки в ци-
линдр подается распыленное топливо, которое перемешивается
со сжатым воздухом, воспламеняется и сгорает. При этом дав-
ление в цилиндре возрастает до 60—90 кГ/см2. Под давлением
газов поршень 2 движется вниз, совершая рабочий ход.-Затем,
как и у карбюраторного двигателя, при открытии выпускного
окна b происходит выпуск продуктов сгорания, а при открытии
продувочного окна с — продувка цилиндра. Так как у дизеля
продувка цилиндра осу-
ществляется воздухом, то
топливо при продувке не
теряется.
Двухтактные двигате-
ли по сравнению с четы-
рехтактными обладают
рядом преимуществ:
1) двухтактный двига-
тель при той же мощно-
сти, что и четырехтакт-
ный, имеет большую рав-
номерность хода, мень-
шие габариты и вес;
2) конструкция двух-
тактного двигателя про-
ще, так как у него отсут-
ствует клапанный меха-
<Рис. 7. Схема работы двухтактного дизеля
с кривошипно-камерной продувкой
низм;
3) мощность двухтактного двигателя, при прочих равных
условиях, в 1,6—1,7 раза больше, чем у четырехтактного;
4) в двухтактном двигателе коленчатый вал и шатунные бол-
та нагружены равномернее.
К недостаткам двухтактных двигателей относятся:
1) большая тепловая напряженность двигателя из-за боль-
шого коэффициента остаточных газов;
2) плохая очистка цилиндра от продуктов сгорания и мень-
шее наполнение его свежим зарядом вследствие малого времени,
ютводимого на впуск и выпуск;
3) необходимость в случае кривошипно-камерной продувки
'тщательной герметизации картера двигателя при надежном уп-
лотнении коренных подшипников;
4) повышенный расход топлива (карбюраторный двигатель)
вследствие утечки рабочей смеси при продувке цилиндра.
Для повышения мощности двигателей применяют наддув
< помощью турбокомпрессоров. В карбюраторных двигателях
в цилиндры двигателя нагнетается горючая смесь, а у дизелей —
воздух. Давление наддува рн всегда больше давления окружа-
ющей среды ро и составляет рн = 0,35 4- 0,65 кГ!см2.
26
§ 10. РАБОТА МНОГОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Многоцилиндровый двигатель представляет собой как бы не-
сколько одноцилиндровых двигателей, поставленных в ряд и име-
ющих общий коленчатый вал.
Распространение конструкций многоцилиндровых двигателей
в народном хозяйстве вызвано стремлением получить двигатель
-большой мощности при сравнительно малом весе, повысить рав-
номерность вращения коленчатого вала и уменьшить размеры
маховика, а также осуществить более плавное изменение нагруз-
ки на детали кривошипно-шатунного механизма.
'На отечественных тракторах устанавливаются преимущест-
венно четырех-, шести-, восьмицилиндровые двигатели.
Последовательность совершения тактов в цилиндрах много-
цилиндрового двигателя выбирают такой, чтобы обеспечить
плавную работу двигателя и хорошие условия работы подшип-
ников коленчатого вала.
Последовательность чередования одноименных тактов в ци-
линдрах двигателя называется порядком работы цилиндров. По-
рядок работы цилиндров зависит от расположения колен на
коленчатом валу.
В четырехцилиндровом четырехтактном двигателе колена на
коленчатом валу располагаются в одной плоскости под углом
180° одно к другому; колена вала шестицилиндрового двигателя
расположены в трех плоскостях под углом 120°.
В табл. 3 приведена последовательность чередования про-
цессов в четырехцилиндровом двигателе.
Таблица 3
Последовательность чередования процессов в четырехтактном
четырехцилиндровом двигателе
Оборот колен- чатого вала Полуоборот коленчатого вала Цилиндр Порядок работы цилиндров
1 2 3 4
1-Й 1-й 2-й Рабочий ход Выпуск Выпуск Впуск Сжатие Рабочий ход Впуск Сжатие 1—3—4—2
2-й 3-й 4-й Впуск Сжатие Сжатие Рабочий ход Выпуск Впуск Рабочий ход Выпуск
Рассмотренный порядок чередования рабочих ходов в ци-
линдрах двигателя может быть изменен. Для этого необходимо
изменить последовательность открытия и закрытия клапанов.
27
§ 11. ИНДИКАТОРНАЯ МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
Мощность двигателя внутреннего сгорания определяется ра-
ботой, совершаемой в единицу времени продуктами сгорания при
расширении их в цилиндре двигателя. Она измеряется в кило-
ваттах или лошадиных силах. Различают индикаторную и эф-
фективную мощность.
Индикаторной мощностью Ni называется мощность, развива-
емая газами в цилиндрах двигателя.
Индикаторная мощность двигателя определяется по формуле
Ni^PiVb—— л. с.,
1 ft 225т
где pi — среднее индикаторное давление в кГ1см2\
Vh — рабочий объем цилиндра в л;
п— число оборотов вала в минуту;
i — число цилиндров;
т — тактность двигателя.
§ 12. ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
Эффективной мощностью Ne двигателя называется мощность,
развиваемая на коленчатом валу двигателя и используемая для
совершения полезной работы. Часть индикаторной мощности
расходуется в самом двигателе на преодоление трения между
трущимися поверхностями деталей двигателя, на приведение
в действие вспомогательных устройств двигателя (насосы, вен-
тилятор, генератор, магнето и так далее) и насосные потери, т. е.
потери, связанные с впуском и выпуском. Поэтому эффектив-
ная мощность меньше индикаторной на величину потерь, т. е.
Эффективная мощность двигателя может быть определена
лабораторным путем при испытании двигателя с помощью тор-
мозной установки, позволяющей измерить его крутящий момент
Мкр. В этом случае мощность двигателя
.г Мкрп
Ne =------л. с.,
е 716,2
где Мкр и п — соответственно крутящий момент двигателя
в кГ • м и его число оборотов в минуту.
Эффективная мощность двигателя
Ne = Pe^h П1 ’ л- с->
е п 225т ’
где ре — среднее эффективное давление в кГ/см2.
28
Глава 4. КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ
Кривошипно-шатунный механизм является одним из наибо-
лее важных механизмов двигателя. Он воспринимает давление
газов и преобразует возвратно-поступательное движение порш-
ней во вращательное движение коленчатого вала.
Кривошипно-шатунный механизм (рис. 8) состоит из цилинд-
ров 7, поршней 5 в комплекте с кольцами 4 и пальцами 3, шату-
нов 2, коленчатого вала 7 с подшипниками 8 и маховика 6.
§ 13. БЛОК-КАРТЕР
Блок-картер представляет собой массивную отливку из чугу-
на и является остовом, внутри и снаружи которого устанавли-
ваются все механизмы двигателя.
Вместе с другими деталями (головкой блока, передней
крышкой, задней балкой и поддоном картера) блок служит за-
щитным кожухом для всех расположенных внутри деталей, пре-
дохраняя их от повреждений и загрязнений.
Блок дизеля СМД-14А является моноблочной отливкой,
в верхней части которой установлены гильзы. В нижней части
блока расположен коленчатый вал. Сверху блок закрывается
головкой, снизу — поддоном, который служит резервуаром для
масла, необходимого для смазки двигателя.
Вес блока в сборе составляет 30—36% от веса двигателя.
Устройство блока дизеля СМД-14А показано на рис. 9, а.
29
У дизелей с воздушным охлаждением (Д-16, Д-37М) ци-
линдры не объединены в общий блок, а каждый в отдельности
крепится к картеру шпильками.
Картер (рис. 9, б) дизеля Д-37М отлит из серого чугуна
и имеет три поперечные перегородки, придающие ему жесткость.
В отверстия а, расположенные на его верхней плоскости, ус-
тановлены цилиндры 2 с головками 1. К нижней плоскости кар-
тера 3 крепится масляный поддон 4.
В картере размещены коленчатый и распределительный валы,
а снаружи к его привалочным плоскостям крепятся вспомога-
тельные механизмы и детали двигателя.
Цилиндр двигателя является направляющим для движения
поршня; кроме того, в цилиндре двигателя протекают рабочие
циклы, сопровождающиеся значительным повышением темпера-
туры и давления. Цилиндры двигателя могут быть отлиты как
одно целое с блоком или изготовлены отдельно от блока в виде
вставных гильз.
30
Рис. 10. Гильза цилиндра
двигателя
Последний способ изготовления цилиндров имеет пре-
имущественное распространение в тракторных двигателях.
В случае применения вставных гильз облегчается литье блока,,
уменьшается заводской брак, снижается стоимость литья, стано-
вится возможным использование высококачественного материала
для гильз. Цилиндр двигателя должен
удовлетворять следующим требова-
ниям:
1) обладать достаточной прочно-
стью, чтобы выдерживать высокое
давление, развивающееся во время
сгорания горючей смеси;
2) иметь гладкую внутреннюю по-
верхность для обеспечения возможно
меньших потерь на трение при движе-
нии поршня;
3) изготовляться из легкообраба-
тываемого, жароупорного и износоус-
тойчивого материала во избежание
быстрого износа стенок. Материалом
для изготовления гильз служат леги-
рованные чугуны. Для повышения
твердости и износоустойчивости внут-
ренняя трущаяся поверхность гиль-
зы — зеркало — закаливается.
Гильза (рис. 10) устанавливается в
специальное гнездо а (см. рис. 9, а),
расточенное в верхней стенке блока и
в поперечной перегородке его. Снару-
жи на гильзе есть два шлифованных
пояска а и Ь, которыми она центриру-
ется в расточных гнездах блока. Между стенками блока и гиль-
зой образуются полости, называемые рубашками и заполняемые
охлаждающей жидкостью — водой. Чтобы вода из рубашки не
вытекала, соединение нижнего пояска а гильзы и блока уплот-
нено резиновым кольцом 2. На каждой гильзе может быть
поставлено по два уплотняющих резиновых кольца (дизели
АМ-41, АМ-01, ЯМЗ-238НБ, Д-45, Д-108, КДМ-100) или одно,
(дизели СМД-14А, Д-50). Под буртик с в верхней части дизелей
Д-45, КДМ-100 устанавливается медное уплотнительное кольцо.
Торец гильзы выступает над плоскостью блока на 0,10—0,21 мм,
что обеспечивает надежное обжатие прокладкой головки блока.
Гильзы, омывающиеся охлаждающей водой непосредственно
снаружи, называются мокрыми.
В дизелях с воздушным охлаждением (Д-37М) цилиндры 2
(рис. 9, б) вместо водяной рубашки снабжены ребрами, кото-
рые увеличивают поверхность соприкосновения с потоком охлаж-
дающего воздуха.
31
§ 14. ГОЛОВКА ЦИЛИНДРОВ
Головка цилиндров представляет собой отливку из специ-
ального чугуна, закрывающую сверху блок. Она может быть
общей на все цилиндры, как на дизелях АМ-41, СМД-14А, Д-50,
Д-45 (рис. 11, а), или разрезной — на каждые два цилиндра по
одной головке, как на двигателе Д-108 (рис. 11, б), или на каж-
дый цилиндр своя головка, как на двигателе Д-37М.
Рис. 11. Головки цилиндров дизелей:
л - СМД-14А; б г- Д-108
В головке 1 (рис. 11, а) цилиндров дизеля СМД-14А разме-
щены камеры сгорания d, впускные 3 и выпускные 2 клапаны,
водяная рубашка с, впускные b и выпускные а каналы, форсун-
ки 4. Форма камеры сгорания оказывает большое влияние на
работу двигателя. Чем компактнее камера сгорания, тем эффек-
тивнее работа двигателя. Камеры сгорания дизелей описаны
в гл. 8. Между головкой и блоком ставится уплотняющая метал-
лоасбестовая прокладка 5. Головка устанавливается на шпиль-
ки, ввернутые в блок, и крепится к нему при помощи гаек. Для
лучшего прилегания прокладки и во избежание ее прогорания
затяжка гаек должна производиться равномерно (усилие 20—
22 кГ на ключе с плечом 1 ж) и в определенном порядке.
32
§ 15. ПОРШЕНЬ
Поршень служит для восприятия давления газов и передачи
его через поршневой палец и шатун на коленчатый вал. Кроме
того, при движении поршня в цилиндре совершаются все вспо-
могательные такты — впуск, сжатие, выпуск.
Поршень работает в тяжелых условиях. На него действуют
силы давления газов и инерционные силы. Поршень подвергает-
ся также действию высоких температур. Исходя из условий ра-
*7
Рис. 12. Поршни дизелей и температура различных частей поршня:
а — СМД-14; б — Д-20; в — температура различных частей поршня
боты, к поршню предъявляются следующие основные требо-
вания:
1) достаточная прочность и износоустойчивость, хорошее со-
противление истиранию;
2) небольшой вес во избежание возникновения больших инер-
ционных сил;
3) высокая теплопроводность при малом коэффициенте теп-
лопередачи от газов к поршню;
4) хорошее уплотнение цилиндра, чтобы исключить попада-
ние газов в картер и масла из картера в камеру сгорания.
Поршень представляет собой литую деталь, снаружи тща-
тельно обработанную и имеющую форму опрокинутого вверх
дном стакана. В поршне (рис. 12) различают следующие части:
3 Заказ 848 33
днище g, уплотняющую часть, или головку h, направляющую
часть, или юбку i и бобышки f.
Днище поршня может быть различной формы, определяемой
конструкцией камеры сгорания, условиями сгорания и работы
поршня. Днища бывают плоские, выпуклые, вогнутые и фа-
сонные.
Наибольшее распространение получили плоские днища, как
наименее нагревающиеся во время работы двигателя и более
простые в производстве. Иногда на днище делают выточки а под
клапаны.
Чтобы придать днищу поршня большую прочность, у послед-
него с внутренней стороны делают ребра жесткости.
Головка поршня имеет утолщенные боковые стенки для раз-
мещения канавок d и е поршневых колец. Верхние канавки е
служат для установки компрессионных колец, нижние b и d —
для маслосъемных. По поясу канавок для маслосъемных колец
просверливают ряд сквозных отверстий для стока в картер мас-
ла, снимаемого маслосъемными кольцами.
Количество поршневых колец, устанавливаемых на поршень,
зависит от давления газов в цилиндре двигателя и числа оборо-
тов коленчатого вала. Обычно поршни дизелей имеют большее
число колец, чем поршни карбюраторных двигателей. На порш-
нях дизелей устанавливают 3—7 колец, а на поршнях карбюра-
торных двигателей — 2—4 кольца.
Юбка i направляет движение поршня в цилиндре и передает
боковое усилие на стенку цилиндра.
У различных двигателей боковое усилие на стенку цилиндра
имеет различное значение, поэтому длина юбки зависит от вели-
чины этого усилия.
У дизелей длина юбки больше, чем у карбюраторных дви-
гателей.
Поршень по высоте нагревается неодинаково, следовательно,
отдельные части его расширяются на различную величину. На
рис. 12 показаны температуры различных частей поршня.
Значительное изменение температуры поршня по его высоте
и различное его расширение привело к необходимости делать
поршни ступенчатыми (диаметр юбки больше диаметра го-
ловки).
Силы, действующие на поршень, вызывают не одинаковую
его деформацию по окружности юбки. Поршень несколько сжи-
мается в плоскости действия сил и расширяется в плоскости
поршневого пальца. Для обеспечения равномерного зазора по
окружности и избежания заклинивания поршня при его дефор-
мации в некоторых двигателях юбку поршня делают овального
сечения (Д-45).
Бобышками поршня f (рис. 12) называются приливы с внут-
ренней стороны поршня, в отверстиях с которых устанавливает-
ся поршневой палец, соединяющий поршень с шатуном.
34
Материалом для поршней служат чугун (кривая 1 на
рис. 12, в), алюминиевый сплав (кривая 2) и реже — магниевый
сплав (кривая 5). Чугун хорошо сопротивляется износу и срав-
нительно мало расширяется при нагревании.
К недостаткам чугунных поршней относится их большой вес
и низкая теплопроводность при большом коэффициенте теплопе-
редачи от газов к поршню. Поршни из легких сплавов имеют
следующие преимущества:
1) малый вес (плотность чугуна 7,3 алюминиевого сплава
2,8—3,0, магниевого сплава 1,8 г!см?), вследствие чего значи-
тельно уменьшаются силы инерции;
2) низкий коэффициент теплопередачи от газа к поршню при
высоком коэффициенте теплопроводности;
3) меньше потери на трение поршня о стенки цилиндра.
К недостаткам поршней из легких сплавов относятся их зна-
чительное расширение при нагревании, меньшая прочность, боль-
шой износ и высокая стоимость.
Для повышения износоустойчивости поршни, изготовленные
из легких сплавов, подвергают термической обработке с после-
дующим искусственным старением до твердости НВ 120—140.
§ 16. ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
Поршневые кольца (рис. 13, а) по своему назначению и кон-
струкции подразделяются на компрессионные 1 и маслосъем-
ные 2. Компрессионные кольца служат для уплотнения цилинд-
ра, т. е. для предотвращения прорыва газов из него в картер
двигателя, а также для отвода тепла.
Маслосъемные кольца предназначены для снятия лишнего
масла с зеркала цилиндра.
Поршневые кольца устанавливаются в канавках поршня. Они
должны быть упругими для того, чтобы плотно прилегать
к стенкам цилиндра по всей окружности.
Диаметр кольца в свободном состоянии несколько больше
диаметра цилиндра, в одном месте оно разрезано. Место выреза
кольца называется замком.
На рис. 13 показаны различные конструкции замков. Наи-
большее распространение имеют прямые и косые замки
(рис. 13, б и в). Они наиболее просты в изготовлении и практи-
чески утечка газов при установке колец с этим замком не боль-
ше утечки газов при установке колец с замками других видов.
Кольца со ступенчатым замком (рис. 13, г и б) применяются
реже, так как они сложны в производстве и края их при монта-
же легко ломаются. У двухтактного двигателя ПД-10У кольца
от проворачивания в канавках удерживаются фиксаторами
(рис. 13, е).
Кольца изготовляют так, чтобы после установки в цилиндр
они оказывали на стенки цилиндра нужное давление, а между
Зф 35
концами колец имелся небольшой зазор (0,4—0,6 мм). Зазоры
в замках колец допускают удлинение колец в цилиндре при
нагревании.
Давление компрессионных колец на стенку цилиндра зависит
не только от их пружинящих свойств. При сжатии и рабочем
ходе поршня газы, находящиеся под большим давлением, про-
никают через зазоры в кольцевое пространство между канавкой
Рис. 13. Поршневые кольца и формы замков
и кольцом и с большей силой прижимают кольцо к поверхности
цилиндра.
Лабиринт, образуемый кольцами между стенкой поршня
и стенкой цилиндра, обеспечивает герметичность надпоршневого
пространства цилиндра.
На поршень обычно ставится одно маслосъемное кольцо.
Иногда в нижней части поршня ставится дополнительное масло-
съемное кольцо (дизели СМД-14, Д-108, АМ-01). Маслосъемные
кольца отличаются от компрессионных кольцевыми выточками
на наружной стороне кольца и сквозными фрезерованными про-
резями.
В канавках поршня кольца устанавливаются с небольшим
торцовым зазором.
Увеличение этого зазора сопровождается увеличением расхо-
да масла, так как кольца, перемещаясь в канавках вверх и вниз,
перекачивают масло в камеру сгорания.
Поршневые кольца работают в напряженных условиях. Зна-
чительные нагрузки и высокие температуры, которым они под-
вержены, приводят к сокращению их сроков службы.
Материал для изготовления поршневых колец должен обла-
дать высокой износоустойчивостью при хорошей обрабатываемо-
36
сти, иметь высокую механическую прочность и упругость. Кроме
того, материал кольца должен обеспечивать минимальный износ
поверхности цилиндра.
В качестве материала для изготовления поршневых колец
служит серый чугун, имеющий перлитовую структуру с неболь-
шим, равномерно распределенным количеством мелких включе-
ний графита, а также легированные чугуны.
Для уменьшения износа кольца покрывают пористым хромом
(например, верхнее кольцо дизелей АМ-01, СМД-14А, Д-108,
Д-50, Д-45 и др). Толщина пористого хрома 0,04—0,06 мм.
§ 17. ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ
Поршневой палец служит для шарнирного соединения порш-
ня с шатуном и передачи усилия от поршня к шатуну. Поршне-
вой палец должен быть прочным, жестким, износоустойчивым
а) б) в)
Рис. 14. Поршневые пальцы и крепление их в верхней головке
шатуна
и легким. Он имеет цилиндрическую форму и для уменьшения
веса его делают полым (рис. 14, а). Для увеличения износостой-
кости наружную поверхность пальца цементуют и закаливают.
Глубина цементации или поверхностной закалки равна
0,7—2,1 мм. Наружную поверхность пальца тщательно шлифуют
и полируют.
По способу соединения с шатуном поршневые пальцы могут
быть плавающими, закрепленными в головке шатуна и закреп-
ленными в бобышках поршня.
Плавающие пальцы получили наибольшее распространение
(рис. 14, бив). Они не закрепляются ни в бобышках 1 поршня,
ни в верхней головке 3 шатуна. От осевых перемещений плаваю-
щие пальцы 2 удерживают стопорные пружинящие кольца 4,
вставленные в кольцевые канавки отверстий бобышек дизелей
37
AM-01, АМ-41, AM-14A, Д-50, Д-108, или алюминиевые заглуш-
ки 5 (П-46). Плавающий палец во время работы двигателя про-
ворачивается как в головке шатуна, так и в бобышках поршня,
Рис. 15. Шатуны дизелей:
а — Д-108; б - Д-48
поэтому он изнашивается
равномерно по всей его на-
ружной поверхности.
Во втулку верхней го-
ловки шатуна палец уста-
навливается с зазором
0,003—0,015 мм. Посадку
пальца в отверстия бобышек
алюминиевого поршня про-
изводят с натягом 0 —
0,012 мм, для чего поршень
нагревают до температуры
70—75° С.
Материалом для изго-
товления поршневых паль-
цев служат стали 20, 15ХН,
15Х, 20X3, 45 и др. У тер-
мически обработанного
пальца твердость наружной
поверхности равна HRC
55—65.
Твердость сердцевины
HRC 36.
§ 18. ШАТУН
Шатун служит для сое-
динения поршня с коленча-
тым валом и должен обла-
дать большой прочностью и
жесткостью при минималь-
ном весе.
Шатун состоит из стер-
жня 3 (рис. 15) обычно дву-
таврового сечения и двух головок — верхней а и нижней в.
Верхняя головка шатуна бывает цельной или разрезной. При
плавающем пальце в верхнюю головку шатуна запрессовывают
бронзовую втулку 7 с толщиной стенок 1—4 мм.
Бронзовая втулка уменьшает трение между пальцем и голов-
кой и уменьшает их износ.
Для удержания смазки и распределения ее на поверхности
поршневого пальца на внутренней поверхности втулки сделаны
винтовые канавки, а для подвода масла служат кольцевые ка-
навки и радиальные отверстия на наружной поверхности втулки.
Стержень шатуна, помимо продольных сил от давления газов
и сил инерции, воспринимает нагрузку от поперечных сил инер-
38
ции в плоскости движения шатуна. Поэтому стержень должен
обладать достаточной жесткостью во избежание продольного
изгиба.
Для увеличения сопротивления действующим нагрузкам при
наименьшей затрате материала стержень шатуна изготовляется
двутаврового, крестообразного или круглого сечения.
Нижняя головка в шатуна (рис. 15) для удобства соединения
с шейкой коленчатого вала обычно делается разъемной. Ее отъ-
емная часть — крышка 1 крепится к шатуну при помощи шатун-
ных болтов 4 с корончатыми гайками 5. Для предотвращения
самоотворачивания гаек 5 применяют шплинты 6 или стопорные
пластины. В тракторных двигателях разъем нижней головки мо-
жет быть прямым (рис. 15, а)—под углом 90° к оси шатуна
(дизели СМД-14А, Д-50, Д-37М) и косым (рис. 15, б) —под уг-
лом 45° (дизели АМ-01, Д-40, Д-48МЛ).
Размеры нижней головки шатуна тракторного дизеля должны
по возможности позволять устанавливать шатун через цилиндр.
Этим и вызвана конструкция с косым разъемом нижней головки.
В нижней головке шатуна расположен шатунный подшипник
скольжения, представляющий собой стальной разъемный вкла-
дыш 2, залитый с внутренней стороны антифрикционным спла-
вом.
В качестве антифрикционного сплава применяют высоко-, ма-
лооловянистые баббиты на свинцовистой основе и свинцови-
стую бронзу. В табл. 4 приведены антифрикционные сплавы,
применяемые в тракторостроении.
Таблица 4
Антифрикционные сплавы
Антифрикционный сплав Химический состав в %
Олово Медь Сурьма Свинец Прочие
Баббит Б-83 82-84 5—6 12—10 ДО 0,3 —
Баббит БН (никелевый) — 1,2—2,0 13—16 82—81 0,75—1,00 (никель)
Баббит БТ (теллуровый) 10 1,5—1,0 15 73-74 0,06—0,20 (теллур)
Свинцовистая бронза . . 6-4 68—74 — 25—21
Широкое применение в тракторных двигателях получили ан-
тифрикционные сплавы на алюминиевой основе.
Состав алюминиево-сурьмяно-магниевого сплава (АСМ):
3,5—5,5% сурьмы, 0,3—0,7% магния, 0,75% железа, 0,5% крем-
39
ния, алюминий — остальное. Твердость этого сплава при нагре-
вании до рабочих температур снижается незначительно (на
7-10%).
Шатуны в сборе с подшипниками для установки в один дви-
гатель подбираются так же, как и поршни, по весу: так, напри-
мер, для дизеля СМД-14А допускается отклонение в весе до 20 г,
для Д-45 — 30 г, для Д-108 — 40 г.
Материалом для изготовления шатунов служит углеродистая
или легированная сталь. В частности, шатуны автотракторных
двигателей изготовляют из сталей 40, 40Х, 45, 45Г2. Шатуны ди-
зелей с наддувом изготовляют из легированных сталей
18ХНВА и 40ХНМА. Термически обработанный шатун (закалка
и отпуск) должен иметь твердость НВ 230—285.
Шатунные болты и гайки изготовляют из легированной, обыч-
но хромистой стали, термически обрабатывают (закалка и от-
пуск) до твердости HRC 30—41.
§ 19. КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
Коленчатый вал является самой сложной в конструктивном
и технологическом отношении деталью кривошипно-шатунного
механизма. Он воспринимает усилия от шатунов, связанных
Рис. 16. Коленчатый вал
с поршнями, и передает эти усилия на трансмиссию трактора.
Кроме того, коленчатый вал приводит в движение различные
механизмы и агрегаты двигателя: механизм газораспределения,
вентилятор, водяной насос и др.
Коленчатый вал должен быть прочным, износоустойчивым,
жестким и уравновешенным.
Основными элементами коленчатого вала являются (рис. 16):
коренные шейки Ь, которыми вал устанавливают в коренных
подшипниках; шатунные шейки с, на которых устанавливают ша-
туны своими нижними головками; щеки f, соединяющие коренные
и шатунные шейки; передний конец вала, называемый носком а,
на котором устанавливают шестерню привода кулачкового вала,
маслоотражатель, шкив привода вентилятора и храповик для
40
провертывания вала с помощью рукоятки; задняя часть вала, на-
зываемая хвостовиком, имеющая маслогонную резьбу е и фла-
нец d для установки маховика; противовесы, предназначенные
для разгрузки коренных подшипников от центробежных сил
инерции, возникающих при вращении вала (валы дизелей СМД»
Д-45, Д-108, Д-50 противовесов не имеют).
Конструкция коленчатого вала зависит от числа и расположе-
ния цилиндров и принятого порядка работы двигателя.
При однорядном расположении цилиндров число шатунных
шеек равно числу цилиндров. При двухрядном расположении
цилиндров их число вдвое меньше числа цилиндров двигателя.
Число коренных шеек коленчатого вала может быть различ-
ным. Чем больше опор имеет коленчатый вал, тем более жесткой
и надежной получается его конструкция, однако при увеличении
числа опор увеличивается стоимость изготовления и габарит
двигателя.
Коленчатые валы бывают двух-, трех- и многоопорные.
Расположение колен коленчатого вала многоцилиндрового
двигателя определяется необходимостью обеспечения равномер-
ного чередования рабочих ходов в цилиндрах по мере поворота
коленчатого вала и максимального уравновешивания сил
инерции.
Коренные и шатунные шейки коленчатых валов тщательно
обрабатывают — шлифуют и полируют. Щеки механической об-
работке не подвергают. Чтобы избежать концентрации напряже-
ний в местах переходов от шейки к щеке, все переходы (галтели)
выполняют по радиусу. В коленчатых валах некоторых двигате-
лей сделаны масляные каналы, соединяющие шатунные и ко-
ренные шейки.
Коленчатый вал устанавливают коренными шейками в под-
шипниках (коренных) скольжения, которые представляют собой
стальные разъемные вкладыши, залитые с внутренней стороны
антифрикционным сплавом. Толщина стального вкладыша 0,9—
3,0 мм, толщина антифрикционного сплава 0,6—0,7 мм (у шатун-
ных подшипников — 0,15—0,40 мм). Верхние половины вклады-
шей устанавливают в гнезда, расточенные в поперечных
перегородках блока. Нижние половины располагают в крышках»
которые надевают на шпильки и крепят гайками. От проворачи-
вания и осевых перемещений вкладыши удерживаются усиками
(дизели СМД-14А, Д-45, Д-108) или штифтами (дизель
КДМ-100).
Во время работы двигателя коленчатый вал может переме-
щаться вдоль продольной оси. Поэтому один из коренных под-
шипников коленчатого вала делают упорным, воспринимающим
осевые нагрузки и удерживающим вал от смещения. Так, у дизе-
лей Д-45 упорным является пятый коренной подшипник, у Д-108,
КДМ-100 — передний, у Д-37М, СМД-14А — третий, у АМ-01 —
седьмой.
41
Уплотнения переднего и заднего концов коленчатого вала
в месте их выхода из блока должны быть надежными. Для уплот-
нения применяются, кроме маслогонной резьбы, маслоотража-
тельные шайбы и различные сальники.
Коленчатые валы куют или штампуют из углеродистой или
легированной стали, а также отливают из стали или из специаль-
ного чугуна. Стоимость литых валов меньше стоимости кованых.
Для повышения поверхностной твердости, износоустойчивости
и устойчивости против коррозии рабочие поверхности вала под-
вергаются термической обработке.
§ 20. МАХОВИК
Маховик служит для равномерного вращения коленчатого
вала, облегчения пуска двигателя и трогания трактора с прице-
пом с места. Маховик устанавливают на заднем конце коленча-
того вала и крепят на фланце болтами или при помощи конуса
и шпонки.
Маховик отливают из серого чугуна. Он представляет собой
диск с массивным ободом. На обод маховика напрессован зубча-
тый венец, передающий вращение коленчатому валу двигателя
от пускового двигателя или стартера. Размеры маховика зави-
сят от числа цилиндров двигателя. Чем больше число цилиндров
у двигателя, тем равномернее следуют рабочие ходы и тем мень-
ших размеров требуется маховик. Маховик тщательно балан-
сируют.
Картер маховика, крепящийся к задней стенке блока болта-
ми, представляет собой фасонную отливку из серого чугуна.
Правильная установка картера маховика обеспечивается двумя
запрессованными в тело блока установочными штифтами, кото-
рые входят в отверстия на стенке картера маховика.
§ 21. КРЕПЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЯ НА РАМЕ
Крепление двигателя на раме трактора осуществляют раз-
личными способами. Наиболее распространен способ крепления
двигателя в трех точках: одна опора впереди и две — сзади. Пе-
редняя опора обычно делается шарнирной. Задними опорами
чаще всего являются две лапы картера маховика. В других слу-
чаях в качестве задних опор используются кронштейны, привер-
нутые к привалочным плоскостям картера маховика или к блоку
двигателя. Примером трехточечного крепления двигателя на
раме трактора является крепление дизеля СМД-14А трактора
Т-74, у которого передняя опора, соосная с коленчатым валом,
позволяет двигателю самоустанавливаться при перекосах рамы
во время работы трактора. Каждая из опор имеет пружинно-ре-
зиновые амортизаторы, что дополнительно снижает жесткие
толчки при движении трактора.
42
Основные данные по деталям кривошйпно-шатунных механизмов тракторных дизелей
Таблица В
Показатель Дизель
Д-37М Д-50 Д-48М СМД-14А Д-108 Д-130 АМ-01 АМ-41
Материал поршня АЛ-25 АЛ-25 АЛ-10В АЛ-25 АЛ-10В АЛ-10В АЛ-10В АЛ-10В
Зазор между цилиндром и поршнем в мм Число колец: 0,16— 0,20 0,18— 0,22 0,18— 0,22 0,16— 0,20 0,34— 0,38 0,34— 0,38 0,19— 0,21 0,19— 0,21
компрессионных 3 3 4 3 3 3 3 3
маслосъемных 2 2 2 2 2 2 2 2
Допустимые отклонения по весу в г:
поршня 10 8 16 7 15 15 — —
шатуна 16 18 30 20 40 40 — —
Зазор в шатунных подшипниках в мм 0,050— 0,108 0,065— 0,123 0,059— 0,121 0,085— 0,141 0,100— 0,186 0,100— 0,186 0,076— 0,126 0,076— 0,126
Число коренных подшипников . . . 5 5 5 5 5 5 7 5
Зазор в коренных подшипниках в мм 0,055— 0,113 0,070— 0,134 0,072— 0,140 0,104— 0,160 0,090— 0,176 0,090— 0,176 0,096— 0,152 0,096— 0,152
Примечание. У всех дизелей гильзы мокрые чугунные закаленные, поршневые пальцы плавающие, шатунные и коренные подшипники
являются подшипниками скольжения с антифрикционной заливкой из баббита БК-2 или сплава АСМ без регулировочных прокладок.
w -
§ 22. ИЗНОС И НЕИСПРАВНОСТИ ДЕТАЛЕЙ
КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
При работе двигателя вследствие трения детали кривошипно-
шатунного механизма изнашиваются. В результате износа рабо-
чая поверхность гильзы становится конусной, а ее поперечные
сечения принимают форму эллипса.
В поршне изнашиваются юбка, стенки канавок под поршневые
кольца и отверстия под палец. Поршневые кольца изнашиваются
по толщине от трения о стенки цилиндра и по высоте из-за удара
о стенки канавки при каждой перемене направления движения
поршня. Палец изнашивается в местах его посадки в бобышках
и верхней головке шатуна.
При износе поршневой группы увеличиваются зазоры между
деталями, нарушается уплотнение поршней в цилиндрах, сни-
жается степень сжатия рабочей смеси, увеличивается количество
продуктов сгорания и рабочей смеси, проникающих в картер дви-
гателя. Все это вызывает увеличение расхода картерного масла,
разжижение его, падение мощности двигателя, повышение рас-
хода топлива и затрудняет пуск двигателя. Наличие износа
поршневого пальца можно установить по звонкому металличес-
кому стуку во время работы двигателя. Шатунные и коренные
шейки коленчатого вала изнашиваются неравномерно и стано-
вятся эллипсными в поперечном сечении. Неравномерный износ
шеек является следствием того, что наибольшие нагрузки дей-
ствуют на подшипники и шейки вала только при определенных
положениях кривошипно-шатунного механизма.
При износе шеек вала и рабочих поверхностей вкладышей
в шатунных и коренных подшипниках увеличиваются зазоры.
Это сопровождается уменьшением давления в системе смазки
и характерными глухими стуками при работе двигателя.
Устранение указанных дефектов в зависимости от степени
износа деталей производят различными путями:
а) в поршневой группе заменяют только поршневые кольца
или гильзы, поршни и кольца;
б) поршневой палец при износе заменяют новым;
в) подшипники вала заменяют новыми, а шейки вала шлифу-
ют под ремонтный размер.
Основные данные по деталям кривошипно-шатунного меха-
низма тракторных дизелей приведены в табл. 5.
Глава 5. МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
§ 23. УСТРОЙСТВО МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Механизм газораспределения предназначен для своевремен-
ного впуска в цилиндр горючей смеси (в карбюраторных двига-
телях) или воздуха (в дизелях) и выпуска отработавших газов.
44
Механизм газораспределения должен удовлетворять следую-
щим требованиям:
1) обеспечивать наполнение цилиндров горючей смесью или
воздухом и очистку их от отработавших газов;
2) быть надежным в работе, простым по устройству и доступ-
ным для ухода.
По конструкции различают золотниковый и клапанный меха-
низмы газораспределения.
На тракторных двигателях получил распространение клапан-
ный механизм газораспределения.
Механизм газораспределения может быть с верхним и ниж-
ним расположением клапанов.
Применение механизмов газораспределения того или иного
типа определяется общей конструкцией и назначением двигателя.
Механизм с верхним расположением клапанов применяется
в карбюраторных двигателях и в дизелях, механизм с нижними
клапанами — только у карбюраторных двигателей. Расположе-
ние клапанов в головке блока (верхнее расположение) допускает
более высокие степени сжатия, что повышает экономичность дви-
гателя.
Механизм газораспределения с верхними клапанами
(рис. 17, а) состоит из шестерни 11 привода, распределительного
вала 10, толкателей 9, штанг 8 толкателей, коромысел 6, вали-
ка 7 коромысел, стоек, клапанов 1, направляющих втулок 2, кла-
панных пружин 3, сухариков 5, шайб 4 и регулировочных винтов.
5 24. РАБОТА МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Работа клапанного механизма осуществляется следующим
образом. При вращении коленчатого вала вращательное движе-
ние через распределительные шестерни передается на распреде-
лительный вал. Выступ кулачка при вращении распределитель-
ного вала набегает на тарелку толкателя и поднимает толкатель.
Толкатель приподнимает штангу, которая верхним своим концом
через регулировочный винт действует на коромысло. Коромысло,
установленное на валике, поворачивается и нажимает на стер-
жень клапана, заставляя последний переместиться и открыть
клапанное отверстие. Клапан, перемещаясь, сжимает клапанную
пружину. При дальнейшем вращении распределительного вала
выступ кулачка выходит из-под тарелки толкателя, давление на
клапан прекращается, клапанная пружина разжимается и кла-
пан садится в свое гнездо, закрывая клапанное отверстие.
Клапанный механизм с нижним расположением клапанов
(рис. 17, б) конструктивно проще клапанного механизма с верх-
ним расположением клапанов, так как у него отсутствуют пере-
даточные детали: штанги коромысел, коромысла, валики коро-
мысел, стойки валика и др. При работе клапанного механизма
45
с нижним расположением клапанов передача усилия осуществ-
ляется непосредственно от толкателя к стержню клапана.
Рис. 17. Механизмы газораспределителей:
а — с верхним расположением клапанов; б — с нижним
расположением клапанов
§ 25. ФАЗЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Для лучшего наполнения цилиндров двигателя свежей горю-
чей смесью (в карбюраторных двигателях) или воздухом (в ди-
зелях) и более полной очистки их от отработавших газов откры-
тие и закрытие клапанов производится не в тот момент, когда
поршень находится в мертвых точках, а обычно с некоторым
опережением при открытии и запаздыванием при закрытии.
Эти моменты начала открытия и конца закрытия клапанов,
выраженные в углах поворота коленчатого вала, называются
фазами газораспределения и изображаются в виде диаграммы
(рис. 18).
Начало впуска. Впускной клапан открывается в современных
быстроходных двигателях до прихода поршня в в.м.т., т. е. с не-
большим опережением 5—20°. Опережение открытия впускного
клапана позволяет получить значительное проходное сечение
клапана при достижении в цилиндре некоторого разрежения, чем
46
увеличивается наполнение цилиндра горючей смесью (в карбю-
раторных двигателях) или воздухом (в дизелях).
Конец впуска. Закрытие впускного клапана происходит после
н.м.т., т. е. с запаздыванием в 20—75° поворота коленчатого вала.
Несмотря на уже начавшийся такт сжатия, благодаря наличию
в цилиндре еще некоторого разрежения, свежая горючая смесь
(или воздух) будет продолжать поступать в цилиндр двигателя.
Кроме того, используется инерционный напор во впускном тру-
бопроводе, в результате чего увеличивается период впуска заря-
да смеси или воздуха и тем самым увеличивается весовое напол-
нение цилиндра и мощность двигателя при том же литраже.
Рис. 18. Диаграммы фаз газораспределения дизелей:
а — СМД-14А; б — Д-37М; в — AM-01 и АМ-41
Начало выпуска. Выпускной клапан открывается с опереже-
нием, т. е. в конце такта расширения за 30—60° поворота колен-
чатого вала до прихода поршня в н.м.т., когда давление газа
в цилиндре составляет 3—4 кГ1см2, Вследствие этого часть отра-
ботавших газов выходит из цилиндра и к приходу поршня в н.м.т.
давление в цилиндре снижается до 1,1—1,2 кГ!см2.
Опережением выпуска достигается лучшая очистка цилиндра
от отработавших газов, а также уменьшение работы, затрачи-
ваемой на удаление (выталкивание) отработавших газов из ци-
линдра при выпуске.
Конец выпуска. Выпускной клапан закрывается после прихо-
да поршня в в.м.т., т. е. с запаздыванием на 10—20° угла поворо-
та коленчатого вала. Запаздывание закрытия выпускного кла-
пана позволяет продлить период выпуска остаточных газов,
а также создает условия для использования отсасывающего дей-
ствия отработавших газов, движущихся по инерции в каналах
и трубопроводе, чтобы улучшить очистку цилиндров от этих
газов.
47
Состояние, когда впускной и ^выпускной клапаны открыты од-
новременно, называется перекрытием клапанов.
§ 26. ДЕТАЛИ КЛАПАННОГО УСТРОЙСТВА
МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Клапаны. Они служат для открывания и закрывания впуск-
ных и выпускных отверстий. Клапан состоит из головки а
(рис. 19) и стержня Ь.
Форма головки клапана может быть тюльпанообразной
(рис. 20, а), плоской (рис. 20, б) и выпуклой (рис. 20, в) и долж-
Рис. 19. Клапан и его детали
Рис. 20. Различные формы головки
клапана и ее уплотняющей части:
а — тюльпанообразная; б — плоская;
в — выпуклая; г — уплотняющая часть
на обеспечивать достаточную прочность и сопротивляемость
короблению при высокой температуре клапанов. Головка имеет
уплотняющую конусную поверхность (фаску), которая обеспечи-
вает центровку клапана при его посадке в гнездо. Угол наклона
фаски может быть 45, 30, 0° (рис. 20, г). Для обеспечения луч-
шего отвода тепла от головки, уменьшения сопротивления потоку
газов и увеличения прочности клапана переход от головки
к стержню делается плавным. Диаметры головок впускного и вы-
пускного клапанов определяют в зависимости от размещения их
в камере сгорания, и они могут быть одинаковыми или разными.
Стержень клапана цилиндрический. Нижний конец стержня
может быть различной формы в зависимости от способа крепле-
48
ния клапанных пружин. На рис. 21 показаны способы крепления
клапанных пружин в современных двигателях.
При верхнем расположении клапанов в случае обрыва стерж-
ня 1 клапана или поломки клапанной пружины 2 клапан может
опуститься внутрь цилиндра; при этом возможна авария двига-
теля. Для предупреждения подобных случаев на стержнях кла-
панов устанавливают стопорные кольца 3 (рис. 21, а).
Клапаны (особенно выпускные) при плохом отводе тепла под-
вержены влиянию высоких температур. Температура выпускных
клапанов при работе достигает 600—800°, а впускных 300—400° С.
Поэтому к материалу
клапанов предъявляют
особые требования: со-
хранение неизменными
механических свойств при
высокой температуре и
хорошее сопротивление
окислению, вызывающе-
му образование окалины.
Стержень клапана дол-
жен обладать также хо-
рошей сопротивляемо-
стью истиранию.
Материалом для изго-
товления выпускных кла-
Рис. 21. Способы крепления клапанных
пружин:
а — с двумя сухарями и шайбой; б — чекой и
шайбой
панов служат жаростой-
кие сильхромовые стали ЭСХМ8, Х12Н7С и др., впускных кла-
панов — хромистые или хромистоникелевые стали 40Х, 40ХНМА.
Для экономии жаростойкой стали иногда применяют состав-
ные выпускные клапаны, головка которых изготовляется из жа-
ростойкой стали, стержень — из обычной углеродистой стали.
В двигателях ЗИЛ-120, например, стержни выпускных клапанов
изготовляются из стали 40Х, а головка — из стали Х10СМ.
У термически обработанного клапана (закалка, отпуск) твер-
дость головки составляет HRC 25—30, торца стержня HRC
40—50.
Направляющие втулки клапанов (рис. 19). Их запрессовы-
вают в блок или головку блока. Направляющие втулки клапанов,
например 1 на рис. 19, служат для направления движения кла-
панов. Втулки изготовляют обычно из антифрикционного чугуна,
хорошо сопротивляющегося истиранию при высокой темпе-
ратуре.
Клапанные пружины. Они предназначены для закрытия кла-
пана и обеспечения необходимой герметичности между седлом
и головкой клапана (рис. 19, пружина 2). Кроме того, пружи-
на служит для предотвращения возможности отрыва выпускного
клапана от седла при впуске и для преодоления сил инерции,
возникающих в клапанном механизме при работе двигателя.
4 Заказ 848
49
Материалом для клапанных пружин служит высококачественная
проволока диаметром 3—8 мм, изготовленная из сталей 65Г,
50ХВА, 50ХФА и др.
Для увеличения надежности работы клапанного механизма
иногда на клапан ставят две пружины, при этом одна из них раз-
мещается внутри другой (дизели СМД-14А, Д-108, АМ-01,
АМ-41). Чтобы избежать вибрации, применяют пружины с пере-
менным шагом витков.
Толкатели. Они служат для передачи усилия от кулачка рас-
пределительного вала на клапан или штангу. На рис. 22 приве-
дены различные типы толкателей. Для равномерного износа ось
Рис, 22. Толкатели и штанга:
а — стаканообразный; б — роликовый; в — грибообразный;
г — штанга
толкателя смещают относительно середины кулачка на величи-
ну е (рис. 22, в), вследствие чего при работе толкатель проверты-
вается (рис. 22, а). С этой же целью толкатели выполняют с ро-
ликом (рис. 22, б) или кулачок вала делают конусным, а рабочую
поверхность толкателя — сферической (рис. 22, а). Толкатель
изготовляют из стали или отбеливающегося чугуна. Рабочие по-
верхности толкателей шлифуют и для увеличения их твердости
подвергают цементации и закалке.
Штанги. Штанга представляет собой длинную тонкостенную
стальную трубку 2 (рис. 22, г), к концам которой приварены на-
конечники 1 и 3. Наконечники изготовляют из стали 20, цемен-
туют и закаливают. Сферические поверхности наконечников
полируют.
Коромысла (рис. 23). Они являются двуплечими рычагами
и предназначаются для изменения направления движения, пере-
даваемого от штанги клапану. Коромысла устанавливают на
пустотелых валиках, закрепленных в стойках. Стойки крепятся
50
на головке цилиндров. Для того чтобы коромысла, не перемеща-
лись в осевом направлении, их фиксируют на валиках распорны-
ми пружинами. На одном конце короткого плеча коромысла
ввертывается регулировочный винт 4, который контрится гай-
кой 3. Другой конец коромысла,
называемый бойком 1, термиче-
ски обрабатывают и тщательно
шлифуют.
По каналам а коромысла по-
дается масло для смазки трущих-
ся поверхностей толкателя, штан-
ги и регулировочного винта. В.
ступицу коромысла запрессована
бронзовая втулка 2. Коромысло
штампуют из стали 45.
Распределительный вал (рис.
24). Он служит для своевремен.
Рис. 23. Коромысло клапана
ного открытия и закрытия клапа-
нов. Вал имеет три опорные шейки b, g и /, впускные J, е, i и j и
выпускные с, f, h и k кулачки и фланец а для крепления рас-
пределительной шестерни. Количество кулачков на распредели-
тельном валу соответ-
ствует удвоенному чис-
лу цилиндров двигате-
ля. Форма и взаимное
расположение впускно-
го и выпускного ку-
лачков устанавливают-
ся в соответствии с фа-
зами газораспределе-
ния. Распределитель-
ный вал изготовляют
из цементуемой угле-
родистой стали 20, 40,
45 или легированного
чугуна.
Для увеличения из-
носоустойчивости ку-
лачки и шейки стальных валов подвергают термической обра-
ботке (закалка т. в. ч. или цементация с последующей закалкой)..
Кулачки чугунных валов отбеливают.
Поверхностная твердость опорных шеек и кулачков распре-
делительного вала после термической обработки должна быть
HRC 55—65.
Распределительный вал устанавливают в блоке в бронзовых
или стальных втулках, рабочая поверхность которых залита ан-
тифрикционным сплавом. Фиксация вала в осевом направлении
осуществляется специальными торцевыми ограничителями
4*
5!
(у дизеля Д-108 — упорный фланец, у дизелей СМД— упорный
болт).
Привод к распределительному валу. Он осуществляется чаще
всего при помощи зубчатой или цепной передачи. В тракторных
двигателях наибольшее применение получила зубчатая передача.
Для уменьшения шума во время работы, а также для обеспече-
ния плавного зацепления распределительные шестерни делают
с косыми зубьями.
В четырехтактном двигателе рабочий цикл осуществляется
за два оборота коленчатого вала, и за это время распределитель-
ный вал с помощью кулачков должен один раз открыть впускной
клапан и один раз выпускной, т. е. сделать один оборот, по-
этому соотношение числа зубьев шестерни коленчатого вала
и числа зубьев шестерни распределительного вала должно
быть 1 : 2.
Количество распределительных шестерен зависит от общей
компоновки двигателя и расположения на нем приводов к другим
механизмам: топливному насосу, масляному насосу, генератору,
вентилятору и др.
§ 27. ДЕКОМПРЕССИОННЫЙ МЕХАНИЗМ
Декомпрессионный механизм применяется в дизелях и служит
для облегчения проворачивания коленчатого вала при пуске ди-
зеля путем открытия клапанов с целью уменьшения давления
в цилиндрах.
Декомпрессионный механизм дизелей АМ-01, АМ-41, СМД
и Д-48ЛС действует на коромысла впускных и выпускных клапа-
нов всех цилиндров, открывая клапаны. В дизеле Д-108 при по-
мощи декомпрессионного механизма удерживаются открытыми
только впускные клапаны.
На головке цилиндров дизелей СМД параллельно валикам
коромысел в приливах стоек установлен валик декомпрессора,
состоящий из двух частей, соединенных между собой при помощи
шлицевых прорезей.
На валиках против клапанов имеются лыски. При работе дви-
гателя, когда валики повернуты лысками в сторону коромысел,
последние свободно поднимаются, позволяя клапанам закрывать-
ся под действием пружин.
Если валики повернуть так, чтобы цилиндрическая поверх-
ность расположилась против коромысел, то коромысла, воздей-
ствуя на клапаны, откроют их.
Подобное же устройство имеет декомпрессионный механизм
дизелей АМ-41, АМ-01 и Д-48ЛС с той разницей, что в валике
декомпрессора против коромысел ввернуты болты со сферичес<
кими головками, которые при повороте валиков воздействуют
на коромысла и открывают клапаны.
52
Основные данные по деталям механизмов газораспределения дизелей
Таблица 6
Дизель
Показатель Д-37М Д-50 Д-48ЛС СМД-14А Д-108 Д-130 АМ.-01 АМ-41
Материал клапана:
впускного . . • выпускного 40ХН 4Х9С2 40ХН Х9С2 40ХН 4Х9С2 4Х10С2М 4Х10С2М 45Х 4Х9С2 45Х 4Х9С2 40ХН 4Х9С2 40ХН 4Х9С2
Диаметр тарелочки клапана в мм:
впускного выпускного — 48 42 — — 61±0,2 56±0,2 60±0,2 60±0,2 58 46 58 46
Подъем клапана в мм Тепловой зазор в клапанах холод- ного двигателя в мм: IIO1 О WDH1 а » С»1>т »>*»»* 14,5 12,5 13,5 13,5
во впускном в выпускном 0,25—0,30 0,25—0,30 0,25-0,30 0,25—0,30 0,25—0,30 0,25—0,30 0,40 0,45 0,25—0,33 0,25-0,33 0,25—0,33 0,25—0,33 0,25—0,30 0,25—0,30 0,25—0,30 0,25—0,30
Количество пружин на клапан . . . Продольное перемещение распреде- лительного вала в мм Ограничение перемещения распреде- лительного вала 1 0,20—0,19 Упорным подшип- ником 2 0,10—0,18 у1 2 порным вин 2 0,10—0,20 том 2 0,10—0,33 Упорной С шай 2 0,10—0,33 фонзовой бой 2 0,10—0,20 Упорной 2 0,10—0,20 шайбой
Толкатель Тарельчатый Стаканов образный Тарельчатый из специального чугуна Роликовый качаю- щийся
Марка стали толкателя 45 1 45 20 20 — 1 — 45 1
Примечание. Клапанный механизм расположен в головке цилиндра вертикально вверху. Клапанная пружина изготовлена из стальной
пружинной проволоки 65Г, распределительный вал—из стали 45. Распределительный трехопорный вал расположен в блоке.
W . — . . .............-............... ..... - .........................UII.J.L U
§ 28. УХОД ЗА МЕХАНИЗМОМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
И ЕГО НЕИСПРАВНОСТИ
Детали механизма газораспределения работают в тяжелых
условиях: их трущиеся поверхности изнашиваются, нарушается
плотность прилегания клапана к седлу, изменяются тепловые за-
зоры в клапанах, шестернях, подшипниках распределительного
вала и увеличиваются возможные перемещения вала в осевом
Направлении. В результате этого нарушается правильная работа
механизма, увеличивается шум при работе двигателя, снижаются
мощность и-экономичность. Уход за механизмом газораспределе-
ния заключается в периодических осмотрах наружных деталей,
в поддержании требуемых зазоров в клапанах, в обеспечении
плотности прилегания клапанов к седлам и нормального осевого
перемещения распределительного вала. Величина зазора у кла-
панов указана в заводской инструкции и устанавливается в соот-
ветствии с тепловым состоянием двигателя, Контролируют и ре-
гулируют зазоры у клапанов пластинчатым щупом. Последова-
тельность контроля и регулировки соответствует порядку работы
цилиндров двигателя (начиная с первого цилиндра). При нару-
шении герметичности посадки клапана производят притирку
конусной фаски головки клапана и гнезда.
При износе стержня клапана и направляющей втулки, умень-
шении упругости клапанных пружин и износе подшипников рас-
пределительного вала указанные детали заменяют. Основные
данные по деталям механизма газораспределения приведены
в табл. 6.
Глава 6. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
При работе двигателя значительная часть тепла, выделивше-
гося при сгорании рабочей смеси, идет на нагревание частей дви-
гателя, непосредственно соприкасающихся с горячими газами,
например: стенок цилиндров, головки цилиндров, поршней, колец
и т. д.
Чтобы предохранить эти детали от перегревания, которое
может вызвать повышенный износ деталей, разложение и выго-
рание смазки, преждевременные вспышки рабочей смеси и, на-
конец, может явиться причиной поломки деталей, необходимо
двигатель охлаждать. Однако нельзя допускать и переохлажде-
ния двигателя, потому что оно также отрицательно влияет на его
работу. В переохлажденном двигателе частицы топлива плохо
испаряются, конденсируются на стенках цилиндров и стекают
в картер, разжижая масло. Рабочая смесь плохо воспламеняется
и медленно сгорает, вследствие чего мощность двигателя пони-
жается. Кроме того, масло на холодных стенках цилиндров гус-
теет, что увеличивает потери на трение поршней о стенки ци-
линдров.
54
§ 29. КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
По роду охлаждающей среды, с помощью которой происходит
отнятие тепла от деталей двигателя, различают воздушную и во-
дяную системы охлаждения.
Система воздушного охлаждения. В ней отвод тепла от дета-
лей двигателя осуществляется путем обдува их воздухом, пода-
ваемым вентилятором. Для увеличения интенсивности охлажде-
ния наружные поверхности стенок цилиндров и их головок
увеличивают при помощи ребер. Воздушное охлаждение по срав-
нению с водяным позволяет уменьшить габариты и вес двигателя
Рис. 25. Схемы системы водяного охлаждения:
а — термосифонная; б — принудительная
и упрощает эксплуатацию трактора. Кроме того, при воздушном
охлаждении уменьшаются тепловые потери, а следовательно,
уменьшается расход топлива.
Система водяного охлаждения. В ней в качестве охлаждаю-
щей среды используется вода. Вода, залитая в систему охлажде-
ния, в рубашке двигателя нагревается, а затем поступает по тру-
бопроводу в радиатор, где охлаждается потоком воздуха,
просасываемым вентилятором через радиатор. Затем охлажден-
ная вода по трубопроводу снова поступает в рубашку двигателя.
В зависимости от способа циркуляции воды в системе различают
термосифонную (рис. 25, а) и принудительную (рис. 25, б) сис-
темы охлаждения.
Термосифонная система охлаждения. В ней
циркуляция воды происходит вследствие разной плотности хо-
лодной и горячей воды. При нагревании в водяной рубашке 4
(рис. 25, а) плотность воды уменьшается, она поднимается вверх
и по патрубку 3 поступает в радиатор 1. Поток воздуха, созда-
ваемый вентилятором 2, проходя через сердцевину радиатора,
отнимает тепло от воды; плотность воды увеличивается, и она
поступает в нижнюю часть радиатора. По патрубку 5 охлажден-
55
ная вода снова подводится к рубашке блока. Таким образом,
устанавливается постоянный водяной поток в системе охлаж-
дения.
Недостатком термосифонной системы охлаждения является
сравнительно малая скорость движения воды в системе, что соз-
дает необходимость увеличивать ее емкость. Вследствие этого
габаритные размеры двигателя увеличиваются. Кроме того, для
правильной работы системы охлаждения необходимо, чтобы
поток воды во всей системе нигде не прерывался. Преимущест-
вами термосифонной системы охлаждения является простота
устройства, а также то, что циркуляция воды начинается только
тогда, когда двигатель прогреется и установится необходимый
перепад температур в рубашке и радиаторе. Поэтому при пуске
двигатель быстро прогревается.
Принудительная система охлаждения. В ней
циркуляция воды создается центробежным насосом 7 (рис. 25, б),
соединенным приемным патрубком 6 с нижней частью радиато-
ра 1. Охлажденная в радиаторе вода подается насосом в водя-
ную рубашку 4 блока, при этом нагретая вода по патрубку 3
вытесняется из рубашки блока и головки в радиатор 1. Проходя
через сердцевину радиатора, вода отдает тепло потоку воздуха,
засасываемого вентилятором 2. Правильным подбором центро-
бежного насоса можно создать нужную интенсивность циркуля-
ции воды и тем самым уменьшить запас ее в системе, а следова-
тельно, и вес двигателя. Принудительная система охлаждения
позволяет также уменьшить охлаждающую поверхность радиа-
тора и сечение трубопровода. К недостаткам принудительной
системы охлаждения относится сложность ее устройства, при
пуске двигателя требуется значительное время для его прогрева.
Принудительная система охлаждения может быть выполнена
в двух вариантах: открытая, когда полость системы сообщается
с окружающей средой через контрольную или пароотводную
трубку, и закрытая, когда полость системы герметически закрыта
и сообщается с окружающей средой через паровоздушный кла-
пан, установленный в крышке заливной горловины радиатора.
§ 30. ОТКРЫТАЯ СИСТЕМА ПРИНУДИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
В качестве примера ниже рассматривается открытая система
охлаждения с принудительной циркуляцией воды дизелей
СМД-14 и СМД-14А.
Система охлаждения основного двигателя объединена с сис-
темой охлаждения пускового и с наружной атмосферой сооб-
щается через пароотводную трубку.
В систему охлаждения входят водяной радиатор 11 (рис. 26),
вентилятор 2, водяной насос 3, рубашки охлаждения блока 8, го-
ловки 5 и пускового двигателя 6, патрубки 4 и 9, термометр для
контроля температуры охлаждающей воды. Воду в систему за-
56
ливают через заливную горловину 1 радиатора. Спуск воды из
системы охлаждения производится через сливной краник 10
и сливную трубку 7.
Работа системы охлаждения дизеля СМД-14А происходит
следующим образом. После запуска пускового двигателя, когда
водяной насос 3 еще не работает, происходит термосифонная
циркуляция воды. Нагретая в водяной рубашке пускового дви-
гателя 6 вода вследствие уменьшения ее
плотности поднимается и по патрубку
поступает в водяную рубашку головки 5
дизеля, а холодная вода из рубашек ци-
1
од”' ф'
ю
Рис. 26. Схема системы охлаждения дизеля СМД-14А
линдров дизеля поступает через патрубок в рубашку цилиндра
пускового двигателя 6.
Установившаяся термосифонная циркуляция воды по корот-
кому пути способствует прогреву дизеля, чем облегчает его пуск.
При работе дизеля насос 3 забирает воду из нижнего бака
радиатора и нагнетает ее в водяную рубашку блока <?, откуда
вода поступает в рубашку головки 5 и через патрубок 4 в верх-
ний бак радиатора. В радиаторе вода охлаждается и по патруб-
ку 9 поступает к водяному насосу.
§ 31. ЗАКРЫТАЯ СИСТЕМА ПРИНУДИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Закрытая система принудительного охлаждения обеспечивает
лучшие условия охлаждения двигателя и устанавливается в ди-
зелях AM-01, АМ-41, Д-108, Д-50 (Д-50Л), Д-48ЛС и др. В каче-
57
стве примера ниже рассматривается закрытая система принуди-
тельного охлаждения дизеля Д-50Л.
Система охлаждения основного двигателя объединена с сис-
темой охлаждения пускового двигателя и сообщается с наружной
атмосферой через паровоздушный клапан водяного радиатора.
Система охлаждения состоит из водяного радиатора 1
(рис. 27), вентилятора 2, водяного насоса, рубашек охлаждения
блока 9, головки 8 и пускового двигателя, термостата 6 и дистан-
ционного термометра.
При пуске, когда работает пусковой двигатель, циркуляция
воды осуществляется по принципу термосифона. Нагретая в ру-
башке пускового двигателя вода по патрубку поступает в головку
цилиндров основного двигателя, а затем из рубашки охлаждения
основного двигателя снова в блок пускового двигателя. При ра-
боте основного двигателя на неустановившемся тепловом режи-
ме (т. е. когда температура воды в системе еще не достигла
70° С) циркуляция воды происходит по малому кругу. В этом
случае вода из головки блока по перепускному каналу а термо-
стата и патрубку 7 поступает в насос и далее в водяную рубаш-
58
ку 9 блока. Такая циркуляция воды обеспечивает быстрый про-
грев всего дизеля. При нагреве воды свыше 70° С клапан
термостата 6 открывается, и циркуляция воды происходит по
большому кругу. При этом насос забирает воду из нижнего бака
И радиатора и нагнетает ее в водяную рубашку 9 блока; оттуда
вода поступает через рубашку головки блока S, термостат 6
и патрубок 5 в верхний бак 3 радиатора. В радиаторе вода ох-
лаждается и по патрубку 10 поступает к водяному насосу. Воду
в систему заливают через заливную горловину 4 радиатора;
спуск воды из системы охлаждения производят через сливное от-
верстие, закрываемое пробкой.
§ 32. ДЕТАЛИ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Радиатор. Он является холодильником, в котором вода отдает
тепло окружающему воздуху. Радиатор (рис. 27) состоит из
верхнего 3 и нижнего 11 баков, сердцевины и двух боковин. Верх-
Рис. 28. Конструкции сердцевин:
а — с овальными трубками; б — пластинчатая; в — сотовая; г — с оребрением
ний бак имеет заливную горловину, закрываемую пробкой. Ниж-
ний бак имеет спускную пробку или краник и отводящий патру-
бок. В зависимости от конструкции сердцевины радиаторы
бывают трубчатые, пластинчатые и сотовые (рис. 28, а — в).
В трубчатом радиаторе (рис. 28, а) сердцевина состоит из боль-
шого количества вертикально расположенных трубок, соединяю-
щих верхний и нижний баки радиатора. Трубки изготовляют из
теплопроводного сплава (обычно латуни). Они имеют круглую
или овальную форму. Для увеличения поверхности охлаждения
трубки пропускают через горизонтально расположенные медные
пластины или обвивают латунной лентой (рис. 28, г), припаивае-
мой к трубкам. Пластинчатый радиатор отличается от трубчато-
го тем, что вместо трубок для прохода горячей воды из верхнего
бака ставятся специальные пластины (рис. 28, б). Каждая плас-
59
Рис. 30. Вентилятор и водяной
насос
тина спаяна из двух латунных лент толщиной 0,1—0,2 мм, согну-
тых зигзагообразно. Воздух проходит в промежутках между
пластинами. Сотовые радиаторы (рис. 28, в) состоят из трубок,
торцы которых развальцованы и спаяны между собой; между
трубками циркулирует вода, а по трубкам — воздух. В практике
тракторостроения наиболь-
шее распространение полу-
чили трубчатые радиаторы,
как наиболее простые и
легко ремонтируемые.
Паровоздушный клапан.
Закрытая система охлаж-
дения с принудительной
циркуляцией воды сообща-
ется с атмосферой через па-
ровоздушный клапан водя-
ного радиатора. Паровоз-
душный клапан установлен
в пробке заливной горловины радиатора и работает следующим
образом. При повышении давления в системе свыше 0,28—
0,35 кГ1см2 паровой клапан 4 (рис. 29), преодолевая усилия
пружины 3, приподнимется, и из-
быток пара выйдет через трубку
5 в атмосферу. При разрежении
в радиаторе, что может иметь
место при конденсации водяных
паров, открывается воздушный
клапан 2 (при этом сжимается
пружина 1) и сообщает через от-
верстие а и трубку 5 систему ох-
лаждения с атмосферой. Таким
образом, паровоздушный клапан
не допускает чрезмерного повы-
шения и понижения давления в
радиаторе, предохраняя трубки
радиатора от повреждения.
Вентилятор. Он служит для
создания воздушного потока, обдувающего сердцевину радиа-
тора. Вентилятор (рис. 30) состоит из крестовины, к которой при-
клепаны лопасти 1, и шкива 2. По числу лопастей вентиляторы
бывают четырех-, шести- и восьмилопастные. Наибольшее рас-
пространение получили вентиляторы с четырьмя и шестью лопа-
стями. Они устанавливаются за радиатором, перед двигателем
и приводятся во вращение от коленчатого вала двигателя при
помощи клиноременной или шестеренной передач.
Водяной насос. Для создания циркуляции воды в принуди-
тельных системах охлаждения применяются насосы центробеж-
ного типа (рис. 30). В чугунном корпусе 4 вращается крыльчат-
60
ка 5, закрепленная на валу 3. К центру вращающейся крыльчат-
ки подводится вода. Вода захватывается лопатками крыльчатки
и приводится во вращательное движение. Под действием центро-
бежной силы в корпусе насоса создается повышенное давление
воды, обеспечивающее ее движение через всю систему.
Термостат. Он служит для автоматического поддержания на
требуемом уровне температуры охлаждающей воды в различных
условиях работы двигателя, а также для ускорения его прогрева
при пуске.
Рис. 31. Термостат:
/ — корпус; 2 — цилиндр; 3 — обводная трубка; 4 — рубашка; 5 — клапан
Термостат (рис. 31) состоит из корпуса /, гофрированного ла-
тунного цилиндра 2, заполненного жидкостью, кипящей при низ-
кой температуре (обычно 15%-ный водный раствор этилового
спирта), и клапана 5. Термостат устанавливается в корпусе у вы-
хода нагретой воды из рубашки 4 двигателя. При температуре
охлаждающей воды ниже 70° С гофрированный цилиндр 2 нахо-
дится в сжатом состоянии, и клапан 5 перекрывает доступ воды
из рубашки к радиатору. Циркуляция воды в системе совершает-
ся по малому кругу. При повышении температуры воды до 70° С
легкокипящая жидкость в цилиндре термостата начнет интенсив-
но испаряться, цилиндр расширяется, и клапан 5 термостата
открывает доступ охлаждающей воде к радиатору и одновремен-
но перекрывает ей доступ к обводной трубке 3.
Полное открытие клапана достигается при температуре 85° С.
При этом вода в системе циркулирует по большому кругу.
Аэротермометр (дистанционный термометр). Он служит для
измерения температуры воды в системе охлаждения и состоит из
измерителя, тонкой (капиллярной) трубки и датчика. Измеритель
61
представляет собой манометр с трубкой. Его циферблат
градуирован по стоградусной шкале от 0 до 125°. Капиллярная
трубка защищена от механических повреждений металлической
оплеткой. Датчик, заполненный хлористым метилом, открытым
концом трубки присоединен накидной гайкой к концу капилляр-
ной трубки. Датчик устанавливается в верхнем патрубке, а из-
меритель— на щитке водителя.
§ 33. УХОД ЗА СИСТЕМОЙ ОХЛАЖДЕНИЯ
И ЕЕ НЕИСПРАВНОСТИ
Для того чтобы система водяного охлаждения работала ис-
правно и обеспечивала нормальный тепловой режим двигателя,
необходимо постоянное наблюдение за ней и соответствующий
уход.
Уход за системой охлаждения заключается в проверке и под-
держании необходимого уровня воды в системе, периодической
промывке системы, смазке подшипников насоса и вентилятора,
подтяжке ремней и сальников, регулировке натяжения ремней
вентилятора.
Наиболее часто встречающиеся неисправности системы ох-
лаждения— течь воды в соединениях и перегрев двигателя. Для
устранения течи воды в соединениях или трубках радиатора не-
обходимо подтянуть крепления или запаять трубки в местах
повреждений.
Причиной перегрева двигателя может быть недостаток воды
в системе, неисправность вентилятора (пробуксовывает ремень),
образование накипи в радиаторе и рубашке охлаждения двига-
теля, неправильная установка зажигания (в карбюраторном дви-
гателе) .
Для устранения причин перегрева двигателя необходимо про-
верить наличие воды в системе охлаждения и при необходимости
долить; следить за правильностью натяжения приводных ремней
и их исправностью, не допускать образования накипи в радиато-
ре и рубашке двигателя. Для этого необходимо наполнять сис-
тему чистой и мягкой водой. Если вода жесткая, ее нужно умяг-
чить. При значительном отложении накипи систему охлаждения
следует очистить от накипи промывкой содовым раствором. Наи-
более употребительным является раствор кальцинированной
соды в воде (150 г соды на 1 л воды). С залитым в систему ох-
лаждения раствором двигатель должен проработать 10—12 ч,
после чего раствор сливают, а систему тщательно промывают
водой.
В холодное время года вода в системе охлаждения может
замерзнуть и повредить трубки радиатора и рубашки охлажде-
ния. Для предотвращения замерзания воды при длительных
остановках необходимо спускать ее из системы. В зимнее время
вместо воды в систему охлаждения заливают жидкость, замер-
62
зающую при низкой температуре, представляющую собой смесь
технического этиленгликоля с водой. Охлаждающие жидкости
выпускаются двух марок: 40 и 60 (ГОСТ 159—52). Жидкость
марки 40 замерзает при температуре не выше минус 40° С, жид-
кость марки 60 — при температуре не выше минус 6(ГС. Низко-
замерзающие жидкости ядовиты, поэтому обращаться с ними
нужно осторожно.
Глава 7. СИСТЕМА СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ
§ 34. НАЗНАЧЕНИЕ СМАЗКИ
При работе двигателя значительная часть его деталей совер-
шает относительное перемещение, сопровождаемое трением.
На преодоление трения, возникающего между трущимися де-
талями, расходуется часть мощности двигателя. Кроме того,
трение вызывает износ и нагревание трущихся деталей, а иногда
заедание и поломку их. Для уменьшения трения между трущи-
мися деталями вводится слой масла, разделяющий поверхности
трения, вследствие чего уменьшается износ и нагрев их,
а также потери энергии на работу трения. При непрерывном
омывании трущихся деталей маслом они охлаждаются, с их по-
верхности смывается нагар и металлические частицы, образовав-
шиеся в результате износа деталей. Масло, кроме того, улучшает
уплотнение поршневыми кольцами внутрицилиндрового про-
странства и предохраняет детали двигателя от коррозии.
§ 35. МАСЛА, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ
В качестве масел, идущих для смазки тракторных двигателей,
применяют минеральные масла, полученные при переработке
нефти. Масла, полученные из нефти, очищают от вредных при-
месей.
Существует два вида очистки масла: сернокислотная
и селективная. Качество масла после селективной очистки выше
качества масла после сернокислотной очистки. В некоторых слу-
чаях после очистки к маслам добавляют присадки, улучшающие
их качество. Для смазки дизелей применяются специальные ди-
зельные масла Дп-8, Дп-11, Дп-14, ДС-8, ДС-11 (ГОСТ
8581—63), отличающиеся одно от другого главным образом вяз-
костью.
Основными показателями, характеризующими качество масла
и пригодность его для тракторных двигателей, являются вяз-
кость, высокая смазывающая способность, низкая температура
застывания, высокая стабильность, способность не вызывать кор-
розии деталей двигателя, определенная температура вспышки,
отсутствие механических примесей и воды.
63
§ 36. ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Подача масла к трущимся поверхностям деталей двигателя
осуществляется механизмами и приспособлениями, входящими
в систему смазки двигателя. Назначение системы смазки состоит
в том, чтобы во время работы двигателя обеспечивать непрерыв-
ную подачу масла ко всем трущимся поверхностям деталей дви-
гателя.
Рис. 32. Схема системы смазки дизеля Д-108
В зависимости от способа подвода масла к трущимся
поверхностям различают систему смазки разбрызгиванием, под
давлением и комбинированную (смешанную).
Система смазки разбрызгиванием. Простой, но и менее со-
вершенной системой смазки является система смазки разбрызги-
ванием. При этом масло, залитое в картер двигателя, захваты-
вается черпачками, имеющимися на нижних головках шатунов,
и разбрызгивается в виде мельчайших капелек при вращении
коленчатого вала. Внутри картера образуется масляный туман.
Капельки масла оседают на всех поверхностях деталей и смазы-
вают их. Система смазки разбрызгиванием имеет ряд существен-
ных недостатков, а поэтому на тракторных двигателях не при-
меняется.
64
Система смазки под давлением. При этой системе масло ко
всем основным деталям двигателя подается по специальным ка-
налам и трубкам под давлением, создаваемым масляным насо-
сом. Преимуществом этой системы является возможность регу-
лирования интенсивности смазки всех деталей двигателя. Однако
осуществить принудительную смазку всех деталей двигателя
сложно, вследствие этого в чистом виде на двигателях она при-
менения не получила.
Комбинированная (смешанная) система смазки. Это такая си-
стема смазки, при которой часть деталей смазывается маслом
под давлением, а часть — разбрызгиванием масла.
Она состоит из следующих механизмов и приборов:
1) маслозаливной горловины 7 (рис. 32), через которую за-
ливают масло в картер;
2) поддона 15 или картера двигателя, который является ре-
зервуаром для масла;
3) масляного насоса 3, подающего масло под давлением к ос-
новным деталям двигателя;
4) маслоприемника 2 с сетчатым фильтром;
5) фильтров 9 грубой и тонкой очистки масла;
6) масляного радиатора 13, служащего для охлаждения
масла;
7) трубопроводов и каналов, по которым подводится масло
к трущимся поверхностям;
8) манометра 8 для измерения давления масла в системе
смазки.
§ 37. ТИПОВЫЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ ТРАКТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Система смазки двигателя Д-108 (рис. 32) комбинированная.
Масло в картер 15 заливается через маслозаливную горловину 7.
При работе двигателя пара шестерен нагнетательной секции
масляного насоса 3 через маслоприемник 2 с сеткой забирает
масло из картера 15 и подает его в нижнюю камеру маслораспре-
делительной плиты 6 и далее по трубопроводу в масляный ра-
диатор 13. Из масляного радиатора охлажденное масло посту-
пает в корпус фильтров 9. Из корпуса фильтров масло идет
параллельно двумя потоками: через фильтр грубой и тонкой
очистки.
В фильтре грубой очистки масло очищается от примесей
и через верхнюю камеру маслораспределительной плиты посту-
пает к манометру 8 и в главный трубопровод 10, а из него по от-
дельным трубкам 11 и каналам — к трущимся поверхностям
двигателя. Масло, поступившее в фильтр тонкой очистки, прохо-
дит через нитчатый фильтрующий элемент, очищается от меха-
нических примесей и смол и поступает в среднюю камеру масло-
распределительной плиты. Из камеры по каналу в блоке масло
стекает в картер. В течение часа работы двигателя все масло,
5 Заказ 848 65
залитое в картер (27 л), три раза проходит через фильтры тонкой
очистки, что увеличивает срок его службы. Из главного трубо-
провода 10 по трубкам И масло поступает к коренным шейкам
коленчатого вала 5 и к валикам 12 коромысел, от коренных под-
шипников через канал а масло подается к шатунным шейкам,
центрифугируется в полостях b этих шеек, а затем по каналу с
в теле шатуна поступает к втулке верхней головки шатуна и че-
рез каналы в верхней головке впрыскивается на днище поршня
для его охлаждения. Под давлением масло подается к упорной
плите коленчатого вала, подшипникам распределительного ва-
ла, большой и малой промежуточным шестерням, к корпусу
регулятора, подшипнику водяного насоса. Вытекая через зазоры
в коренных и шатунных подшипниках, масло разбрызгивается
вращающимся валом по всему пространству блока и смазывает
остальные части двигателя (стенки цилиндров, поршни, толка-
тели и т. д.).
Из передней и задней частей картера через маслоприемники
4 и 14 масло отсасывается откачивающими шестернями насоса
в масляный картер 15 с магнитной пробкой /, а оттуда снова
подается нагнетательными шестернями насоса в главный трубо-
провод. При засорении фильтров неочищенное масло поступает
в главный трубопровод 10 через перепускной шариковый клапан.
Давление масла при нагретом двигателе должно быть 2,0—
3,5 кГ1см2, температура 80—85° С.
Система смазки двигателя Д-50 (рис. 33) комбинированная,
т. е. трущиеся поверхности смазываются как под давлением, так
и путем разбрызгивания масла. Под давлением смазываются ко-
ренные и шатунные подшипники коленчатого вала, клапанный
механизм, подшипники распределительного вала, втулки шесте-
рен топливного насоса и промежуточной шестерни. Остальные
части двигателя смазываются разбрызгиванием. Система рабо-
тает следующим образом. Масло заливают в картер двигателя
через заливную горловину до уровня верхней метки на масло-
мерной линейке 3. Из картера через маслоприемник 2 масло
засасывается насосом 1 и подается под давлением 6—6,5 кГ1см2
по трубопроводу в ротор центрифуги. Очищенное масло посту-
пает по трубопроводу в масляный радиатор (на схеме не пока-
зан), а затем в главную магистраль и к трущимся поверхностям
двигателя. В корпусе центрифуги установлены три клапана: пере-
пускной, сливной и редукционный. Перепускной клапан поддер-
живает необходимое давление 6,5—7,0 кГ]см2 масла в роторе.
Редукционный клапан служит для перепуска холодного масла
в магистраль двигателя в обход масляного радиатора. Сливной
клапан поддерживает необходимое давление масла в магистра-
ли двигателя 2,5—3,5 кГ)см2.
Система смазки дизелей АМ-41, АМ-01, СМД-14А и Д-48Л
также комбинированная и отличается от ранее рассмотренной
системы смазки дизеля Д-50 числом мест смазки под давлением;
66
кроме того, у дизелей АМ-41 и АМ-01 установлен двухсекцион-
ный шестеренный масляный насос, состоящий из основной
и радиаторной секций. Основная (нагнетательная) секция подает
масло в систему через последовательно включенные фильтры
грубой и тонкой очистки. Радиаторная секция подает масло
к установленному на тракторе масляному радиатору. Охлажден-
ное масло сливается в поддон.
§ 38. МЕХАНИЗМЫ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Масляный насос. Он служит для подачи масла из картера дви-
гателя к трущимся деталям. Шестеренные масляные насосы бы-
вают односекционные (дизели СМД-14А, Д-50 и Д-50Л, Д-45
5* 67
и др.), двухсекционные (дизели АМ-41, АМ-01, ЯМЗ-238НБ)
и трехсекционные (дизели Д-108, КМД-100).
Односекционный шестеренный насос (рис. 34) состоит из кор-
пуса 4, крышки 5, вала /, ведущей 2 и ведомой 7 шестерен, ре-
дукционного клапана 5, установленного в крышке корпуса насо-
са, маслозаборника 8 с сетчатым фильтром 9 (рис. 34, а). При
вращении вала 3 насоса ведущая 2 и ведомая 7 шестерни враща-
ются в разные стороны. Масло поступает через входное отверс-
тие 9 во впускную полость b насоса и заполняет впадины между
Рис. 34. Шестеренный масля-
ный насос
зубьями. Вращаясь, шестерни переносят находящееся во впадине
зубьев масло вдоль стенок корпуса в нагнетательную полость с,
откуда оно через выходное отверстие d поступает в магистраль.
Давление масла зависит от вязкости масла, числа оборотов дви-
гателя и величины зазоров между трущимися поверхностями.
В новом двигателе, когда зазоры между трущимися поверхностя-
ми наименьшие, давление масла больше, чем в двигателе с уве-
личенными в результате износа зазорами между трущимися
деталями.
Неотделимой частью насоса является редукционный клапан.
Его назначение — не допускать чрезмерного повышения давле-
ния масла, подаваемого насосом, так как это может вызвать пов-
реждение насоса и трубопроводов.
Редукционный клапан (рис. 34, б) состоит из поршня 13 (или
шарика), пружины 12, регулировочной шайбы 10 и пробки 11,
Если давление в системе не превышает нормальное, то поршень
(или шарик) закрывает канал, сообщающий нагнетательную по-
лость насоса со впускной полостью или со сливным отверстием
68
в картере. В том случае, когда давление превышает нормальное,
редукционный клапан под давлением масла открывается, пру-
жина 12 сжимается, масло из нагнетательной полости с перепус-
кается во впускную полость b или в картер двигателя.
По достижении требуемого давления, определяемого упруго-
стью пружины, клапан закрывается. Изменяя натяжение пружи-
ны, можно регулировать давление масла в магистрали. Масляный
насос приводится в движение от шестерни коленчатого вала че-
рез промежуточную шестерню (дизели Д-45Л, Д-50) или непо-
Рис. 35. Трехсекционный масляный насос дизеля Д-108
средственно от шестерни привода, насаженной на носок колен-
чатого вала (дизель СМД-14А).
На дизелях Д-108 и КМД-100 установлен масляный насос
(рис. 35) с одной нагнетательной и двумя откачивающими сек-
циями. Нагнетательные шестерни 2 и 9 через центральный мас-
лоприемник насоса засасывают масло и подают его в магистраль,
а откачивающие шестерни 4 и 6 через маслоприемники откачи-
вают масло в поддон картера из передней и задней его частей.
Нагнетательные и отсасывающие шестерни расположены в кор-
пусах /, 3 и 5, разделенных между собой чугунными плитами
7 и 8.
Масляные фильтры. Они служат для очистки масла от меха-
нических примесей (нагара, смол, абразивных частиц и пр.),
ускоряющих износ деталей двигателей и сокращающих их срок
службы. Кроме того, при очистке масла увеличивается срок его
использования и уменьшается расход. На тракторных двигателях
69
обычно устанавливают три фильтра: сетчатый, грубой и тонкой
очистки.
Сетчатый фильтр. Он устанавливается в маслозаборнике, очи-
щает масло, поступающее в насос, от крупных механических
примесей.
Фильтр грубой очистки. Он включается в масляную магист-
раль последовательно и предварительно (грубо) очищает все
масло, поступающее в магистраль от механических примесей.
В качестве фильтров грубой очистки применяют фильтры ще-
левого типа, фильтрация масла в этих фильтрах достигается тем,
что масло проходит через щели, позволяющие задерживать час-
тицы размером 0,025—0,12 мм в поперечнике.
Фильтр тонкой очистки. Он включается в масляную магист-
раль параллельно и служит для тщательной очистки масла, про-
ходящего через фильтр, от механических примесей.
Фильтры тонкой очистки имеют фильтрующие элементы в ви-
де набивки из ниток или сменные картонные элементы АСФО
(автотракторные суперфильтры-отстойники). Фильтрующий
элемент с набивкой из ниток, устанавливаемый на дизелях Д-108
и КМД-100, представляет собой цилиндрический патрон, наби-
тый хлопчатобумажными нитками. Масло, проходя между нит-
ками и просачиваясь через них, фильтруется и поступает внутрь
трубки, откуда попадает в картер двигателя. Фильтрующий эле-
мент АСФО состоит из набора картонных пластин, заключенных
между двумя металлическими крышками, удерживаемыми
стяжками.
Наличие в системе смазки сменных элементов АСФО создает
в эксплуатации двигателей затруднения, состоящие в периодиче-
ской замене этих элементов. В настоящее время взамен элемен-
тов АСФО на тракторных двигателях устанавливается масляная
центрифуга (дизель СМД-14).
На некоторых тракторных дизелях (Д-37М, Д-50, Д-50Л,
Д-48Л) вместо фильтров грубой и тонкой очистки устанавлива-
ется одна реактивная масляная центрифуга.
Масляный фильтр дизеля СМД-14А (рис. 36) состоит из двух
секций — грубой и тонкой очистки, расположенных в одном алю-
миниевом корпусе 1, Секция грубой очистки, включенная после-
довательно в главную магистраль, имеет два параллельно рабо-
тающих фильтрующих элемента — 2 и 3, закрытых колпаком 4,
Секция тонкой очистки, включенная параллельно в главную
магистраль, представляет собой реактивную масляную центри-
фугу. В корпусе, кроме того, расположены переключатель 6 мас-
ляного радиатора с клапаном-термостатом 7, сливной клапан S,
регулирующий давление в главной магистрали, и перепускной
клапан 5, который перепускает масло в магистраль дизеля без
фильтрации в случае засорения фильтрующих элементов.
Двухсекционные фильтры грубой и тонкой очистки применя-
ют также на дизелях Д-108, Д-130, АМ-ОЗА, АМ-01 и АМ-41, при-
70
чем все они (за исключением фильтров дизелей Д-108 и Д-130)
имеют ленточно-щелевые элементы грубой очистки и реактивную
масляную центрифугу в качестве фильтра тонкой очистки. Ди-
зели Д-108 и Д-130 имеют хлопчатобумажный фильтр тонкой
очистки.
Центробежный масляный фильтр (полнопоточная масляная
центрифуга). Он используется вместо двойного масляного филь-
тра грубой и тонкой очистки масла на дизелях Д-37М, Д-50
(Д-50Л) и Д-48Л и представляет собой односекционный мас-
ляный фильтр тонкой очистки.
Центрифуга имеет корпус 1 (рис. 37), в котором на оси 2 ус-
тановлен ротор 3, закрытый колпачком 5. Ротор имеет две фор-
сунки 6. В корпусе центрифуги установлены перепускной 7, слив-
ной 8 и редукционный 9 клапаны.
При работе двигателя весь поток масла, подаваемого насосОхМ
под давлением 6,5—7 кГ1см\ поступает в полость ротора, где
оно подвергается центробежной очистке. Часть очищенного масла
71
Рис. 37. Центробежный фильтр
через отверстия в сетке 4 и оси ротора по трубопроводу посту-
пает в масляный радиатор и далее в главную магистраль для
смазки деталей двигателя. Другая часть масла (12—15 л!мин)
через форсунки поступает в картер двигателя.
Масляные радиаторы. Они служат для охлаждения масла,
циркулирующего в системе смазки, и устанавливаются впереди
водяного радиатора (дизели
СМД-14, Д-50, Д-108, Д-130
и др.) или внутри кожуха вен-
тилятора (дизель Д-37М).
Различают воздушно-масляные
радиаторы, в которых трубки
радиатора охлаждаются воз-
душным потоком, создаваемым
вентилятором, и водо-масля-
ные, в которых охлаждающей
средой является вода из систе-
мы охлаждения двигателя.
Контрольные приборы. Они
контролируют давление и тем-
пературу масла (мерная ли-
нейка, манометр и дистанцион-
ный термометр). На мерной
линейке нанесены риски, соот-
ветствующие допустимым мак-
симальному и минимальному
уровням масла. Давление мас-
ла в системе смазки контроли-
руют по показаниям маномет-
ра, который установлен на
щитке приборов перед водите-
лем. На этом же щитке нахо-
дится и дистанционный термометр, датчик которого установлен
в корпусе масляных фильтров или в картере двигателя.
§ 39. УХОД ЗА СИСТЕМОЙ СМАЗКИ
И ЕЕ НЕИСПРАВНОСТИ
Правильный уход за системой смазки является одним из важ-
нейших условий надежной и долговечной работы двигателя.
Уход за системой смазки состоит в осмотре механизмов и при-
боров системы, поддержании необходимого уровня масла в кар-
тере, периодической очистке фильтров, смене фильтрующих эле-
ментов тонкой очистки и смене масла. Уровень масла в картере
проверяют масломерной линейкой перед пуском двигателя; уро-
вень масла должен соответствовать меткам, нанесенным на ли-
нейке. Масло в двигателе необходимо менять в сроки, указанные
заводом-изготовителем. Для этого сразу же после остановки
72
Основные данные по комбинированным системам дизелей со специальными трубчатыми радиаторами
Таблица 7
Показатель Дизель
Д-37М Д-50 Д-48Л СМД-14А Д-108 Д-130 АМ-41 АМ-01
Емкость ВЛ 11 12 16 21 27 27 25 30
Масляный насос .... Шестерен [ный односек] дионный Шестерен сект [ный трех- < он ный Шестерен сект ный двух- лонный
Производительность на- соса в л/мин 33 — 30 — 53 53 — —
Давление в магистрали при нормальной работе двигателя в кГ/см2 . . 1,5—3,5 2,5—3,5 2,0—3,0 2,5—4,0 2,0—3,5 2,5—3,5 3—5 3—5
Давление масла в маги- страли при холостом ходе в к,Г/см2 .... 0,8 1,5 1,0 0,8 1,5 1,5 1,0 1,0
Масляный фильтр:
грубой очистки . . Нет Нет Нет Проволочно- щелевой Ленточно-щелевой Ленточно-щелевой
тонкой очистки . . Полнопоточная реактивная центрифуга Реактивная центрифуга Нитчатый Реактивная центри- фуга
.двигателя, пока масло горячее, его сливают из поддона, корпуса
фильтров, масляного радиатора и заливают в поддон для про-
мывки 8—10 л дизельного топлива или керосина.
После промывки системы смазки ее заполняют свежим мас-
лом до нормального уровня.
Во время работы двигателя нужно следить за показаниями
масляного манометра: давление в системе смазки должно состав-
лять около 2,5 кГ1см2. При резком снижении давления масла
нужно остановить двигатель и установить причину падения дав-
ления.
Понижение давления масла может быть из-за утечки масла
в соединениях трубопроводов, неисправности масляного насоса,
чрезмерного разжижения масла, неисправности редукционного
клапана и повышенного износа деталей двигателя.
Неисправности системы смазки, если их не устранить свое-
временно, могут привести к аварии двигателя (к выплавлению
коренных и шатунных подшипников).
В табл. 7 приведены основные данные по системе смазки дви-
гателей.
Глава 8. СИСТЕМА ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
§ 40. ТОПЛИВО И УСЛОВИЯ ЕГО СГОРАНИЯ
В качестве топлива для дизелей применяют газойль, соляро-
вое масло и дизельное топливо, получаемые при переработке
нефти. Качество дизельного топлива оценивается по воспламеня-
емости, вязкости, содержанию смол, отсутствию минеральных
кислот, щелочей, механических примесей и воды. Топливо долж-
но обладать малым периодом задержки воспламенения, так как
чем больше период задержки воспламенения, тем большее коли-
чество топлива успевает поступить в цилиндр двигателя до мо-
мента воспламенения. Скопление больших количеств топлива
в цилиндре сопровождается резким нарастанием давления при
его сгорании, что ведет к жесткой работе двигателя. О периоде
задержки воспламенения топлива судят по цетановому числу.
Цетановое число равно процентному содержанию цетана (цета-
новое число— 100) в смеси цетана и а-метилнафталина (цетано-
вое число — 0), эквивалентной по склонности к воспламенению
данному топливу. Для дизельного топлива цетановое число дол-
жно быть меньше 40.
§ 41. ГОРЮЧАЯ СМЕСЬ
И ВЛИЯНИЕ ЕЕ СОСТАВА НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ
Горючей смесью называется смесь топлива и воздуха в опре-
деленном соотношении. В зависимости от соотношения топлива
и воздуха в горючей смеси различают смеси: нормальную, бога-
74
тую и бедную. Соотношение между количеством воздуха и топ-
лива в смеси оценивают по коэффициенту избытка воздуха а,
представляющему собой отношение действительного весового
количества воздуха, находящегося в смеси, к теоретически необ-
ходимому, определяемому подсчетом по элементарному составу
топлива.
Нормальной смесью называется смесь, у которой коэффи-
циент избытка воздуха равен единице (а = 1). В этой смеси со-
держится теоретически необходимое количество воздуха. Богатой
смесью называется смесь, у которой воздуха меньше, чем в нор-
мальной смеси, при этом коэффициент избытка воздуха меньше
единицы (а < 1).
Бедной смесью называется смесь, у которой воздуха больше,
чем в нормальной смеси, при этом коэффициент избытка возду-
ха больше единицы (а > 1).
Все дизели достаточно хорошо работают с коэффициентом
избытка воздуха а = 1,25 4- 1,8. Дальнейшее снижение а приво-
дит к неполному сгоранию топлива, сопровождающемуся види-
мым дымлением на выпуске. Снижение нагрузки дизеля по
сравнению с номинальной ведет к уменьшению количества пода-
ваемого в дизель топлива, а следовательно, и к увеличению
^коэффициента избытка воздуха.
^дГсМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДИЗЕЛЕ
Условия смесеобразования в дизеле значительно отличаются
от условий смесеобразования в карбюраторном двигателе. Если
при работе карбюраторного двигателя смесеобразование, начав-
шееся в карбюраторе при всасывании, продолжается на протя-
жении двух тактов (впуск и сжатие), то у дизеля процесс смесе-
образования длится в десять раз меньше. Поэтому получение
однородной смеси в дизеле является более трудной задачей, чем
в карбюраторном двигателе. По способу смесеобразования сов-
ременные дизели могут быть:
1) с неразделенными камерами сгорания (однокамерные);
2) с разделенными камерами сгорания (предкамерные, вих-
рекамерные и воздушнокамерные).
Однокамерный дизель. В этом дизеле топливо под давлением
200 кГ1см2 и более подается в камеру сгорания и распыливается.
На рис. 38, а — в изображены схемы камер сгорания однокамер-
ных дизелей. Однокамерные дизели применяются на тракторах
ч «Кировец» К-700, Т-130, Т-4, Т-4М, ДТ-75М и др.
Среди однокамерных дизелей особый интерес представляют
дизели с пленочным смесеобразованием (Д-108, АМ-01, АМ-41).
В этих дизелях неразделенные камеры сгорания расположены
в поршне (рис. 38, а и б).
Начальное воспламенение топлива осуществляется за счет
впрыска и распыла в объеме воздуха камеры сгорания неболь-
75
шой части топлива (приблизительно 5%). Остальная часть
впрыскиваемого топлива (около 95%) подается при помощи фор-
сунки на горячие стенки камеры сгорания, вследствие чего оно
распределяется на них в виде тонкой пленки. Топливная пленка
Рис. 38. Схемы камер сгорания дизелей:
а — в — однокамерных; г — предкамерных; д — вихрека
мерных; е — воздушнокамерных
по мере испарения перемешивается с воздухом и постепенно сго-
рает, обеспечивая мягкую бездымную и относительно бесшумную
работу.
Предкамерные дизели. В этом дизеле (рис. 38, г) камера сго-
рания делится на две полости: предкамеру а, объем которой со-
ставляет 25—40% всего объема камеры сгорания, и основную
камеру &, расположенную над поршнем. Предкамеры и камера
сообщаются между собой одним или несколькими отверстиями.
Сущность предкамерного процесса смесеобразования заключает-
ся в том, что для мелкого распыливания топлива, равномерного
76
распределения его по всей массе воздуха и хорошего смесеобра-
зования используются вихри, создающиеся при перетекании
части заряда из цилиндра в предкамеру во время сжатия возду-
ха и из предкамеры в цилиндр в начале расширения смеси. Пред-
камерное смесеобразование позволяет снизить давление впрыска
топлива до 80 кГ1см2. К предкамерным дизелям относится
двигатель КДМ-100, Д-ЗОБ.
Вихрекамерные дизели. В этом дизеле камера сгорания так-
же делится на две полости: вихревую камеру а (рис. 38, <5), объем
которой составляет 60—70% объема камеры сгорания, и камеру
&, расположенную над поршнем 2. Вихревая камера а и камера
Ь, расположенная над поршнем, соединяются каналом с специ-
альной формы, который называется диффузором. Диффузор рас-
полагается по касательной к вихревой камере а. При сжатии
воздух из камеры b через диффузор протекает в вихревую каме-
ру а и начинает в ней вращаться. Благодаря интенсивному за-
вихрению воздуха в камере а топливо, впрыснутое форсункой Л
хорошо распыляется и перемешивается с воздухом. Вихрекамер-
ные дизели устанавливаются на тракторах Т-74, Т-75, Т-38М,
«Беларусь».
Воздушно-камерный дизель. В нем для лучшего смесеобра-
зования используется струя воздуха, аккумулируемого в процес-
се сжатия в особой воздушной камере. В процессе сжатия воздух
направляется сначала по каналу а (рис. 38, е) в конусообразную
камеру Ь, а из нее через восемь отверстий с в воздушную камеру
d. Топливо впрыскивается форсункой в камеру b навстречу за-
вихренному потоку воздуха. В начале расширения воздух, сжа-
тый в воздушной камере d, перетекает через отверстия с в каме-
ру Ь. При этом к частицам топлива подводятся все новые и новые
порции воздуха, что улучшает процесс сгорания.
§ 43. ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЯ
Система питания дизеля служит для подачи в цилиндры ди-
зеля хорошо очищенного воздуха и топлива и имеет следующее
устройство. Топливо, заливаемое в бак 1 (рис. 39), по трубопро-
воду поступает в фильтр-отстойник 2. Отстоявшееся топливо за-
сасывается подкачивающей помпой 3 и подается по трубопроводу
4 в фильтр 6 тонкой очистки. Очищенное топливо насосом 5 вы-
сокого давления подается через форсунку 7 в камеру сгорания а.
$ 44. ПРИБОРЫ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЯ
Воздухоочиститель. Он служит для очистки воздуха, засасы-
ваемого дизелем, от пыли и других примесей.
Работа трактора как в поле, так и на стационаре протекает
в пыльных условиях. При этом пыль может засасываться вместе
с воздухом и попадать в цилиндры дизеля. Пыль, попадая в ци-
77
линдры дизеля, усиливает износ деталей и вызывает падение
мощности дизеля, увеличение расхода топлива и смазки.
На рис. 40, а показано устройство воздухоочистителя тракто-
ра «Беларусь» МТЗ-50. Воздух, засасываемый дизелем, посту-
пает под колпак 6, где расположен завихритель 5 воздуха. Круп-
ные частицы пыли под действием центробежной силы отбрасы-
ваются к стенке корпуса 4 фильтра грубой очистки и осаждаются
на дне 8 корпуса 4. Воздух с оставшейся в нем пылью меняет
направление движения и, проходя по трубе 3 вниз, ударяется
о масло, находящееся в поддоне 12. Здесь воздух вновь резко
меняет направление. При этом часть пыли выпадает из воздуха
и улавливается маслом. Воздух с более мелкими частицами пыли
и масляными брызгами поступает вверх и проходит через капро-
новые фильтрующие элементы 10 и 11, расположенные в корпу-
се 1 воздухоочистителя. Пройдя фильтрующие элементы, очи-
щенный от пыли воздух поступает в головку 9 корпуса воздухо-
очистителя и далее по патрубку 2, впускной трубе в цилиндры
двигателя. В воздухоочистителе установлен клапан 7 аварийной
78
остановки двигателя. На двигателях АМ-ОЗА, АМ-01, АМ-41
и СМД-14 установлен воздухоочиститель мультициклонного типа
с эжекционным выбросом пыли через выпускную систему дви-
гателя.
Рис. 40. Воздухоочистители дизелей:
а - Д-50; б — СМД-14
Засасываемый в цилиндры двигателя воздух, проходя через-
сетку 4 (рис. 40, б) воздухозаборника 5, поступает во входные
патрубки 9 циклонов 2. Так как входные патрубки расположены
по касательной к корпусу 10, то в циклоне воздух приобретает
вращательное движение. Под действием центробежной силы час-
тицы пыли отбрасываются к стенкам корпуса 10 циклона 2 и по
спирали движутся вниз в поддон 8. Оттуда пыль отсасывается
Секционным устройством 1 и уносится с газами наружу. К кас-
79>
сетам 6 и 7 поступает воздух из центральной части циклонов по
направляющим трубкам.
В кассетах 6 и 7, смоченных маслом, воздух дополнительно
очищается от мелкой пыли. Очищенный воздух из головки 3 воз-
духоочистителя по трубопроводу поступает в цилиндр двигателя.
19
18
17
. ф
10
6)
11
Фильтры грубой
и
Рис. 41.
тонкой очистки топлива:
— фильтр грубой очистки;
— фильтр тонкой очистки;
— пластинка и звездочка
фильтра грубой очистки; г —
фильтр тонкой очистки 2ТФ-3
Топливные фильтры. Они служат для очистки топлива от ме-
ханических примесей. На дизелях применяются фильтры следу-
ющих типов: 1) щелевые — пластинчатые и ленточные; 2) матер-
чатые или бумажные; 3) фетровые; 4) из хлопчатобумажных
ниток.
Фильтры грубой очистки топлива (фильтры-отстойники). Та-
кие фильтры щелевого типа улавливают частицы размером
0,06—0,07 мм. Фильтрующий элемент 3 (рис. 41, а) фильтра гру-
бой очистки состоит из набора тонких латунных круглых пластин
13 (рис. 41, в) толщиной 0,15 мм и пластин 14 толщиной 0,07 мм.
Все пластины надеты на шестигранный пустотелый стержень 6,
80
концы которого развальцованы. Фильтрующий элемент надет на
шпильку 5 и прижат гайкой 2 к корпусу 4, при этом внутренние
каналы фильтрующего элемента сообщаются через отверстия
в корпусе с его полостью.
Подкачивающий насос нагнетает топливо в колпак 1, откуда
оно, проходя через щели фильтрующего элемента, очищается от
крупных частиц (размером более 0,07 мм) и поступает в фильтр
тонкой очистки (у дизелей СМД, Д-37М, Д-108 фильтр грубой
очистки установлен перед подкачивающей помпой).
Фильтры тонкой очистки топлива. В качестве фильтрующих
элементов применяются катушки из плотно намотанной банко-
брошной хлопчатобумажной нити, патроны, набитые хлопчато-
бумажными нитками, или бумажные фильтрующие элементы
БФДТ. На рис. 41, б представлен топливный фильтр тонкой
очистки дизеля Д-50.
Фильтр состоит из чугунного литого корпуса 10 с крышкой S,
плиты 9, трех фильтрующих элементов 11, смонтированных на
плите, вентиля 7 и спускной пробки 12.
При работе дизеля топливо из фильтра грубой очистки по
трубопроводу подается под давлением во внутреннюю полость
корпуса 10 фильтра. Просачиваясь через фильтрующие элемен-
ты 11, топливо очищается от мельчайших механических примесей
и воды. Очищенное топливо поступает в полость крышки, откуда
через отверстие в плите, отводной канал в корпусе фильтра и топ-
ливоотводящую трубку поступает в топливный насос. О работе
фильтра судят по показаниям манометра.
Понижение давления в системе питания свидетельствует
о загрязнении фильтров.
На дизелях СМД-14А в качестве фильтра тонкой очистки топ-
лива устанавливают фильтр 2ТФ-2. Он состоит из двух фильт-
рующих элементов 15 (рис. 41, г), расположенных в отдельных
пластмассовых корпусах 16, объединенных чугунной крыш-
кой 19.
Фильтрующий элемент 15 представляет собой бумажную што-
ру 17, помещенную в картонный цилиндр 18 с отверстиями для
прохода топлива. Чтобы обеспечить максимальную поверхность
очистки, штора свернута в шестнадцатигранную винтовую «гар-
мошку».
Топливо от подкачивающего насоса поступает в оба корпуса
16 через болт поворотного угольника 20. Оба фильтрующих эле-
мента работают параллельно. Пройдя через штору во внутрен-
нюю полость элемента, топливо очищается, а отфильтрованные
примеси осаждаются на наружной поверхности шторы. Из внут-
ренней полости элемента топливо поступает в трубопровод, иду-
щий к топливному насосу. На дизелях АМ-01 и АМ-03 применена
трехступенчатая очистка топлива: фильтром грубой очистки
ФГ-1, бумажным фильтром тонкой очистки 2ТФ-3 и бумажным
фильтром ТФ-3 (контрольным).
g Заказ 848 81
На дизеле трактора К-700 устанавливают однокамерный
фильтр с одним фильтрующим элементом из древесной муки на
пульвербакелитовой основе.
Топливоподкачивающий насос. Он служит для подачи топ-
лива из бака к топливному насосу и может быть поршневым, шес-
теренным и коловратным. На тракторных дизелях применяют
поршневые и шестеренные топливоподкачивающие насосы. Топ-
ливоподкачивающий поршневой насос устанавливают на дизелях
ЯМЗ-238НБ, АМ-41, СМД, Д-50, Д-48Л и др. Он состоит из кор-
пуса 1 (рис. 42, а), поршня 7 с пружиной 8, толкателя 6, всасы-
вающего 9 и нагнетательного 3 клапанов с пружинами и насоса
2 для ручной подкачки топлива.
При набегании эксцентрика 5 (рис. 42, а) кулачкового валика
топливного насоса на толкатель 6 поршень 7 движется в сторону
пружины 8, и во всасывающей полости а создается давление,
82
а в нагнетательной полости b — разрежение. В этом положении
всасывающий клапан 9 закрыт, нагнетательный клапан 3 открыт,
и топливо, вытесняемое поршнем 7, из полости а перетекает в по-
лость Ь. При сбегании эксцентрика толкатель 6 и поршень 7 под
действием пружин 8 и 4 перемещаются в сторону эксцентрика.
В полости а создается разрежение, в полости Ъ — давление.
В этом положении нагнетательный клапан 3 закрыт, всасываю-
щий 9 открыт. Топливо из полости b нагнетается в фильтры, а по-
лость а заполняется новой порцией топлива. Шестеренные топли-
воподкачивающие насосы устанавливаются на дизелях КМД-46,
КМД-100, Д-108.
Схема работы топливоподкачивающего насоса показана на
рис. 42, б. Топливо, поступающее из бака через подводящий
штуцер 10, проходит в канал с и к шестерням 11 насоса. Враща-
ющиеся шестерни зубьями забирают топливо и подают его по
каналу d к фильтру и далее к топливному насосу. При повыше-
нии давления в канале d выше нормального автоматически от-
крывается клапан 12 и часть топлива перепускается в канал е.
Топливный насос высокого давления. Он служит для подачи
топлива в цилиндры дизеля. На отечественных тракторах уста-
навливаются в основном многоплунжерные топливные насосы зо-
лотникового типа с постоянным ходом плунжера.
Устройство топливного насоса показано на рис. 43.
В корпусе 1 насоса установлен кулачковый валик 3 на двух
радиально-упорных шарикоподшипниках 10. Кулачковый валик
имеет четыре кулачка с радиальным профилем и эксцентрик.
Каждый кулачок обеспечивает плунжеру ход 10 мм. Эксцентрик
на валу расположен между вторым и третьим кулачками и пред-
назначен для привода топливоподкачивающего насоса. В корпу-
се насоса против каждого кулачка установлен роликовый толка-
тель 2. В верхней части корпуса расположена рейка 9 с четырьмя
хомутиками 8. На верхней плоскости корпуса насоса устанавли-
вают головку 11 корпуса насоса со смонтированными в ней плун-
жерными секциями. Каждая секция состоит из плунжера 6,
гильзы 5, тарелки с пружиной 4, плунжера и нагнетательного
клапана 7. Плунжерная пара — гильза 5 и плунжер 6 — является
главной частью топливного насоса, служащей для подачи топли-
ва под необходимым давлением.
При вращении кулачкового валика плунжеры перемещаются
вверх и вниз. Вверх плунжеры движутся под действием усилия
толкателя, вниз — под действием пружин. При движении плун-
жера вверх происходит рабочий ход плунжера — ход нагнетания,
при движении вниз — ход всасывания. Когда плунжер движется
вниз, т. е. при ходе всасывания, топливо через всасывающее от-
верстие а (рис. 44) в гильзе 1 заполняет надплунжерное про-
странство плунжерной пары (положение /). При движении
плунжера вверх топливо вначале вытесняется через впускное
отверстие а в продольный канал головки насоса. После того как
6* 83
00
Рис. 43. Топливный насос
плунжер 2 верхней кромкой перекроет впускное отверстие а
гильзы, топливо в надплунжерном пространстве начнет сжи-
маться. Когда сила давления топлива, действующая на нагнета-
тельный клапан 5, превысит усилие пружины 4 клапана, послед-
ний откроется, и топливо по трубопроводу высокого давления на-
чнет поступать к форсунке (положение //).
Нагнетание топлива в форсунку происходит до тех пор, пока
кромка винтового среза с плунжера при дальнейшем его движе-
нии вверх не откроет перепускное (нижнее) отверстие b в гильзе.
Как только против перепускного отверстия b гильзы появится
проточка плунжера с верхней винтовой кромкой, топливо по осе-
вому каналу е и сообщающемуся с ним радиальному отверстию
i п ш
Рис. 44. Схема работы секции топливного насоса:
1 — заполнение гильзы топливом; II — подача топлива в форсунку; III — конец подачи
топлива (отсечка); IV — отсутствие подачи; V — подача топлива
d в плунжере начнет перетекать из надплунжерного пространст-
ва f в продольный канал головки топливного насоса. При этом
давление топлива в надплунжерном пространстве гильзы резко
снизится, и пружина 4 закроет нагнетательный клапан 3. Нагне-
тательный клапан, садясь на седло 5, сначала прикрывает цилин-
дрическим пояском отверстие, разобщая надплунжерное прост-
ранство с пространством над нагнетательным клапаном и пре-
дотвращая вытекание топлива из трубопровода высокого давле-
ния (положение///).
Продолжая двигаться вниз, нагнетательный клапан действует
как поршень и отсасывает часть топлива из трубопровода высо-
кого давления. В результате этого давление в нагнетательном
трубопроводе резко падает, происходит резкая отсечка конца
подачи топлива форсункой, что исключает подтекание топлива
из распылителя. На этом заканчивается цикл подачи топлива
в цилиндр дизеля, плунжер начинает опускаться вниз, происхо-
дит ход всасывания следующего цикла.
Количество топлива, подаваемого топливным насосом в ци-
линдр дизеля, устанавливается регулятором в зависимости от
85
нагрузки дизеля. Изменение количества подаваемого топлива
происходит за счет изменения конца подачи, что достигается по-
воротом плунжера за поводок, связанный с рейкой насоса, пере-
двигаемой регулятором. При передвижении рейки вперед плун-
жер поворачивается против часовой стрелки, например, из
положения IV в положение V, винтовая кромка с на его головке
откроет перепускное отверстие b позднее, вследствие чего увели-
чивается подача топлива в цилиндр дизеля. Наоборот, при дви-
жении рейки назад плунжер, поворачиваясь по часовой стрелке,
откроет винтовой кромкой перепускное отверстие раньше, и пода-
ча топлива в цилиндр уменьшится.
Топливный насос дизеля Д-108. Он также относится к золот-
никовым четырехплунжерным насосам с регулированием количе-
ства подаваемого топлива изменением момента конца подачи.
Главной особенностью насоса является наличие съемных взаи-
мозаменяемых насосных секций.
Топливный насос дизеля ЯМЗ-238НБ. Это восьмиплунжер'
ный золотниковый насос с регулированием количества подавае-
мого топлива изменением момента конца подачи. Поворот плун-
жера в его гильзе для изменения количества подаваемого топли-
ва осуществляется так же, как у топливного насоса дизеля
Д-108 — поворотной втулкой с зубчатым венцом, входящим в за-
цепление с рейкой.
Форсунка. Она служит для впрыска в камеру сгорания и рас-
пыливания топлива, подаваемого насосом. Форсунки бывают от-
крытые и закрытые.
В открытых форсунках отсутствует устройство, разобщающее
камеру сгорания и трубопровод высокого давления; эти форсунки
просты и дешевы в изготовлении. Однако ввиду зависимости ка-
чества распыливания от числа оборотов вала двигателя форсунки
этого типа не получили распространения.
В закрытых форсунках отверстия, через которые топливо
впрыскивается в камеру сгорания, закрываются запорным уст-
ройством (иглой), и внутренняя полость форсунки сообщается
с камерой сгорания только при подаче топлива.
По конструкции запорного устройства закрытые форсунки
делятся на штифтовые и бесштифтовые. У штифтовых форсунок
на конце иглы имеется штифт, который входит в сопловое отвер-
стие, что позволяет придать струе распыливаемого топлива же-
лаемый конус.
Закрытая штифтовая форсунка. Она состоит из корпуса 4
(рис. 45, а), распылителя /, иглы 2, штанги 5, пружины 6, регу-.
лировочного винта 8, гайки распылителя 3 и стакана 7
пружины.
Работа форсунки состоит в следующем. Топливо из насоса
через трубопровод поступает в канал корпуса, откуда оно по
кольцевой канавке на верхнем торце распылителя поступает по
трем сверленым каналам в полость распылителя 1. Когда дав-
86
ление топлива достигает необходимого значения, игла форсунки
поднимается и топливо впрыскивается в камеру сгорания. Дав-
ление впрыска регулируется винтом 8. Топливо, просочившееся
в полость пружины, отводится через штуцер в сливную трубку.
Штифтовые форсунки устанавливаются на дизелях Д-50, Д-50А,
СМД-14А, Д-48Л.
Закрытая бесштифтовая форсунка. Она может быть с одно-
дырочным распылителем (дизель КМД-100) и с многодырочным
распылителем (дизели
АМ-01, АМ-41, Д-37М,
ЯМЗ-238НБ, Д-108).
Устройство форсунки
дизеля Д-108 с много-
дырочным распылите-
лем показано на
рис. 45, б. Работа бес-
штифтовой форсунки
аналогична работе
цШ^ифтовой форсунки.
* Трубопроводы. От-
дельные узлы и агрега-
ты системы питания
соединяются между со-
бой трубопроводом.
Трубопроводы бывают
низкого и высокого дав-
ления. Трубопроводы
низкого давления изго-
товлены из медной
трубки, имеющей на-
ружный диаметр 10 мм
и толщину стенки 1 мм.
Трубопроводы высоко-
го давления изготовле-
ны из стальной трубки, Рис 45 ф
имеющей наружный а _ штифтовая; б _ бесштяфтовая
диаметр 7 мм и толщи-
ну стенки 2,5 мм.
Впускной 2 (рис. 46, а) трубопровод служит для подвода 1*95“
воздуха (дизели)
от воздухоочистителя в цилиндры двигателя, а выпускной 1 —
для отвода отработавших газов из цилиндров двигателя наружу.
Трубопроводы отливают из чугуна и крепят шпильками 3 к го-
ловке цилиндров на уплотнительных прокладках 4 при верхнем
расположении клапанов или к блоку — при нижнем расположе-
нии клапанов.
Трубопроводы должны оказывать минимальное сопротивле-
ние проходу газов и обеспечивать тем самым лучшую очистку
87
цилиндров от отработавших газов и большее весовое наполнение
цилиндров свежим зарядом.
Для облегчения пуска дизеля, снабженного пусковым двига-
телем при пониженных температурах, впускные трубопроводы
дизеля обогревают теплом отработавших газов пускового дви-
гателя.
Для снижения шума при выпуске отработавших газов выпуск-
ной трубопровод снабжают специальным глушителем. Применя-
емые глушители бывают активные и
реактивные. Активные глушители осно-
ваны на поглощении энергии и превра-
щении ее в теплоту. Реактивные глу-
шители работают по принципу отра-
жения звуковой энергии и представля-
ют собой расширительные и резонанс-
ные камеры.
Рис. 46. Всасывающие и выхлопные трубы и искрогаситель с эжектором
В последнее время на дизелях получили распространение
комбинированные глушители, одновременно являющиеся и иск-
рогасителями. На рис. 46, б показано устройство искрогасителя
с эжектором дизеля СМД-14А.
§ 45. УХОД ЗА СИСТЕМОЙ ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЯ
И ЕЕ НЕИСПРАВНОСТИ
Продолжительная и бесперебойная работа дизеля в значи-
тельной степени зависит от исправного состояния системы пита-
ния. Только при тщательном уходе за системой питания можно
88
Основные данные по системам питания дизелей
Таблица 8
Показатель Дизель
Д-3 7М Д-50 Д-48Л СМД-14А Д-108 Д-130 АМ-41 АМ-01
Емкость топливного бака в д . . . Смесеобразование 74 Однока- мерное 100 | Н5 Вихре камерн! 218 ое 235 | 330 ОДНО! 245 камерное 300
Топливный насос Че тырехплунз керныщ до: жирование с >тсечкой в 1 конце пода1 чи Шести- плунжер- ный
Марка топливного насоса УНТ-5 УНТ-5 48-4ТН 8,5X10 Л4ТН 8,5X10 — — 4ТН9Х Х10Т 6ТН9Х10
Диаметр и ход плунжера в мм . . . 8,5x10 8,5X8 8,5X10 8,5X10 10X9 11X9 9X10 9X10
Форсунка Бесштиф- товая многоды- рочная Штифтов а я закрыто го типа Бесш' гифтовая с распыл многодыро щтелем чным
Диаметр соплового отверстия в мм 0,30 1,5 1,5 1,5 0,35 0,35 0,35 0,35
Давление впрыска в кГ!см* Угол опережения подачи топлива в град угла поворота коленчатого 170 125 125 125 200 210 150 150
вала Фильтр: 32 17 21 20 10 10 34 30
грубой очистки Сетчатый с успо- коителем Пластинчато-щелевой 1 1 Ленточно -щелевой 1 Сетчатый ФГ-1 1
тонкой очистки Сменные из хлопчатобумаж- ной пряжи Бумаж- ный 2ТФ-2 Сменные из хлопча- тобумажной пряжи Двухступенчатый бумажный 2ТФ-3
Воздухоочиститель Комбинированный Мульти- циклонный Комбинированный Мультициклонный с эжекционным удале- нием пыли
избежать значительного количества неисправностей дизеля
и обеспечить наибольший экономический эффект при его эксплу-
атации. Поэтому уходу за системой питания дизелей должно
быть уделено особое внимание.
Чистота топлива и засасываемого в цилиндры воздуха имеет
первостепенное значение. Опыт эксплуатации дизелей показыва-
ет, что при использовании загрязненного топлива топливная
аппаратура дизеля быстро выходит из строя. Работа дизеля при
плохой очистке воздуха вызывает повышенный износ поршневой
группы.
Уход за системой питания в основном заключается в следую-
щем: применение рекомендуемого заводом топлива, очищенного
от механических примесей и воды; правильные хранение топлива
и заправка топливом топливного бака; своевременная промывка
фильтров и смена фильтрующих элементов топливного фильтра
тонкой очистки; замена загрязненного масла в поддоне воздухо-
очистителя и промывка воздухоочистителя; систематическая про-
верка, смазка и регулировка отдельных механизмов топливной
.аппаратуры.
В табл. 8 приведены основные данные по системе питания ди-
зелей.
Глава 9. РЕГУЛЯТОРЫ ТРАКТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
§ 46. НАЗНАЧЕНИЕ РЕГУЛЯТОРОВ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
В процессе эксплуатации трактора нагрузка двигателя непре-
рывно изменяется. При неизменном положении рейки топливного
насоса (у дизелей) или дроссельной заслонки (у карбюраторных
двигателей) число оборотов коленчатого вала зависит от нагруз-
ки двигателя. При увеличении нагрузки число оборотов коленча-
того вала уменьшается, а при уменьшении нагрузки — увеличи-
вается. С изменением числа оборотов вала двигателя изменяется
скорость движения трактора и всего агрегата. Такое изменение
скорости движения тракторного агрегата приводит к ухудшению
качества выполняемых трактором работ, к повышенному износу
его деталей, к ухудшению экономичности его работы.
Для устранения этих недостатков необходимо поддерживать
постоянное число оборотов коленчатого вала при переменной
нагрузке двигателя, чего можно достигнуть одновременным из-
менением нагрузки и количества подаваемого в цилиндры двига-
теля топлива (в дизеле) или горючей смеси (в карбюраторных
двигателях).
Для поддержания постоянного числа оборотов коленчатого
вала при различных нагрузках двигателя применяют регуляторы.
На тракторных двигателях устанавливают центробежные регуля-
торы, которые в зависимости от назначения могут быть одно-,
двух- и многорежимными.
90
Однорежимный регулятор. Он служит для ограничения наи-
большего числа оборотов коленчатого вала двигателя только на
одном режиме, т. е. предотвращает повышение оборотов двига-
теля выше установленного. Такой регулятор устанавливают на
тракторном карбюраторном двигателе.
Двухрежимный регулятор. На дизеле применяют двухрежим-
ный регулятор, который обеспечивает устойчивое число обо-
ротов холостого хода и ограничивает наибольшее число оборотов
двигателя, т. е. поддерживает два скоростных режима.
Всережимный регулятор. Он служит для поддержания любо-
го заданного числа оборотов коленчатого вала двигателя при
изменении его нагрузки. Применение всережимного регулятора
позволяет улучшить условия вождения и сохранность машины,
повысить производительность агрегата, уменьшить расход
топлива.
§ 47. ОДНОРЕЖИМНЫЙ РЕГУЛЯТОР
На пусковых двигателях (ПД-10У, П-46 и др.) устанавлива-
ют однорежимные центробежные регуляторы, ограничивающие
максимальное число оборотов двигателя только на одном
режиме.
Рис. 47. Однорежимный регулятор двигателя П-46
Устройство регулятора показано на рис. 47. Во время работы
двигателя вращение коленчатого вала передается шестерне 5.
Вместе с шестерней вращаются укрепленные на ней грузики 7.
Под действием центробежной силы грузики расходятся, повора-
чиваясь на своих осях 6, и передвигают вперед муфту /; рычаг 2
поворачивается и через систему тяг прикрывает дроссельную
заслонку, при этом количество рабочей смеси, поступающей
в двигатель, уменьшается и число оборотов его падает.
91
С возрастанием нагрузки число оборотов двигателя сни-
жается и центробежная сила грузиков уменьшается. При этом
пружина 4 повернет рычаг 2 в обратную сторону, дроссельная
заслонка откроется и подача смеси в цилиндр двигателя увели-
чится. Мощность двигателя возрастет и число оборотов колен-
чатого вала восстановится.
Число оборотов, которое регулятор стремится сохранить,
зависит от упругости пружины 4. Изменяя натяжение пружины
с помощью болта 3 и гайки, можно число оборотов, поддержи-
ваемое регулятором, повысить или уменьшить.
§ 48. ВСЕРЕЖИМНЫЙ РЕГУЛЯТОР
Условия работы трактора разнообразны, и в целом ряде
случаев необходимо, чтобы водитель мог изменять скорость
движения трактора на данной передаче с помощью регулятора.
Всережимные регуляторы обладают способностью устойчиво
поддерживать заданный водителем двигателю любой скоростной
режим в установленных пределах. Всережимные регуляторы ус-
танавливают на дизелях тракторов «Кировец» К-700, Т-4М,
ДТ-75М, ДТ-74, «Беларусь» и др.
На дизелях АМ-01, АМ-41, СМД и других всережимный ре-
гулятор смонтирован в корпусе 5 (рис. 48), который при помощи
фланца крепится к задней стенке топливного насоса. Валик 10
регулятора, установленный в двух шарикоподшипниках, полу-
чает вращение от шестерни 1 топливного насоса через шестер-
ню 20, установленную на валике 10 регулятора. На валике
регулятора установлены крестовина 19 грузов, упорный шарико-
подшипник 21, подвижная муфта 13, наружная 12 и внутрен-
няя И пружины. Грузики 22 регулятора шарнирно соединены
с крестовиной, посаженной на шлицах валика 10у
На заднем конце муфты имеется наружный кольцевой паз
для штырей вилки 14 и две лыски для установки вилки. Вил-
ка 14 шарнирно укреплена на верхних отростках кронштейна 7,
посаженного на валик рычага 3. Валик рычага 3 связан системой
тяг и рычагов с устройством ручного управления двигателем.
От произвольного проворачивания относительно валика крон-
штейн 7 удерживается пружиной 8, концы которой охватывают
тело кронштейна. Пружина 8 закреплена на валике при помощи
застопоренной на ней втулки и прикрепленной к ней шайбы с от-
ростком, входящим между концами пружины 8. Кронштейн 7
может поворачиваться относительно валка, деформируя пружи-
ну 8. Верхний конец вилки 14 соединен тягой 15 с рейкой топлив-
ного насоса. На валике рычага 3 имеется упор, ограничивающий
угол поворота валика. Против упора в двух бонках шайбы,
прикрепленной к корпусу насоса, установлены регулировочный
винт 2 и болт 4.
92
Поворот валика рычага 3 против часовой стрелки может
производиться до упора в головку регулировочного болта 4
(ограничителя максимального числа оборотов регулятора). По-
ворот валика рычага по часовой стрелке ограничивается упором
в торец винта 2 (ограничителя выключения подачи топлива).
Рис. 48. Всережимный регулятор
При упоре рычага в этот винт рейка насоса устанавливается
в положение, при котором подача топлива прекращается.
В верхний конец вилки 14 ввернут регулировочный винт 16
(с контргайкой), которым вилка упирается в призму 17 обога-
тителя, установленную на валике обогатителя. При помощи
этого винта регулируется максимальная часовая подача топ-
ливного насоса. В заднюю стенку корпуса регулятора ввернут
упорный болт 9, застопоренный контргайкой. Упорный болт ог-
раничивает передвижение вилки 14 и кронштейна 7, что преду-
93
преждает возникновение разгонного числа оборотов регулятора.
Регулятор смазывается маслом, заливаемым в корпус регуля-
тора до уровня пробки 6.
При работе двигателя грузы 22 под действием центробежной
силы расходятся и передвигают муфту 13 влево, сжимая пру-
жины 11 и 12. Муфта 13 поворачивает вилку 14, которая через
тягу 15 устанавливает рейку топливного насоса в определенном
положении, соответствующем данной нагрузке и заданному
скоростному режиму.
При уменьшении нагрузки двигателя число оборотов его
несколько увеличивается, при этом грузики расходятся на боль-
шую величину и передвигают муфту влево. Муфта, сжав пру-
жину, перемещает вилку, которая через тягу перемещает рейку
влево, уменьшая подачу топлива.
С увеличением нагрузки двигателя число оборотов его
уменьшается, при этом центробежная сила грузов также умень-
шается. В результате этого под действием силы пружин муфта
перемещается вправо. Вилка через тягу перемещает рейку топ-
ливного насоса в обратную сторону, т. е. в сторону увеличения
подачи топлива.
Характерной особенностью всережимного регулятора является
наличие специальных устройств для регулирования максималь-
ной подачи топлива, для увеличения подачи при кратковремен-
ной перегрузке двигателя (корректирующее устройство) и для
увеличения подачи топлива при пуске двигателя.
Регулирование максимальной подачи топлива осуществляется
с помощью винта 16. При вывертывании винта 16 вилка 14
и тяга 15 перемещаются вправо, подача топлива увеличивается;
при ввертывании винта 16 подача топлива уменьшается. При
правильной регулировке положение винта 16 должно соответ-
ствовать наибольшей подаче топлива, обеспечивающего макси-
мальную мощность двигателя при нормальном числе оборотов.
Корректирующее устройство позволяет увеличить подачу
топлива при перегрузке двигателя и тем самым увеличить крутя-
щий момент дизеля для преодолевания возросшего сопротивле-
ния. Оно состоит из двойной спиральной пружины S, закреплен-
ной на втулке валика рычага 3 регулятора и призмы 17 обога-
тителя.
С уменьшением числа оборотов дизеля при перегрузке умень-
шаются центробежные силы грузиков 22 регулятора, при этом
сила нажатия пружин 11 и 12 больше центробежной силы гру-
зов. Пружины, разжимаясь, стремятся переместить вилку 14
регулятора вправо. Так как регулировочный винт 16, упираю-
щийся в призму 17, препятствует перемещению вилки 14, то под
усилием пружины произойдет некоторое перемещение нижней
части вилки; при этом кронштейн 7 поворачивается вокруг своей
оси. Это заставляет вилку переместиться вверх и вправо. В ре-
зультате перемещения вилки рейка насоса перемещается
94
в сторону увеличения подачи топлива и крутящий момент дизеля
возрастает. Увеличение подачи топлива при пуске дизеля дости-
гается перемещением на себя при помощи кнопки 18 валика
с призмой 17, при этом регулировочный винт 16 соскакивает
с призмы 17 и рейка насоса перемещается в сторону увеличения
подачи (вправо).
§ 49. УХОД ЗА РЕГУЛЯТОРОМ И ЕГО НЕИСПРАВНОСТИ
Изменение упругости пружин регулятора, износ его деталей
и нарушение регулировок могут вызвать изменение установлен-
ного максимального скоростного режима. Поэтому следует пе-
риодически проверять скоростной режим, поддерживаемый регу-
лятором, и в случае необходимости регулировать его. При
несоблюдении основных положений по уходу и смазке возможны
заедания подвижных деталей регулятора и поломка пружин.
Несвоевременная остановка двигателя в этом случае может
привести к аварии.
Глава 10. СИСТЕМЫ ПУСКА ДВИГАТЕЛЯ
Для пуска двигателя необходимо провернуть коленчатый вал
с необходимой скоростью. При провертывании коленчатого вала
в цилиндрах двигателя совершаются вспомогательные такты
рабочего цикла, т. е. впуск и сжатие, с интенсивностью, доста-
точной для обеспечения непрерывного повторения циклов.
§ 50. ПУСКОВОЕ УСТРОЙСТВО
Пуск тракторных двигателей может осуществляться от руки
(рукояткой), электростартером, вспомогательным карбюратор-
ным двигателем и сжатым воздухом.
Пуск двигателя вручную. Этот вид пуска применяется у кар-
бюраторных двигателей, поскольку степень сжатия у них невели-
ка, так же, как и пусковые обороты коленчатого вала (50—
100 об!мин). Провертывание коленчатого вала двигателя при'
пуске может осуществляться простой и безопасной рукоятками.
Пуск электростартером. Такой способ пуска состоит в том,,
что провертывание коленчатого вала двигателя осуществляется
электродвигателем, снабженным специальным устройством для
соединения и автоматического разъединения после пуска вала
электродвигателя с коленчатым валом. Непременным условием
применения электростартера является наличие на тракторе ак-
кумуляторной батареи.
Пуск сжатым воздухом. Этот способ пуска состоит в том,
что сжатый воздух из баллонов поступает в воздухораспредели-
тель, который в соответствии с порядком работы цилиндров
направляет его к пусковым автоматическим клапанам, установ-
95
ленным в головке цилиндров. Сжатый воздух, попадая в цилин-
дры во время рабочего хода, воздействует на поршень и приво-
дит в движение коленчатый вал. Давление воздуха при пуске
двигателей составляет 60—40 кГ!см2.
Пуск двигателя вспомогательным карбюраторным двигате-
лем. Широкое применение на тракторах с дизелями получили
пусковые двигатели. Этот способ пуска состоит в том, что
провертывание коленчатого вала двигателя осуществляется спе-
циальным пусковым двигателем через механизм передачи.
Рис. 49. Пусковой двигатель ПД-10У
Механизм передачи передает крутящий момент коленчатого вала
пускового двигателя коленчатому валу основного двигателя.
После пуска пусковой двигатель автоматически отъединяется от
основного двигателя. Пусковые двигатели выполняются одно-
и двухцилиндровыми.
На рис. 49 представлено устройство пускового двигателя
ПД-10У дизелей AM-03, АМ-01, АМ-41, СМД и др. Двигатель
ПД-10У карбюраторный одноцилиндровый двухтактный с кри-
вошипно-камерной продувкой мощностью 10 л. с. при
3500 об!мин.
Дизели Д-108, Д-130, Д-180 пускают двигателем П-23М. Дви-
гатель П-23М четырехтактный, двухцилиндровый карбюратор-
ный мощностью 17 л. с. при 2200—2300 обIмин.
96
§ 51. СИСТЕМА ПИТАНИЯ ПУСКОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
В систему питания двигателя ПД-10У входит топливный
бак с отстойником, трубопроводы, карбюратор. Пусковой Двига-
тель ПД-10У работает на смеси, состоящей (по объему) из
15 частей бензина А-66 и одной части дизельного масла. Эта
смесь, которую принято называть пусковым топливом, обеспе-
чивает также смазку трущихся деталей кривошипно-шатунного
механизма двигателя. Двигатель П-23М работает на бензи-
не А-72.
Бензин является продуктом переработки нефти. Качество
бензина как моторного топлива оценивается по его детонацион-
Рис. 50. Простейший карбюратор:
а — схема; б — характеристика
ной стойкости, испаряемости, содержанию смол, отсутствию
минеральных кислот, щелочей, механических примесей и воды.
Детонационная стойкость топлива оценивается октановым
числом. Октановое число равно процентному содержанию изо-
октана в эталонной смеси изооктана и гептана, равноценной по
детонационной стойкости данному топливу.
Детонационная стойкость топлива может быть повышена
прибавкой небольшого количества антидетонаторов. В качестве
антидетонаторов применяют тетраэтиловый свинец, этиловую
жидкость и др. Об испаряемости топлива судят по результатам
разгонки. Чем легче испаряется топливо, тем оно лучше переме-
шивается с воздухом и образует однородную горючую смесь.
Наличие в топливе кислот, щелочей и механических примесей
ведет к увеличению износа стенок цилиндров и других деталей
двигателя. Присутствие воды в топливе затрудняет пуск двига-
теля и вызывает перебои в его работе.
Простейший карбюратор и его работа. Карбюратор служит
для приготовления горючей смеси. Он состоит из поплавковой
камеры 3 (рис. 50, а) с поплавком 4, жиклера 5 с распылителя-
ми 5, диффузора 1 и дроссельной заслонки 7. Топливо по трубо-
проводу поступает из бака в поплавковую камеру. Постоянный
7 Заказ 848 97
уровень топлива в топливной камере регулируется поплавком 4
и игольчатым клапаном 2.
Карбюратор работает следующим образом. При впуске
в цилиндре создается разрежение, под действием которого атмо-
сферный воздух по патрубку поступает к диффузору 1. Благода-
ря диффузору скорость воздуха и разрежение над распылителем
увеличиваются, что обеспечивает фонтанирование топлива
и интенсивное его распыливание и перемешивание с воздухом
(происходит образование горючей смеси). Далее горючая смесь
по трубопроводу поступает в цилиндр двигателя. С изменением
разрежения в диффузоре меняется и количество истекающего
топлива из распылителя, а следовательно, и состав горючей
смеси. Это объясняется тем, что скорость истечения бензина
возрастает быстрее скорости поступающего воздуха, что влечет
за собой обогащение смеси. Кривая изменения коэффициента
избытка воздуха а в зависимости от нагрузки (положения за-
слонки) называется характеристикой карбюратора. Характери-
стика простейшего карбюратора (рис. 50, б) показывает, что по
мере открытия дроссельной заслонки смесь непрерывно обога-
щается, т. е. при работе двигателя на различных режимах
простейший карбюратор дает смесь, состав которой меняется по
закону, противоположному тому, который необходим для нор-
мальной работы двигателя.
Двигатель с карбюратором, имеющим подобную характери-
стику, работать не будет. Поэтому для устранения этого недо-
статка современные карбюраторы имеют дополнительные
устройства, позволяющие получить требуемый состав горючей
смеси при любом возможном режиме работы двигателя.
К а р б ю р а то р К-16А (рис. 51, а). Он устанавливается на
пусковых двигателях ПД-10У и ПД-8 и принадлежит к горизон-
тальным однодиффузорным карбюраторам с компенсацией смеси
изменением разрежения у главного жиклера. Схема работы
карбюратора показана на рис. 51, б. При пуске двигателя смесь
обогащается закрытием воздушной заслонки 4 и повышением
уровня топлива в топливной камере при помощи утолителя по-
плавка 2. При работе двигателя на холостом ходу дроссельная
заслонка 1 прикрыта, разрежение в смесительной камере незна-
чительно, и топливо из главного жиклера 5 не поступает. При-
готовление горючей смеси обеспечивается системой холостого
хода. При прикрытии дроссельной заслонки 1 разрежение
создается за дроссельной заслонкой и в канале Ь. Под действием
созданного разрежения из жиклера 6 холостого хода высасы-
вается топливо, а по каналу с поступает воздух, который,
смешиваясь с топливом, образует эмульсию. Эмульсия через
отверстия а выходит за дроссельную заслонку, смешивается
с основным воздухом и образует обогащенную горючую смесь.
Состав смеси на холостом ходу регулируется винтом 3. При
увеличении нагрузки двигателя дроссельная заслонка откры-
98
вается, в диффузоре d образуется большое разрежение, и топ-
ливо поступает из главного жиклера 5. При изменении нагрузки
и числа оборотов двигателя постоянство состава смеси осущест-
вляется изменением разрежения у жиклера.
Рис. 51. Карбюратор К-16А:
а — конструкция; б — схема
работы
На пусковом двигателе П-23М устанавливается карбюратор
К-59П с падающим потоком, двойным диффузором и регулиро-
ванием состава смеси пневматическим торможением топлива.
§ 52. СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ
Система зажигания служит для воспламенения горючей
смеси в цилиндрах пускового двигателя. Она состоит из магнето,
муфты опережения зажигания, свечи зажигания и проводов.
Магнето. В алюминиевом корпусе, закрытом крышкой, уста-
новлены магнитопроводные стойки 2 (рис. 52, а), вращающийся
ротор 1, индукционная катушка с первичной 4 и вторичной 3
обмотками и сердечником 5, конденсатор 11, прерыватель, со-
стоящий из кулачка 8, рычажка 7 с пружиной 9 и контактов
прерывателя 6 и 10.
При вращении ротора 1 (рис. 52, б) величина и направление
магнитного потока, проходящего через стойки 2 и сердечник 5,
меняются. За один оборот ротора магнитный поток в сердечнике
меняется дважды по величине и направлению. В результате
изменения величины магнитного потока, проходящего через
сердечник, в витках обмоток индукционной катушки индукти-
руется переменная по величине и направлению э. д. с. Очевидно,
что если первичная обмотка замкнута, то в ней течет перемен-
ный электрический ток, дважды меняющий величину и направ-
ление за один оборот ротора. Когда ток в первичной обмотке
и магнитный поток (проходящий через сердечник), созданный
7* 99
этим потоком, достигают наибольшего значения, первичная цепь
при помощи прерывателя размыкается. При размыкании пер-
вичной цепи происходит исчезновение (резкое изменение) маг-
нитного потока, вследствие чего в витках вторичной обмотки
индуктируется э. д. с. около 20—25 тыс. в. При этом в первичной
обмотке появляется электродвижущая сила самоиндукции.
Рис. 52. Магнето:
а — схема устройства; б — схема работы
В пусковом двигателе ПД-10У для получения искры используют
малогабаритное одноискровое магнето М-24 или М-124 правого
вращения; в пусковом двигателе П-23М — магнето М-10В четы-
рехискровое, левого вращения.
Муфта опережения зажигания МС-22А (рис. 53, а). Она со-
стоит из диска 8, двух грузов 4 (каждый из грузов состоит
из двух шарнирно соединенных между собой при помощи оси 3
половин) и ведущей обоймы 2 с поводком 1. При увеличении
числа оборотов двигателя центробежные силы грузов возрастают
100
и, преодолевая сопротивление пружин 5, разводят концы поло-
вин грузов в стороны. В этом случае расстояние между ведущи-
ми пальцами 6 обоймы и ведомыми пальцами 7 диска умень-
шается и диск 8 вместе с валиком магнето поворачивается
в сторону своего вращения на некоторый угол относительно
обоймы 2. Контакты прерывателя начинают размыкаться рань-
ше, и угол опережения соответственно увеличивается. При
уменьшении числа оборотов двигателя грузы сходятся, и угол
опережения зажигания уменьшается. Следовательно, муфта
Рис. 53. Муфта опережения зажигания МС-22 (а) и свеча зажи-
гания А-11У (б)
автоматически изменяет угол опережения зажигания при изме-
нении числа оборотов двигателя.
Свеча зажигания. Она служит для образования электриче-
ской искры. Свеча (рис. 53, б) состоит из стального корпуса 3
с боковым электродом 7, фарфорового сердечника 2 с централь-
ным электродом 6 и гайкой /, уплотняющих шайб 4 и проклад-
ки 5 корпуса. Свечи бывают разборные и неразборные. На пу-
сковохМ двигателе применяют неразборную свечу А-11У.
§ 53. УХОД ЗА СИСТЕМОЙ ЗАЖИГАНИЯ И ЕЕ НЕИСПРАВНОСТИ
Уход за магнето заключается в содержании его в чистоте,
подтяжке креплений, своевременной смазке и в регулировке
контактов прерывателя. При смазке магнето следует точно при-
держиваться инструкции по смазке. Зазор между контактами
прерывателя должен быть в пределах 0,3—0,4 мм в момент
наибольшего их расхождения. Поверхности контактов прерыва-
101
теля должны быть чистыми и плотно прилегать друг к другу.
Если контакты обгорели, их надо зачистить бархатным напиль-
ником.
§ 54. МЕХАНИЗМ ПЕРЕДАЧИ ПУСКОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Для облегчения пуска основного двигателя на пусковом
двигателе установлен механизм передачи, который передает
(а в случае необходимости увеличивает) крутящий момент от
пускового двигателя к основному двигателю трактора при пус-
ке его.
Механизм передачи состоит из муфты сцепления, зубчатой
передачи, механизма включения и автоматического выключения
Схема механизмов передачи без редуктора показана на рис. 54, а
и с редуктором — на рис. 54, б, а на рис. 55 — механизм переда-
чи пускового двигателя дизеля СМД-14А. Механизм передачи
размещен в чугунном корпусе 5, который вместе с пусковым
двигателем крепится болтами к картеру маховика.
Перед пуском пускового двигателя выключают муфту сцеп-
ления и выводят из зацепления шестерню 3. Когда двигатель
работает, вращается только шестерня 1, валу 2 движение не
102
передается. После включения шестерни 3 и муфты сцепления
крутящий момент от пускового двигателя передается через ше-
стерню 1 и муфту сцепления втулке 4 обгонной муфты. Послед-
няя, заклинивая ролики, передает вращение валу 2 и маховику
дизеля.
Рис. 55. Механизм передачи пускового двигателя дизеля СМД-14А
Автоматическое выключение шестерни 3 происходит после
того, как вал дизеля начнет вращаться со скоростью
600—800 об!мин.
В табл. 9 приведена техническая характеристика пусковых
двигателей и механизмов привода.
§ 55. УСТРОЙСТВА, ОБЛЕГЧАЮЩИЕ ПУСК ДВИГАТЕЛЯ
Устройства, применяемые на тракторных двигателях для
облегчения пуска, можно разделить на две группы: к первой
относятся устройства, облегчающие провертывание коленчатого
вала двигателя, ко второй — устройства, облегчающие воспла-
менение топлива. К устройствам, облегчающим провертывание
коленчатого вала двигателя и применяемым на тракторных
дизелях, относятся декомпрессионные механизмы, электростар-
теры и редукторы пусковых двигателей. Облегчение воспламе-
нения топлива достигают подогревом воды в системе охлаждения
или засасывания воздуха.
Все эти устройства, облегчающие пуск двигателя, в зависи-
мости от совершенства его конструкции могут быть применены
одновременно или частично.
103
Таблица 9
Техническая характеристика пусковых двигателей и механизмов привода
Показатель Трактор
«Беларусь» МТЗ-50Л, МТЗ-52Л, Т-38М, Т-75М, Т-4М, Т-4 т-юом, т-юо Т-40, Т-40А
Пусковой двига- ПД-8 карбюраторный двухтактный с кривошипно-ка- мерной продувкой
тель ПД-10У, карбюраторный двухтактный с кривошипно-камер- ной продувкой П-23М, П-46 карбюраторные четырехтактные
Число цилиндров Диаметр цилиндра 1 2 1
в мм 72 92 62
Ход поршня в мм 85 102 66
Степень сжатия 6,2 5,6 6,6
Число оборотов
вала в минуту 3500 2200—2300 4300
Мощность в л. с. 10 17 7
Литраж вл ... 0,346 1,35 0,199
Смазка Карбюрированной смесью масла с бензином Маслом, разбрыз- гиваемым шату- нами Карбюрированной смесью масла с бензином
Охлаждение . . . Водяное от дизеля Воздушное при- нудительное
Пуск двигателя Электростартером' ТС-350В (Т-38М — ручной, при помощи шнура) Электростартером или заводной рукояткой Электростартером СТ-353
Топливо Смесь бензина с дизельным мас- лом в отношении 15:1 по объему Бензин А-72 Смесь бензина с маслом в отно- шении 15:1 по объему
Карбюратор . . . К-16 А К-59П К-16А или К-06
Магнето М-24, правого вращения М-10В, левого вращения М-130, правого вращения
Свеча зажигания Угол опережения зажигания в А11У, неразборная М-12-У, неразборная АНУ, неразборная
град 27 25 29
Редуктор .... Нет Шестеренный двухступенчатый Нет
104
Продолжение табл. 9
Показатель Трактор
«Беларусь» МТЗ-50Л, МТЗ-52Л, Т-38М, Т-75М, Т-4М, Т-4 Т-100М, Т-100 Т-40, Т-40А
Механизм включе- ния С обгонной муф- той С ручным включе- нием и автомати- ческим выключе- нием шестерни С обгонной муфтой
Число оборотов в минуту, сооб- щаемое валу дизеля — 243 224
Передаточное чис- ло от вала пу- скового двига- теля к валу ди- зеля — 3,14 (замедленная передача), 1 (прямая пере- дача) 19,2
Вес двигателя в кг 42 — 55 (с редуктором)
§ 56. ПУСК ДИЗЕЛЯ
Подготовка дизеля к пуску. Пуск дизеля разрешается толь-
ко после выполнения всех операций технического ухода
и устранения замеченных неисправностей. Перед пуском нужно
заправить дизель топливом, водой и маслом: установить рычаг
коробки передач в нейтральное положение; прикрыть шторкой
радиатор или закрыть жалюзи; выключить подачу топлива на-
сосом; включить декомпрессионное устройство дизеля; включить
замедленную передачу редуктора (дизели Д-108, КМД-100);
включить приводную шестерню (у дизеля Д-48ЛС шестерня при-
вода должна быть выключена, а муфта сцепления — включена);
выключить муфту сцепления пускового двигателя; заполнить
топливоподводящую систему дизеля топливом, удалить из нее
воздух. Перед пуском дизеля после длительной остановки про-
вернуть его вал рукояткой на'2—3 оборота.
Подготовка и пуск пускового двигателя. Перед пуском нуж-
но очистить двигатель от пыли и грязи; открыть крышку
входного патрубка карбюратора; открыть краник подачи топли-
105
ва в карбюратор; включить зажигание, закрыть воздушную
и приоткрыть дроссельную заслонки; пользуясь утолителем,
заполнить поплавковую камеру топливом до переливания его
через распылитель главного жиклера. Если пусковой двигатель
длительное время не работал, сливают конденсат из кривошип-
ной камеры и смазывают кривошипно-шатунный механизм при
помощи шприца, заливая через сливное отверстие картера
40—50 см3 дизельного масла. Если пусковой двигатель обору-
дован электропуском, включают электропуск. Если двигатель
пускают вручную (пусковой двигатель трактора Т-38М), то
необходимо намотать шнур на желобок маховика и резким
рывком за шнур пустить двигатель.
Как только двигатель заработает, воздушную заслонку
открывают. Затем, изменяя положение дроссельной заслонки,
поддерживают средние обороты двигателя 1,5—2 мин, и, открыв
полностью дроссельную заслонку, переводят двигатель на работу
при максимальных оборотах холостого хода.
Пуск дизеля СМД-14А. Для прокручивания вала дизеля
плавно включить муфту сцепления пускового двигателя, про-
греть дизель при включенном декомпрессоре в течение 1,5—2 мин
до появления давления масла в системе, выключить декомпрес-
сор и включить подачу топлива. Как только двигатель начнет
работать, выключить муфту сцепления пускового двигателя, оста-
новить пусковой двигатель путем выключения зажигания.
Если дизель после нескольких вспышек остановился, повто-
рить операции в указанной последовательности. По окончании
пуска прогреть дизель, следя за показаниями манометра и тер-
мометра. Давление масла должно быть в пределах
2,5—3,6. кГ/см2.
При температуре окружающего воздуха ниже +5° С для
облегчения пуска дизеля СМД-14А следует пользоваться элек-
трофакельным подогревателем, при этом следует соблюдать
следующий порядок пуска:
1. Прокачать топливную систему.
2. Нажать кнопку для подачи топлива на подогреватель
и держать ее нажатой в течение 5—10 сек.
3. Включить декомпрессор и муфту сцепления пускового
двигателя.
4. Прогреть дизель в течение 2 мин до появления давления
смазки в системе.
5. Включить подогреватель, через 12—15 сек выключить
декомпрессор и включить подачу топлива. В случае затруднения
пуска вытянуть кнопку обогатителя на регуляторе топливного
насоса.
6. После пуска дизеля выключить подогреватель, муфту
сцепления пускового двигателя, остановить пусковой двигатель
и проверить, включен ли пусковой обогатитель топливного
насоса.
106
Глава 11. ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
Электрическая энергия в отечественных тракторах приме-
няется для зажигания горючей смеси в цилиндрах пускового
двигателя, пуска двигателя, освещения и сигнализации. Источ-
ником электрической энергии на тракторе являются аккумуля-
торные батареи, генераторы и магнето.
§ 57. ИСТОЧНИКИ ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ТОКА
Аккумуляторная батарея. На тракторах применяют свинцо-
во-кислотные аккумуляторные батареи, которые выдерживают
значительную нагрузку при включении стартера. Батарея состо-
ит из трех или шести последовательно соединенных элементов,
которые установлены в бак 1 (рис. 56), изготовленный из кисло-
тоупорной пластмассы. Каждый элемент собран из двух блоков:
первый из них состоит из отрицательных пластин; а второй — из
положительных пластин, помещенных в электролит (раствор
Рис. 56. Аккумуляторная батарея
серной кислоты в дистиллированной воде). Отрицательные пла-
стины выполнены из пористого свинца, положительные — из
перекиси свинца РЬОг. Блоки пластин собраны так, что положи-
тельные пластины 5 расположены между отрицательными 7,
причем отрицательных пластин на одну больше. Между положи-
тельными и отрицательными пластинами установлены сепара-
торы 6, Собранный аккумуляторный элемент устанавливается
в банку 4, закрывается крышкой 2 и по краям заливается кис-
лотостойкой мастикой 3.
Генераторы. В качестве источника тока на тракторах при-
меняются генераторы переменного или постоянного тока.
107
Генератор переменного тока Г-46 (рис. 57, а}.
Он состоит из корпуса 4 с обмотками 5, двенадцатиполюсного
вращающегося магнита 6 (ротора), передней 9 и задней 3 кры-
шек с подшипниками 1 и 8 для установки ротора 7. Каждая
обмотка состоит из 130 витков медного изолированного провода
диаметром 0,8 мм. Общий конец обмоток присоединен к клем-
ме 10, имеющей метку М. Вторые концы обмоток в определенном
порядке присоединены к шести изолированным клеммам 2,
закрепленным на крышке 3 корпуса. Действие генератора пере-
менного тока основано на изменении магнитного поля неподвиж-
но расположенных катушек при вращении около их сердечников
постоянного многополюсного магнита (ротора).
108
Генератор постоянного тока (рис. 57,6). Он
устанавливается на тракторах, имеющих аккумуляторные бата-
реи и электрический пуск двигателей. Он состоит из корпуса 6,
статора с двумя боковыми крышками 3 и 10 и якоря, на валу 2
которого закреплены сердечник 7 с обмотками S, коллектор 9
и шкив 1.
Обмотка возбуждения генератора присоединена параллельно
цепи якоря, как у шунтовых генераторов. Работают шунтовые
генераторы по принципу самовозбуждения, т. е. ток на питание
обмоток полюсов поступает из якоря генератора. Магнитное
поле генератора создается двумя электромагнитами, размещен-
Рис. 58. Реле-регулятор РР315-Б:
а — устройство; б — схема
ными внутри корпуса. На полюсные башмаки 5 электромагнитов
намотана обмотка возбуждения 4.
При вращении якоря в магнитном поле, создаваемом обмот-
кой возбуждения, витки якоря пересекают магнитные силовые
линии поля, отчего в них индуктируется ток. Ток снимается
щетками 11 с коллектора 9 и затем поступает к потребителю.
На тракторе ДТ-75 устанавливается генератор Г-214М за-
крытого исполнения.
Автоматическое регулирование генератора постоянного тока.
Для автоматического регулирования генератора на тракторе
устанавливается регулятор напряжения PH, ограничитель тока
ОТ и реле обратного тока РОТ. Эти приборы конструктивно
объединены в один прибор, называемый реле-регулятором.
Реле-регулятор имеет четыре зажима Б, Я, Ш и М (рис. 58, а),
которые соответственно соединяются с внешней цепью (ба-
тареей), якорем генератора, обмоткой возбуждения генератора
и его корпусом (массой). Схема реле-регулятора РР315-Б
показана на рис. 58, б.
109
Регулятор напряжения РН. Он служит для автоматического
поддержания нормального напряжения генератора в пределах
рабочих оборотов коленчатого вала. Необходимость автоматиче-
ского регулирования вызывается тем, что с изменением числа
оборотов якоря резко изменяется (почти от 0 до 40 в) э. д. с.
генератора, а следовательно, питание потребителей при этом
будет невозможным.
Ограничитель тока ОТ. Он служит для ограничения величины
тока, отдаваемого генератором, предохраняя последний от
перегрузки.
Реле обратного тока РОТ. Оно служит для автоматического
выключения или включения генератора в сеть, когда его напря-
жение становится соответственно ниже или выше напряжения
аккумуляторной батареи.
§ 58. СТАРТЕР
Он служит для провертывания коленчатого вала двигателя
при пуске и представляет собой четырехполюсный электродви-
гатель постоянного тока с последовательным возбуждением. Он
Рис. 59, Стартер СТ-212
состоит из корпуса 3 (рис. 59) с полюсными башмаками и об-
моткой возбуждения, якоря 2 с обмоткой и коллектором, кры-
шек 1 и 5 и щеток 6 со щеткодержателями.
Стартер имеет привод 4 для соединения вала стартера
с венцом маховика и выключатель. Принцип действия стартера
основан на взаимодействии магнитного поля якоря с магнитным
полем полюсных башмаков при прохождении по обмоткам якоря
электрического тока.
110
§ 59. ПРИБОРЫ ОСВЕЩЕНИЯ
Система освещения трактора включает фары, соединительные
провода, штепсельные розетки, переходные колодки. На тракторе
принята однопроводная система электроборудования, т. е. ко
всем электроприборам подведено только по одному проводу от
положительного полюса. Отрицательные полюсы генератора
и аккумуляторной батареи соеди-
нены с корпусом (массой) трак-
тора.
Фара. Она служит для освеще-
ния пути впереди трактора, при-
цепных или навесных машин. Фа-
ра состоит из корпуса 9 (рис. 60),
патрона 8 для электролампы 1,
патрона 7, в который вставляется
наконечник токоподводящего про-
вода, отражателя 2, отражающе-
го свет лампы, и светорассеиваю-
щего стекла 3, крепящегося к
корпусу фары с помощью ободка
4 и винта 5. На тракторе устанав-
ливается четыре фары, крепящие-
ся в кронштейнах при помощи
шарнирного болта 6.
Рис. 60. Фара
§ 60. УХОД ЗА СИСТЕМОЙ ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ
И ЕЕ НЕИСПРАВНОСТИ
Уход за системой электрооборудования состоит в содержании
в чистоте всех приборов; в подтяжке креплений приборов
и проводов; в смазке подшипников генератора, стартера, в за-
чистке контактов (если они подгорели); в периодической про-
верке натяжения приводного ремня генератора; в проверке
прилегания щеток и промывке коллектора, генератора и стар-
тера.
Необходимо следить за уровнем электролита в аккумуляторе
и доливать дистиллированную воду, если это потребуется.
Периодически подзаряжать аккумуляторные батареи.
Надежная работа электроборудования может быть достиг-
нута только точным соблюдением правил технического ухода
в соответствии с инструкцией завода-изготовителя.
К главным неисправностям системы электрооборудования
относятся: обрыв проводов, замыкание проводов на массу, пере-
горание предохранителя, замасливание коллектора и его износ,
износ щеток, обрыв в обмотке якоря, замыкание на массу
в цепи якоря или в цепи возбуждения.
in
Глава 12. МУФТА СЦЕПЛЕНИЯ
§ 61. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ МУФТ СЦЕПЛЕНИЯ
Муфта сцепления служит для передачи крутящего момента
с коленчатого вала двигателя на вал коробки передач, отъеди-
нения работающего двигателя от трансмиссии и обеспечения
плавного трогания трактора с места. Отъединение двигателя от
трансмиссии необходимо при остановке трактора и переключении
шестерен в коробке передач.
По способу передачи крутящего момента муфты сцепления
делятся на:
а) фрикционные, в которых крутящий момент передается
в результате возникновения сил трения между ведущими и ведо-
мыми частями муфты; б) гидравлические, в которых крутящий
момент от ведущих к ведомым частям муфты передается с по-
мощью насоса и гидротурбины.
Фрикционные муфты сцепления по конструкции нажимного
механизма разделяются на: а) постоянно замкнутые, в которых
ведущие и ведомые диски сжимаются усилием пружин (муфты
постоянно находятся во включенном, т. е. замкнутом состоянии);
б) непостоянно замкнутые муфты сцепления, в которых сжатие
ведущих и ведомых дисков осуществляется при помощи рычаж-
но-кулачкового механизма.
По форме трущихся поверхностей различают дисковые,
конусные и колодочные муфты сцепления. В зависимости от
числа дисков (ведомых или ведущих) дисковые муфты сцепле-
ния бывают одно-, двух- и многодисковые. Муфты сцепления
также могут быть «сухими» или с дисками, работающими
в масле.
На тракторах наибольшее распространение получили одно-
и двухдисковые муфты сцепления сухого трения.
§ 62. ПОСТОЯННО ЗАМКНУТАЯ МУФТА СЦЕПЛЕНИЯ
Схема постоянно замкнутой муфты сцепления изображена
на рис. 61, а. Ведущими частями муфты сцепления являются
маховик /, нажимной диск 5, между которыми с помощью пру-
жин 4, расположенных в кожухе 2, прикрепленном к маховику,
зажимается ведомый диск 8. Ведомый диск 8 установлен под-
вижно на шлицах вала 9 и с обеих сторон облицован накладка-
ми из райбеста (асбокартона) или другого материала. Управ-
ление муфтой осуществляется при помощи педали 6, нажимного
подшипника 5 и рычажков 7. При отпущенной педали '6 пружи-
ны 4, действуя на нажимной диск 3, удерживают муфту во
включенном состоянии. Чтобы выключить муфту сцепления,
необходимо разъединить ведущие и ведомые диски. Это осу-
ществляется нажатием на педаль (через систему рычагов отво-
112
дится нажимной диск). При отпускании педали муфта под
действием пружин вновь включится.
Постоянно замкнутые муфты устанавливаются на тракторах
Т-4, ДТ-75, «Беларусь», Т-40, Т-40А и др.
Муфта сцепления тракторов: «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52.
На тракторах «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52 устанавливается
однодисковая, постоянно замкнутая муфта сцепления сухого
трения. Она состоит из
кожуха 10 (рис. 62), при-
вернутого к маховику //,
нажимного диска с тремя
пружинами 13, ведомого
диска 12 с фрикционными
накладками, двенадцати
нажимных пружин 5, ус-
тановленных в штампо-
ванных стаканах, разме-
2 3 4 5
^ZZZZZZZZZ
5)
Рис. 61. Схемы муфт сцепления:
а — постоянно замкнутая; б и в — непостоянно замкнутые
щепных в кожухе 10, и механизма управления, состоящего из
педали, тяг, валика 3 с вилкой выключения, отжимного подшип-
ника 4 и отжимных рычагов 9. В управлении муфтой сцепления
имеется сервоустройство, облегчающее работу по ее управ-
лению.
Муфта сцепления имеет демпферные пружины 8, установлен-
ные между ведомым диском 12 и ступицей 7, расположенной
на шлицах вала 6.
8 Заказ 848
113
Муфта сцепления передает крутящий момент от двигателя
через планетарный редуктор 1 увеличителя крутящего момен-
та 15 и фрикционную муфту 2.
Регулировка муфты сцепления заключается в установке
необходимого зазора (4 мм) между концами отжимных рыча-
гов 9 и торцом отжимного подшипника 4, а также свободного
хода (30 мм) педали. Зазор регулируют болтами 14, а свобод-
Рис. 62. Муфта сцепления тракторов «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52
ный ход педали — изменением длины тяги, связанной с педалью.
Однодисковые муфты сцепления устанавливаются на тракторах
Т-25, Т-40, Т-40А и др.
Муфта сцепления тракторов ДТ-75 и ДТ-74 (рис. 63). На
тракторах ДТ-75 и ДТ-74 устанавливаются постоянно замкнутые
двухдисковые муфты сцепления сухого трения. Ведущими
частями муфты является маховик 2, промежуточный диск 4
и нажимной диск 5, ведомыми — ведомые диски 3 с райбесто-
выми накладками и вал S, установленный в двух подшипниках
качения 1 и 9. В кожухе 15 муфты сцепления установлены па-
нд
жимные пружины 14, которые одним концом упираются в до-
нышки стаканчиков 13, другим — в нажимной диск.
Выключение муфты сцепления осуществляется с помощью
механизма выключения, состоящего из педали, тяг, вилки 11'
с валиком 12, отжимного подшипника 7 и отжимных рычагов б-
Рис. 63. Муфта сцепления трактора ДТ-75
Для быстрой остановки ведомых частей муфты сцепления
и первичного вала коробки передач с целью обеспечения безу-
дарного переключения шестерен муфта сцепления снабжена
колодочным тормозном 10. Двухдисковые муфты сцепления
устанавливаются на тракторах Т-4, Т-4М, ДТ-75М, Т-130 и др.
§ 63. НЕПОСТОЯННО ЗАМКНУТАЯ МУФТА СЦЕПЛЕНИЯ
Ведущей частью муфты сцепления является средний диск 12
(см. рис. 61,6), соединяемый с маховиком 1 зубчатым венцом
или упругими соединительными элементами (трактор Т-100М)
8* 115
из прорезиненной ткани. Ведущий диск 12 зажимается между
двумя ведомыми дисками: передним 2, ступица которого закреп-
лена на валу 7 муфты сцепления, и задним 11 нажимным.
Нажимной диск И посредством шлицев соединен со ступицей
переднего диска и может перемещаться вдоль оси вала 7.
Диски сжимаются рычажно-кулачковым механизмом, состоящим
из крестовины, навернутой на ступицу переднего диска, нажим-
ных кулачков 10, установленных на осях в проушинах кресто-
А-А
Рис. 64. Муфта сцепления трактора Т-100М
вины, сережек 9, соединенных шарнирно с концами нажимных
кулачков и с муфтой 8 выключения. Муфта выключения 8 с по-
мощью вилки 3 и системы рычагов 4—6 перемещается вдоль
вала 7 муфты сцепления. При отводе ручного рычага управле-
ния 6 назад муфта 8 включения перемещается вперед и через
сережки 9 поворачивает нажимные кулачки 10, воздействуя на
нажимной диск И. Последний прижимает ведущий диск к пе-
реднему диску 2, и муфта сцепления включается (рис. 61, в).
При перемещении ручного рычага управления вперед муф-
та 8, перемещаясь назад, отводит нажимные кулачки 10 от
нажимного диска И. При этом ведущий и ведомый диски
разъединяются, и муфта сцепления выключается (рис. 61,6).
116
Непостоянно замкнутые муфты сцепления устанавливаются
на тракторах Т-38М, Т-100М.
На тракторе Т-100М устанавливают однодисковую сухую
муфту сцепления непостоянно замкнутого типа. Она состоит из
ведущей и ведомой частей, включающего и выключающего
устройства, тормозка, механизма управления.
Ведущей частью является чугунный средний диск 3 (рис. 64)
с фрикционными накладками 4, свободно вращающийся на ро-
ликовом подшипнике 16 и соединенный с маховиком пятью
упругими соединительными элементами 1 из прорезиненной
ткани.
Ведомой частью служат два ведомых диска (передний 2
и задний 15) и вал 9 муфты сцепления. '
Включающий механизм муфты состоит из крестовины 14,
кулачков 5, пружинных серег 6 и подвижной муфты 11.
Включается и выключается муфта сцепления специальным
механизмом управления, состоящим из рычажков, тяг и подвиж-
ной муфты 11 с шарикоподшипником 12.
В конце полного выключения муфты диск 7, прикрепленный
к корпусу 8 шарикоподшипника 12, прижимается к фрикцион-
ному диску 10 тормозка и останавливает ведомые вращающиеся
части муфты, что обеспечивает бесшумное переключение
передач.
Регулировка муфты сцепления состоит в регулировке силы
нажатия нажимных кулачков на ведомый диск, что достигается
перемещением крестовины 14 по резьбе ступицы 13.
Рис. 65. Соединительные муфты:
а — карданная передача трактора ДТ-75;
б — соединительная упругая муфта тракт
Устранение пробуксовывания
дисков из-за неправильной регу-
лировки или износа дисков и ос-
лабления пружин достигается за-
меной изношенных деталей и пра-
вильной регулировкой сцепления.
Глава 13. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ
МУФТЫ
Соединительные муфты слу-
жат для передачи крутящего мо-
мента от вала муфты сцепления
к первичному валу коробки пере-
дач. Так как на тракторах прак-
тически невозможно осуществить
соосность валов, то для обеспече-
ния нормальной работы агрега-
тов трансмиссии вводят соедини-
тельные муфты. Соединительные
муфты бывают жесткие, полуже-
сткие, упругие и шарнирные.
Наибольшее распространение
получили на тракторах упругие и
полужесткие соединительные
муфты, допускающие перекос ва-
лов до 3—4°.
Шарнирные соединительные
муфты применяют в том случае,
когда угол перекоса валов боль-
ше 4°.
На тракторах ДТ-75, Т-74 при-
менена карданная передача с уп-
ругими элементами (рис. 65, а),
состоящая из двух упругих муфт
и трансмиссионного вала со шли-
цевым телескопическим соедине-
нием. Каждая из упругих муфт
представляет собой стальной кар-
кас 6, склепанный из двух одина-
ковых штампованных половин.
В гнезда каркаса вставлены че-
тыре резиновые втулки 4, а в них
с большим натягом запрессованы
стальные втулки 5. Через сталь-
ные втулки 5 пропущены болты 3.
хвостовики которых ВХОДЯТ В ОТ-
119
верстая вилок. Передняя вилка 1 посажена на шлицы вала 2
муфты сцепления, задняя вилка 10 — на шлицы первичного ва-
ла 9 коробки передач. Вилка 8 сделана заодно со шлицевым
валом, который вставлен в шлицевую муфту вилки 7. Такое те-
лескопическое соединение компенсирует изменение расстояния
между муфтой и коробкой передач.
На тракторах «Беларусь» МТЗ-5МС, Т-50В устанавливают
упругие соединительные муфты (рис. 65, б), соединяющие вал
муфты сцепления с первичным валом коробки передач.
Муфта состоит из двух вилок 1 и 2, между которыми
заложены резиновые элементы 3, работающие на сжатие. Рези-
новые элементы 3 удерживаются между вилками прижимами 4,
прикрепленными к вилкам болтами 5. Вилки 1 и 2 изготовлены
заодно с вилками муфты сцепления и коробки передач.
На тракторах Т-4, Т-4М для соединения вала муфты сцепле-
ния с валом реверс-редуктора также применена эластичная кар-
данная передача с резиновыми втулками.
Устройство карданной передачи показано на рис. 65, в.
Уход за соединительными муфтами состоит в их периодиче-
ском осмотре, подтяжке креплений и смазке, где она предусмот-
рена конструкцией.
Неисправности промежуточных сочленений заключаются
главным образом в увеличении зазоров между трущимися частя-
ми вследствие износа.
Глава 14. КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
$ 65. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Коробка передач служит для изменения тягового усилия
трактора за счет изменения скорости его передвижения. Кроме
того, с помощью коробки передач трактор может двигаться
назад без изменения направления вращения коленчатого вала.
Коробка передач также дает возможность двигателю длительно
работать при неподвижном тракторе. По принципу действия
коробки передач можно разделить на ступенчатые и бесступен-
чатые.
Ступенчатая коробка передач. Она представляет собой ре-
дуктор с набором шестерен, которые в зависимости от условий
работы трактора могут вводиться в зацепление в различных
сочетаниях. В этом случае при одном и том же крутящем момен-
те на коленчатом валу можно получить различные, ступенями
меняющиеся величины тягового усилия трактора. По числу валов
различают двух-, трех- и четырехвальные коробки передач. По
числу ступеней коробки могут быть трех-, четырех-, пятиступен-
чатыми и т. д. Тракторы новых моделей снабжаются 9—12-сту-
пенчатыми коробками передач. По числу подвижных кареток
120
(шестерен) коробки передач бывают двух-, трех- и четырех-
ходовые.
Бесступенчатая коробка передач. Она позволяет получить
в известном интервале любое передаточное число. При этом
изменение передаточных чисел может происходить непрерывно,
автоматически в зависимости от сопротивления движению трак-
тора. Бесступенчатые коробки передач подразделяют на механи-
ческие, гидравлические и электрические. Применение бесступен-
чатых коробок передач значительно повысило бы экономичность
трактора. Однако из-за сложности конструкции их на тракторах
пока не применяют.
§ 66. СХЕМА КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Как указывалось выше, по числу валов ступенчатые коробки
передач могут быть с двумя, тремя и четырьмя валами.
Рис. 66. Схемы коробок передач:
а — с двумя валами; б — с тремя валами; в — с четырьмя валами
Коробка передач с двумя валами. Она имеет подвижные ше-
стерни (рис. 66, а) и состоит из первичного вала 1, вторичного
вала 4, подвижных кареток 2, неподвижных шестерен 6 и кар-
тера 3.
Шлицевой первичный вал соединен через муфту с двигателем
и несет на себе подвижные каретки 2. Вторичный вал 4 закреп-
ленными на нем шестернями 6 соединен с главной передачей
при помощи конической шестерни 5. Передвигая при помощи
рычага управления коробкой передач каретки 2 подвижных
шестерен на первичном валу 1 и вводя их в зацепление с соот-
121
ветствующими шестернями вторичного вала, получают различ-
ные скорости передвижения трактора.
Коробка передач с тремя валами (рис. 66, б). Она имеет кар-
тер 10 и три вала: первичный 7; вторичный 11 и промежуточ-
ный 13. Первичный вал 7, получающий вращение от двигателя
через муфту сцепления, изготовлен за одно целое с шестерней S,
которая находится в постоянном зацеплении с шестерней 15 про-
межуточного вала 13. На промежуточном валу 13 шестерни 14
установлены неподвижно. Вторичный вал 11, выполненный заод-
но с конической шестерней 12 главной передачи, является как
бы продолжением первичного вала 7. Передвигая при помощи
рычага управления коробкой передач каретки 9 подвижных ше-
стерен вторичного вала и вводя в зацепление с соответствующей
шестерней промежуточного вала, получают различные передачи.
Коробка передач с четырьмя валами (рис. 66, в). Она имеет
первичный 21, промежуточный 19, вторичный 17 и дополнитель-
ный 16 или вал замедленных передач. Первичный шлицевой
вал несет на себе две каретки подвижных шестерен, получает
вращение от двигателя через муфту. На промежуточном валу
жестко установлены на шлицах четыре шестерни 20, 22, 23 и 24.
Вторичный шлицевой вал 17 выполнен заодно с малой кониче-
ской шестерней главной передачи. На вторичном валу неподвиж-
но установлена на шлицах шестерня 26 замедленных передач,
маслоразбрызгивающая шестерня 25, шестерня 29, свободно
вращающаяся на подшипниках качения, и каретка 18 подвиж-
ных шестерен. На дополнительном валу установлены неподвиж-
ная шестерня 28 и подвижная шестерня 27. Передвигая при
помощи рычагов управления коробкой передач каретки подвиж-
ных шестерен и вводя в зацепление с соответствующей непод-
вижной шестерней, получают необходимую передачу.
§ 67. МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ КОРОБКОЙ ПЕРЕДАЧ
Для включения той или другой передачи служит механизм
переключения передач, при помощи которого подвижные шестер-
ни вводятся в зацепление с соответствующими неподвижными
шестернями. Механизм управления коробкой передач должен
обеспечивать: 1) невозможность одновременного включения
двух передач; 2) невозможность самовключения или самовы-
ключения шестерни при работе; 3) включение шестерен на
полную длину зубьев. На тракторах применяют механизмы пере-
ключения передач с качающимися рычагами. Механизм управ-
ления с качающимся рычагом в шаровой опоре показан на
рис. 67. Рычаг 5 шаровой опорой 6 крепится в крышке коробки
передач. В картере коробки передач расположены ползуны 11
(ползуны могут располагаться в крышке коробки передач), на
которых укреплены вилки 10. При перемещении рукоятки рычага
вправо или влево нижний конец рычага входит в паз а соответ-
122
ствующего ползуна. При дальнейшем перемещении рычага впе-
ред или назад производится передвижение ползуна с вилкой
и включение соответствующей передачи.
Фиксаторы. Для того чтобы обеспечить полное включение
шестерен на всю длину зубьев и предотвратить самопроизволь-
ное выключение и включение шестерен при работе трактора,
в механизм управления коробкой передач вводятся фиксаторы,
устройство которых показано на рис. 67. На ползунах 11 имеют-
ся углубления, в которые могут входить фиксаторы 9, прижи-
маемые к ползунам пружинами. При переключении передач,
Рис. 67. Механизм управления коробкой передач
когда шестерни входят в зацепление на полную длину зубьев,
углубление в ползуне совместится с фиксатором. Фиксатор под
действием пружины войдет в углубление ползуна и будет удер-
живать его от перемещения. Только усилие водителя при пере-
ключении передач может вывести ползун, а следовательно,
и шестерни из фиксированного положения.
Замки. Для предупреждения одновременного включения
двух передач применяют замки, которые устроены так, что при
передвижении одного из ползунов замки автоматически запи-
рают другие ползуны в нейтральном положении, не давая им
возможности сдвинуться с места. Существует много различных
конструкций замков. На ряде современных тракторов (Т-38М,
«Беларусь» МТЗ-52, ДТ-75, ДТ-75М и др.) в качестве замков
применяются кулисы (пластины) 7 с фигурными вырезами.
Размеры и расположение пазов в кулисе ограничивают переме-
123
щение рычага и предупреждают одновременное включение двух
передач.
Блокировочные устройства. Чтобы предохранить зубья ше-
стерен от поломок при переключении передач, ряд современных
тракторов (ДТ-75, ДТ-75М, Т-38М и др.) имеет блокировочные
механизмы, которые исключают возможность переключения
передач до тех пор, пока муфта сцепления полностью не выклю-
чена. Блокировочный механизм имеет валик 3, который при
помощи поводка 4 и тяги 3 связан с педалью 2 и тягой 1 муфты
сцепления. При полном выключении муфты сцепления валик 8
поворачивается пазом к хвостовикам фиксаторов 9. В этом слу-
чае фиксаторы могут освободить ползуны, войдя хвостовиком
в паз: переключение скоростей возможно. При включенной
муфте сцепления хвостовики фиксаторов упираются в поверх-
ность валика 3, а головки фиксаторов — в углубление валиков
переключения. В этом положении переключение скоростей
невозможно.
§ 68. УВЕЛИЧИТЕЛЬ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
Увеличитель крутящего момента, введенный в силовую пере-
дачу новых конструкций тракторов, позволяет, не останавливая
трактора, увеличивать передаточное число трансмиссии, т. е.
повышать тяговые возможности трактора или, наоборот, умень-
шать передаточное число и увеличивать скорость движения.
Размещают увеличитель крутящего момента между муфтой
сцепления и коробкой передач.
Увеличитель крутящего момента состоит из планетарного
редуктора, фрикционной дисковой муфты сцепления и муфты
свободного хода. Планетарный редуктор (рис. 68) может быть
с наружным и внутренним зацеплением. У редуктора с наруж-
ным зацеплением крутящий момент от ведущего вала 1
(рис. 68, а) передается коронной шестерне 2, имеющей
внутренние зубья, которыми она входит в постоянное зацепление
с сателлитами 4. Оси сателлитов при помощи водила 3 соедине-
ны с ведомым валом 7. Сателлиты 4 находятся также в постоян-
ном зацеплении с солнечной шестерней 8. Коронная и солнеч-
ная шестерни связаны между собой постоянно замкнутой муфтой
сцепления 5. На ступице солнечной шестерни установлена муфта
свободного хода 6, позволяющая вращаться солнечной шестерне
в ту же сторону, что и коленчатый вал двигателя, и затормажи-
вающая ее при вращении в противоположную сторону. При
включении муфты 5 ведущий вал вращается заодно с солнечной
шестерней и ведомым валом. При этом редуктор сблокирован,
и его передаточное число равно единице. При выключенной
муфте 5 коронная шестерня 2 с помощью сателлитов 4 стре-
мится повернуть солнечную шестерню 8 в обратную сторону.
Солнечная же шестерня в этом случае затормаживается муф-
124
той 6 свободного хода. Поэтому при вращении коронной
шестерни сателлиты обкатываются вокруг неподвижной солнеч-
ной шестерни, ведя за собой водило 3, а вместе с ним и ведомый
вал 7 механизма. Ведомый вал 7 вращается с пониженным чис-
лом оборотов, преодолевая сопротивление движению трактора.
По данной схеме работает увеличитель крутящего момента трак-
тора Т-74.
У редуктора с наружным зацеплением шестерен (рис. 68, б)
крутящий момент от ведущего вала 1 к ведомому 7 передается
Рис. 68. Увеличитель крутящего момента трактора «Беларусь» МТЗ-50
и МТЗ-52
через сдвоенные сателлиты 5. Водило 4 связано с ведущим ва-
лом 1 при помощи муфты сцепления 2. Муфта 3 свободного
хода обеспечивает вращение водилу только в направлении
вращения коленчатого вала двигателя. Когда муфта 2 вклю-
чена, ведущий вал 1 вращается заодно с водилом 4 и ведомым
валом 7. Редуктор сблокирован и его передаточное число равно
единице. При включенной муфте 2 вращение от малой солнеч-
ной шестерни 6 передается блоку сателлитов 5, а от него к боль-
шой солнечной шестерне 8, при этом водило 4 стопорится муф-
той 3. Ведомый вал 7 вращается с пониженным числом оборотов.
По этой схеме выполнен увеличитель крутящего момента трак-
торов ДТ-75, ДТ-75М, «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52.
На рис. 68, в представлен увеличитель крутящего момента
тракторов «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52, который состоит из
двухступенчатого планетарного редуктора, фрикционной диско-
вой муфты сцепления и муфты свободного хода. Фрикционная
125
однодисковая постоянно замкнутая муфта сцепления размещена
в переднем отсеке общего литого корпуса. Ведущий диск 5
муфты сцепления соединен с валом 1 главной муфты сцепления.
Ведомый диск 6 соединен со ступицей корпуса 9 водила плане-
тарного механизма. Нажимной диск 4 шестью пружинами 17,
установленными в стаканах кожуха 16 муфты, постоянно прижат
к ведущему диску.
Включение муфты сцепления осуществляется при помощи
рычага, тяги (на рисунке не показаны), вилки 2, отжимного
подшипника 18 и отжимных рычагов 3.
Планетарный двухступенчатый редуктор расположен в зад-
нем отсеке картера и состоит из корпуса 9 водила, вращающе-
гося в двух шариковых подшипниках 7 и 12, трех двойных
сателлитов 10, установленных на осях 11 и игольчатых под-
шипниках. Сателлиты находятся в постоянном зацеплении
с шестернями 15 и 14. Шестерня 15 установлена на заднем кон-
це ведущего вала, шестерня 14 установлена на валу 13 коробки
передач.
Роликовая муфта 8 свободного хода установлена на ступице
корпуса водила.
§ 69. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Коробка передач тракторов ДТ-75 и ДТ-75М. На тракторе
ДТ-75 и ДТ-75М установлена четырехходовая семиступенчатая
коробка передач (рис. 69). Корпус (картер) коробки передач
отлит заодно с корпусом заднего моста. В картере коробки
передач на подшипниках установлены четыре вала с шестернями:
первичный 4, вторичный 13, заднего хода 21 и дополнитель-
ный 24. Полый шлицевой первичный вал несет на себе две
подвижные каретки 3 и И с шестернями. В каретке 3 соединены
шестерни I и II передач. Кроме того, на переднем конце первич-
ного вала установлена неподвижно шестерня 2, находящаяся
в постоянном зацеплении с шестерней 20 вала 21 заднего хода.
Вторичный шлицевой вал 13 изготовлен за одно целое с кони-
ческой шестерней главной передачи. На валу неподвижно
установлены шестерня 1 III передачи, 14 — II передачи, 12 —
VII передачи и блок 15 шестерен I и IV передач.
Справа в картере коробки передач расположены вал 21
заднего хода и дополнительный вал 24. На шлицах вала 21
заднего хода посажены неподвижная шестерня 20, находящаяся
в постоянном зацеплении с шестерней 27 дополнительного вала,
и подвижная каретка 22 шестерни заднего хода. К шестерне 27
прикреплен маслоразбрызгивающий диск (в коробке трактора
ДТ-75М маслоразбрызгивающий диск исключен). На дополни-
тельный вал 24 насажены блок 26 шестерен V и VI передач,
а также передвижная шестерня 23 VII передачи. Управление-
коробкой передач осуществляется рычагом 5, состоящим из двух
126
жестко соединенных частей. Вертикальный стержень рычага 5
закреплен в шаровой опоре.
Нижняя головка стержня рычага 5 входит в прорезь одной
из четырех продольных планок 10 вилок переключения передач.
Планки 10 можно перемещать в направляющих крышках
корпуса коробки. На верхней кромке планок имеются вырезы,
в которые заходят головки фиксаторов 8 и 9. На нижней кромке
планок также имеются прорези, которые охватывают соответ-
ствующие выступы вилок и втулок переключения. Вилки
и втулки перемещаются по осям 16—18, передвигают каретки
с подвижными шестернями и вводят их в зацепление с соот-
ветствующими шестернями. Коробка передач снабжена фикса-
торами 8 и 9, расположенными в два ряда, и блокировочным
устройством. Валики 6 и 7 блокировки при соединении серь-
гой 19 работают параллельно. Смазка деталей коробки передач
осуществляется разбрызгиванием масла, залитого в картер через
маслозаливную горловину, расположенную на крышке корпуса
заднего моста. В пробке маслозаливной горловины установлены
щуп и сапун. Слив масла производят через отверстие, закры-
ваемое конусной пробкой 25 с магнитом.
Коробка передач тракторов «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52
(рис. 70). На тракторах МТЗ-50 и МТЗ-52 установлена механи-
ческая коробка передач, обеспечивающая девять передач
переднего и две заднего хода. Она состоит из собственно трех-
скоростной коробки передач и размещенного за ней двухступен-
чатого редуктора, смонтированного в одном с коробкой картере.
Первичный шлицевой вал 12 несет две подвижные каретки, при
перемещении каретки с шестернями 11 и 10 влево с помощью
шестерни 11 включается V и VIII передачи (в зависимости от
положения шестерен в редукторе), при перемещении этой карет-
ки вправо шестерней 10 включается IV или VII передача.
Каретка с шестерней 9 имеет удлиненный зуб и при перемеще-
нии ее влево включается III или VI передача; при перемещении
вправо зубья этой шестерни входят в зацепление с внутренними
зубьями шестерни 5, изготовленной за одно целое с ведомым
валом 4 редуктора, и первичный вал коробки соединяется напря-
мую с валом 4.
Внутри промежуточного шлицевого полого вала 13 проходит
вал 1 отбора мощности. На шлицах вала 13 установлены не-
подвижные ведомые шестерни 14—17. На удлиненной ступице
шестерни 17 свободно установлен блок шестерен 18 и 19. По-
следняя находится в постоянном зацеплении с ведомой
шестерней 23 вала 24 пониженных передач. На промежуточном
валу 13 установлена также каретка с шестернями 20 и 21, с по-
мощью которых можно включать первую и вторую ступень ре-
дуктора. Для получения второй ступени редуктора необходимо
шестерню 21 ввести в зацепление с шестерней 22, имеющей внут-
ренние зубья и сидящей свободно на валу 13. При этом крутя-
128
6
Рис. 70. Коробка передач тракторов «Беларусь» МТЗ-50
и МТЗ-52
9 Заказ 848
129
щий момент с вала 13 через шестерни 21 и 3 передается на
вал 4 и коническую шестерню 2 главной передачи. На валу 24
пониженных передач кроме жестко закрепленной на шлицах
шестерни 23 установлена каретка 25, перемещающаяся по шли-
цам вала. Каретка 25 служит для включения I и II передач
переднего и заднего хода. Управление коробкой передач осу-
ществляется рычагом 6 и четырьмя ползунами 8 с вилками.
Коробка передач снабжена шариковыми фиксаторами и кули-
сой. Смазка деталей коробки передач осуществляется разбрыз-
гиванием масла, залитого в картер через отверстие в крышке,,
закрываемой пробкой 7. Для спуска масла имеется отверстие
у днища корпуса, закрываемое магнитной пробкой.
Коробка передач трактора Т-40 и Т-40А. На тракторе уста-
навливается механическая четырехходовая коробка передач
с поперечным расположением валов, обеспечивающая получение
семи передач переднего хода и одной заднего хода. Коробка
снабжена фиксаторами, кулисой и блокировочным устройством,
а также устройством, обеспечивающим реверс на все передачи.
Коробка передач трактора Т-4 и Т-4М (рис. 71). На этих
тракторах устанавливают механическую коробку передач
с реверс-редуктором, позволяющую получить восемь передач
вперед и четыре передачи назад. Шестерни коробки передач
и реверс-редуктора — цилиндрические прямозубые. Внутри
корпуса реверс-редуктора 3 на подшипниках качения 7 и 8 уста-
новлен промежуточный вал 6, выполненный за одно целое
с шестерней постоянного зацепления z — 17. Подвижная шестер-
ня 5, передвигаемая вилкой 25, соединяет промежуточный вал
и первичный вал 15 в одно целое для получения основного ряда
скоростей. В приливах корпуса на неподвижной оси 33 на иголь-
чатых роликоподшипниках 32 вращается шлицевая втулка 34,
по шлицам которой перемещается шестерня заднего хода 31,
находящаяся в постоянном зацеплении с подвижной шестерней 5.
На другой оси 37 на роликоподшипниках 36 вращается блок
шестерен 35, имеющий два венца. Один венец с z = 23 находится
в постоянном зацеплении с шестерней z = 17 промежуточного'
вала, другой с z = 17 (для пониженного ряда скоростей) входит
в зацепление с подвижной шестерней 5 с z = 23.
Управление шестернями реверс-редуктора осуществляется
вилками 25 и 28 при помощи рычага 23, который перемещается
по валикам 24 и 26 и стопорится на них шариками 23. Коробка
передач имеет два шлицевых вала: первичный 15 и вторичный 17,
установленные в роликовых 4, 14 и 18 и шариковом 2 подшип-
никах. Вторичный вал изготовлен за одно целое с малой
конической шестерней (z = 14). На шлицах первичного вала
свободно передвигаются два блока шестерен: передний блок Id
с зубчатыми венцами I и II передач (соответственно z = 21
и z = 23), задний блок 16 с зубчатыми венцами IV и III передач
(соответственно z — 27 и z = 25). На шлицах вторичного вала 17
130
устанавливают неподвижно шестерни 1 {г = 35) и 19 (z = 31)
I и II передач и блок шестерен 20 II и IV передач (соответствен-
но z = 33 и z = 30).
Управление коробкой передач сблокировано с управлением
муфты сцепления и осуществляется рычагом 11, который пере-
двигает валики 13 с вилками 12. Для включения передач основ-
ного ряда необходимо перемещением шаровой рукоятки рычага 9
реверс-редуктора из нейтрального положения в «основное» сое-
динить в одно целое промежуточный вал реверс-редуктора 6
и первичный вал коробки передач 15 подвижной шестерней 5.
Затем перемещением рычага 11 включить одну из передач ко-
робки. Для включения передач пониженного ряда необходимо
перемещением шаровой рукоятки рычага реверс-редуктора из
нейтрального положения в «пониженное» соединить передвиж-
ную шестерню 5 с венцом z = 17 блока шестерен 35 реверс-
редуктора. Для получения заднего хода необходимо шаровую
рукоятку рычага реверс-редуктора из нейтрального положения
передвинуть в положение ЗХ на схеме. При этом промежуточный
вал реверс-редуктора разъединен с первичным валом коробки
передач, а шестерня заднего хода 31 входит в зацепление с вен-
цом z = 23 блока шестерен 35 реверс-редуктора.
Крутящий момент передается через шестерни постоянного
зацепления z — 17 и z = 23 на шестерню заднего хода 31,
подвижную шестерню 5 и на первичный вал коробки передач,
а затем через включенную пару шестерен коробки передач на
вторичный вал. Коробка передач и задний мост имеют общий
уровень смазки. В реверс-редуктор масло заливают через отвер-
стие, закрываемое пробкой-сапуном 27; уровень масла прове-
ряют через контрольную пробку 29. Масло из корпусов сливают
через отверстия, закрываемые пробками 21, 22 и 30.
На тракторе Т-38М устанавливают трехвальную пятиступен-
чатую коробку передач с соосным расположением первичного
и вторичного валов. Она снабжена фиксаторами, блокировочным
устройством и кулисой.
Коробка передач трактора Т-74. На тракторе Т-74 устанав-
ливается четырехвальная коробка передач, обеспечивающая
получение шести передач переднего хода (в том числе три
замедленные передачи) и двух — заднего хода. Коробка передач
снабжена кулисой, фиксаторами и блокировочным устройством.
По способу включения шестерен передачи переднего хода
подразделяют на замедленные, рабочие и ускоренные.
$ 70. РАЗДАТОЧНАЯ КОРОВКА
Раздаточная коробка служит для распределения крутящего
момента, передаваемого вторичным валом коробки передач
к ведущим осям трактора. Раздаточную коробку устанавливают
на колесных тракторах с четырьмя ведущими колесами («Бела-
132
русь» МТЗ-52, Т-40А). Раздаточная коробка трактора «Бела-
русь» МТЗ-52 имеет корпус 8 (рис. 72), в котором установлены
ведущая и ведомая часть коробки, а также муфта свободного
хода. Ведущей частью коробки является шестерня 1, в ступице
которой имеется внутренний зубчатый венец. Шестерня 1 уста-
новлена на шарикоподшипниках 6 на втулке 7 и находится
в постоянном зацеплении с промежуточной шестерней коробки
передач, соединенной с шестерней 3 (рис. 72) редуктора второй
ступени. Ведомой частью раздаточной коробки является шлице-
вой вал 5 с фланцем 4 и втулка 7. Вал 5 соединяется карданной
передачей с кониче-
ской шестерней глав-
ной передачи передне-
го моста. В расточке
ступицы шестерни 1
имеются гнезда, в ко-
торых размещены во-
семь роликов 2, обра-
зующих вместе со сту-
пицей и втулкой 7 муф-
ту свободного хода.
Раздаточная коробка
может принудительно
и автоматически вклю-
чать передний веду-
щий мост. Принуди-
Рис. 72. Раздаточная коробка трактора «Бела-
русь» МТЗ-52
тельное включение пе-
реднего моста достига-
ется передвижением
влево зубчатой муфты 3 и введением ее в зацепление с внут-
ренним зубчатым венцом шестерни 2. Автоматическое включе-
ние привода переднего ведущего моста происходит (при вы-
ключенной муфте 3) тогда, когда буксование задних ведущих
колес достигнет 4—6%. При этом ступица ведущей шестерни 1
заклинивает ролики 2 и вращается вместе со втулкой 7, а при-
вод переднего моста автоматически включается. При отсутствии
буксования задних колес муфта 7 опережает ступицу ведущей
шестерни, и ролики 2 освобождаются, передний мост автома-
тически отключается от коробки передач.
§ 71. УХОД ЗА КОРОБКОЙ ПЕРЕДАЧ, РАЗДАТОЧНОЙ КОРОБКОЙ
И ИХ НЕИСПРАВНОСТИ
Продолжительная и надежная работа коробки передач
и раздаточной коробки зависит от правильного пользования ими
и своевременного ухода. Уход за коробкой передач и раздаточ-
ной коробкой заключается в очистке коробок от грязи и под-
тяжке креплений, в своевременной заправке маслом и периоди-
133
ческой смене отработанного масла, в регулировке подшипников
и блокировочного механизма, в периодической проверке пробок
заливного и спускного отверстий. Смазку коробки передач
и раздаточной коробки следует производить только специальны-
ми трансмиссионными маслами. В процессе работы трущиеся
поверхности деталей коробки передач и раздаточной коробки
изнашиваются, вследствие этого в коробках возникает ряд не-
исправностей, которые могут быть обнаружены при работе
трактора по следующим признакам.
1. Невключение передачи. Причиной этого может быть
нарушение регулировки блокировочного механизма. Для устра-
нения этого дефекта следует правильно отрегулировать блоки-
ровочный механизм. Передача может не включаться также из-за
перекоса валов, забоин на шлицах валов и валиков переключе-
ния передач или сильного выкрашивания торцовой поверхности
зубьев шестерен. Эти дефекты устраняют зачисткой забоин
и заменой изношенных деталей.
2. Самопроизвольное выключение передач при работе трак-
тора. Причиной этого может служить сильный износ зубьев
шестерен или неисправности фиксаторов. Неисправность устра-
няется заменой изношенных деталей.
3. Шум при включении передачи. Неисправность наблюдает-
ся при неправильном регулировании муфты сцепления. Дефект
устраняется правильной регулировкой сцепления.
Глава 15. ЗАДНИЙ МОСТ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
§ 72. МЕХАНИЗМЫ ЗАДНЕГО МОСТА
Они служат для передачи крутящего момента от коробки
передач к ведущим колесам трактора.
Задний мост колесного трактора состоит из главной переда-
чи, дифференциала, конечной передачи, тормоза и полуосей.
Главная передача. Она служит для увеличения крутящего
момента, подводимого от коробки передач, и передачи его через
дифференциал к ведущим колесам. Главные передачи бывают
одинарные — крутящий момент с одного вала на другой пере-
дается одной парой конических или цилиндрических шестерен,
и двойные — крутящий момент передается двумя парами шесте-
рен (парой конических и парой цилиндрических шестерен).
На рис. 73, а—в представлены схемы главных передач.
Дифференциал. Он служит для обеспечения независимого
вращения (с различными угловыми скоростями) ведущих колес
при повороте трактора и при движении его по неровной дороге.
Если ведущие колеса трактора соединить общим валом, то они
будут вращаться при всех случаях движения с одинаковой ско-
ростью, что будет вызывать пробуксовывание их относительно
дороги на поворотах и неровностях. Это, в свою очередь, вызы-
134
вает трудности управления, повышенный расход мощности
и топлива, износ шин. Дифференциалы бывают с цилиндрически-
ми или коническими шестернями. Дифференциал с коническими
шестернями (рис. 73, г) получил наибольшее применение вслед-
ствие своей компактности. Он состоит из полуосевых шестерен 4
и 5, сателлитов 7, оси сателлитов 3 и чашки дифференциала.
Чашкой дифференциала является ступица 2 ведомой шестерни 1
главной передачи, закрываемой крышкой 6. При движении
трактора по прямой и при одинаковом сопротивлении движению
ведущих колес дифференциал вместе с полуосями вращается
Рис. 73. Схемы главных передач и дифференциал:
а — одинарная с коническими шестернями- б — одинарная с цилиндрическими шестер-
нями; в — двойная (пара конических и пара цилиндрических шестерен); г — диффе-
ренциал
как одно целое. Сателлиты заклинивают полуосевые шестерни
и как бы соединяют обе полуоси в одну ось. Ведущие колеса
при этом вращаются с одинаковой скоростью. При повороте
трактора, когда одно из ведущих колес вследствие увеличения
сопротивления движению замедляет вращение, полуосевые
шестерни расклиниваются. Сателлиты начнут вращаться вокруг
своих осей, прокатываясь по полуосевой шестерне, замедлившей
свое вращение. Одновременно с этим они заставят другую
полуосевую шестерню вращаться с большей угловой скоростью.
Дифференциал, введенный в трансмиссию колесного трактора,
не всегда положительно влияет на работу трактора. Так, при
движении колесного трактора по увлажненным и слабо связан-
ным почвам проходимость трактора из-за наличия дифферен-
циала резко снижается. В таких случаях бывает целесообразно
выключить дифференциал. Устройство, позволяющее выключить
дифференциал, называется блокировочным механизмом. Работа
блокировочного механизма состоит в том, что при буксовании
одного из ведущих колес полуоси жестко соединяются между
135
собой и вращаются как одно целое с одинаковой скоростью.
Блокировочный механизм дифференциала устанавливают на
тракторах Т-40, Т-40А, «Беларусь».
Конечная передача. У ряда тракторов за дифференциалом
устанавливают шестеренный редуктор, называемый конечной
передачей. Конечная передача является последним звеном
трансмиссии и служит для увеличения общего передаточного
числа трансмиссии и увеличения дорожного просвета трактора.
У большинства тракторов конечные передачи состоят из цилин-
дрических шестерен. Шестеренные конечные передачи могут
быть одно- и двухступенчатыми. Одноступенчатая передача
состоит из одной пары цилиндрических шестерен, находящихся
в постоянном зацеплении. Двухступенчатая передача имеет две
пары шестерен, причем промежуточная пара шестерен увеличи-
вает передаточное число передачи. Уход за конечной передачей
заключается в периодической смене смазки и проверке уплот-
нения.
§ 73. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ ЗАДНЕГО МОСТА
КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Задний мост тракторов «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52
(рис. 74). Главная передача состоит из ведущей 2 и ведомой 3
конических шестерен со спиральными зубьями. Малая ведущая
коническая шестерня 2 жестко установлена на шлицах на вто-
ричном валу 1 коробки передач. Большая ведомая шестерня 3
жестко соединена с корпусом 4 дифференциала. Дифференциал
имеет крестовину 18, четыре сателлита 17 и две полуосевые ше-
стерни 15, установленные на шлицах на полуосях 6. Последние
выполнены за одно целое с ведущими шестернями 16 конечной
передачи. Каждая полуось установлена на роликоподшипниках,
расположенных в стаканах 5. Ведомые шестерни 11 конечной
передачи установлены на шлицевых втулках 9 полуосей 8 веду-
щих колес трактора. Неподвижная 10 и подвижная 14 кулачко-
вые муфты, установленные на шлицах полуосей 8, служат для
блокировки дифференциала. На наружных шлицевых концах
полуосей 6 установлены дисковые тормоза 7. В заднем мосту
трактора установлен планетарный редуктор 13 вала 12 отбора
мощности. Смазка деталей заднего моста осуществляется раз-
брызгиванием масла, залитого в корпус через крышку коробки
передач. Для слива масла в днище корпуса имеется отверстие,
закрываемое пробкой с магнитом. Уход за задним мостом состо-
ит в креплении всех механизмов, в своевременной смазке их
и регулировке зацепления конических шестерен, конических
подшипников и тормозов.
Задний мост тракторов Т-40 и Т-40 А. Он имеет главную пе-
редачу, выполненную в виде пары цилиндрических шестерен
с прямым зубом, конический двухсателлитный дифференциал
136
с блокировочным устройством, конечную передачу, представ-
ляющую собой одноступенчатый редуктор с прямыми зубьями,
и сухие ленточные тормоза с двумя затягивающимися концами.
Рис. 74. Задний мост колесных тракторов «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52
Глава 16. ЗАДНИЙ МОСТ ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
Задний мост гусеничного трактора (рис. 75) состоит из глав-
ной передачи (шестерен 4 и 5), механизма поворота 3 с уста-
новленными на них тормоза-
ми 6 и конечных передач 1.
Механизмы заднего моста ус-
тановлены в чугунном корпу-
се 2, закрывающемся крыш-
кой.
§ 74. ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА
Главная передача гусенич-
ного трактора так же, как и
главная передача колесного,
служит для увеличения крутя-
щего момента, подводимого от
коробки передач, и передачи
его через механизм поворота
Рис. 75. Схема заднего моста гусе-
ничного трактора
137
к ведущим колесам (звездочкам). Она устанавливается в сред-
нем отделении корпуса заднего моста и выполнена в виде пары
конических шестерен (малой — ведущей и большой — ведомой).
Конические шестерни главной передачи могут быть с прямыми
зубьями (трактор Т-38М), со спиральными зубьями (тракторы
Т-74, ДТ-75) и зубьями зерольного типа (тракторы Т-100М,
Т-130, Т-4, «Кировец» К-700). Зубья зерольного типа имеют угол
наклона касательной к профилю на начальном конусе в среднем
сечении зуба близкий к нулю. Такие зубья обладают повышен-
ной точностью, бесшумностью в работе, более высокой износо-
устойчивостью рабочих поверхностей. Они имеют также малую
осевую нагрузку.
§ 75. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА
Поворот гусеничного трактора осуществляется путем изме-
нения скорости движения и силы тяги на одной из гусениц. По
устройству механизмы поворота тракторов делятся на: 1) оди-
нарный дифференциал с тормозами на полуосях; 2) двойной
дифференциал с тормозами на шестернях; 3) планетарный меха-
низм; 4) муфты поворота.
Одинарный дифференциал. На гусеничных тракторах он не
применяется, так как сильно перегружает при повороте двига-
тель и не обеспечивает устойчивого движения трактора по пря-
мой. При различных сопротивлениях движению гусениц трактор
уводит в сторону меньшего сопротивления.
Двойной дифференциал. По сравнению с одинарными он
меньше нагружает двигатель при повороте, поворот происходит
более плавно. Однако подобно одинарному дифференциалу он
также не обеспечивает устойчивого прямолинейного движения
трактора.
Планетарный механизм. Он меньше нагружает двигатель при
повороте и обеспечивает устойчивое прямолинейное движение.
Кроме того, применение планетарного механизма позволяет
несколько сузить колею трактора и уменьшить передаточное
число конечной передачи. От главной передачи 6 (рис. 76, а)
крутящий момент передается корпусу коронной шестерни 5,
имеющей два внутренних зубчатых венца, находящихся в по-
стоянном зацеплении с сателлитами 7. Ось каждого сателлита
при помощи водила 4 соединена с валом заднего моста. Сател-
литы 7, кроме того, зацепляются с солнечными шестернями 3.
При прямолинейном движении трактора оба ленточных тормоза 2
солнечных шестерен 3 должны быть затянуты. Сателлиты обка-
тываются вокруг солнечных шестерен, увлекая за собой оси
с водилами 4 и валы 8 заднего моста. При повороте трактора
тормоз 2 солнечной шестерни отстающей стороны освобождают,
а тормоз 1 отстающего вала заднего моста затягивают. В этом
случае крутящий момент полностью передается на забегающее
138
(неотключенное) ведущее колесо (вал 8). Механизмы поворота
такого типа применяют на тракторах ДТ-75, Т-4.
Муфты поворота. Несмотря на ряд недостатков, они имеют
большое распространение на гусеничных тракторах. Они просты
по конструкции и в изготовлении, обеспечивают устойчивость
прямолинейного движения трактора и создают относительно
небольшую дополнительную нагрузку на двигатель при пово-
роте. Муфты поворота представляют собой фрикционные много-
дисковые сухие постоянно замкнутые муфты. Ведущие бара-
Рис. 76. Схемы механизмов поворота гусеничного трактора:
а — планетарный одноступенчатый механизм; б — муфта поворота и ее детали
баны 2 (рис. 76, б) муфты закреплены на шлицевых концах
вала 8 заднего моста. Ведущие диски 4 своими зубьями надеты
на зубья ведущего барабана и чередуются через один с ведомы-
ми дисками 3, входящими в зацепление с зубьями ведомого
барабана 1. Ведомые диски имеют накладки из фрикционного
материала. Ведущие и ведомые диски зажаты между нажимным
диском 7 и фланцем ведущего барабана пружинами 5, надетыми
на шпильки 6. На ведомом барабане 1 установлен тормоз 9. При
выключении муфты необходимо с помощью отводки переместить
нажимной диск по направлению главной передачи; ведущие
и ведомые диски, освобожденные от действия пружин, расхо-
дятся и перестают передавать крутящий момент ведомому бара-
бану 1. Муфты поворота устанавливают на тракторах Т-100М,
Т-74, Т-38М и др.
139
§ 76. ТОРМОЗА КОЛЕСНОГО И ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРОВ
Тормоза служат для осуществления крутых поворотов трак-
тора и для удержания его на стоянках, подъемах и уклонах. По
конструкции тормоза, применяемые на тракторах, делятся на
ленточные (Т-40, Т-4, ДТ-75), колодочные («Беларусь»
МТЗ-5МС) и дисковые («Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52), а по
виду трущихся поверхностей — на тормоза без обшивки и тор-
моза с обшивкой поверхностей трения. Ленточные тормоза
получили на тракторах преимущественное применение, так как
Рис. 77. Схемы тормозов:
а — в — ленточные; г — колодочный; д — дисковый
они отличаются простой конструкцией, большим тормозным эф-
фектом и для их установки не требуется специальных тормозных
барабанов. По конструкции и принципу действия ленточные
тормоза бывают простого, двойного действия и плавающие.
На рис. 77 представлены типы тормозов.
Ленточный тормоз простого действия (рис. 77, а). Один ко-
нец ленты неподвижно закреплен на тракторе, а другой затяги-
вают. Недостатком ленточного тормоза простого действия
является то, что тормозной эффект его при прочих равных
условиях зависит от направления вращения барабана.
Двойной ленточный тормоз (рис. 77, б). Он имеет закреплен-
ную в средней части ленту, концы которой затягиваются. У тор-
моза этого типа тормозной эффект не зависит от направления
вращения барабана.
Плавающий ленточный тормоз (рис. 77, в). В свободном со-
стоянии он не имеет закрепленной ветви. При затягивании
тормоза независимо от направления вращения барабана вслед-
ствие того, что лента имеет возможность повернуться на неко-
торый угол и упереться одним своим концом в упор 1, тормоз
превращается в простой, но с той разницей, что его тормозной
момент не зависит от направления вращения тормозного бара-
бана.
140
Колодочный тормоз. На гусеничных тракторах они распрост-
ранения не получили вследствие того, что для их установки
требуются специальные тормозные барабаны.
Колодочный тормоз (рис. 77, а) затормаживает тормозной
барабан 2 двумя колодками 3 с фрикционными накладками,
которые прижимаются к поверхности барабана разжимным ку-
лачком 6 при перемещении рычага 5. Растормаживание бара-
бана 2 осуществляется пружинами 4.
Дисковый тормоз. По сравнению с ленточными и колодочны-
ми тормозами они имеют больший эффект торможения и обла-
дают большей надежностью. Они не создают радиальных усилий
и имеют простую регулировку.
Дисковый тормоз (рис. 77, д) имеет диски 7 с фрикционными
накладками, установленные на шлицах вала 13. Снаружи дисков
имеются два неподвижных диска 8 и И. Между дисками 7 раз-
мещены нажимные диски 9 и 10 со скосами, между которыми
установлены шарики 12. При торможении нажимные диски,
раздвигаясь шариками, прижимают вращающиеся диски с фрик-
ционными накладками к неподвижным дискам и затормаживают
вал.
$ 77. КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Конечные передачи гусеничного трактора, как и колесного,
служат для увеличения общего передаточного числа трансмиссии
и обеспечения необходимого дорожного просвета.
Шестеренные конечные передачи могут быть одноступенча-
тыми (тракторы Т-50В, Т-4, Т-74, ДТ-75) или двухступенчатыми
(тракторы Т-38М, Т-100М). У гусеничных тракторов конечные
передачи заключены в отдельные картеры, прикрепляемые с обе-
их сторон корпуса заднего моста по бокам трактора.
Конечная передача трактора Т-38М (рис. 78). Она представ-
ляет собой двухступенчатый редуктор с двумя парами
цилиндрических шестерен, размещенных в трех корпусах, скреп-
ленных между собой болтами. На верхнем корпусе 7 размещены
шестерни первой ступени — ведущая 8 и ведомая 5. На шлицах
хвостовика вала 6 посажен ведомый барабан 9 муфты поворота.
Ведомая шестерня 5 первой ступени установлена на шлицах
ведущей шестерни 4 второй ступени. Ведомая шестерня 3 второй
ступени установлена на фланец оси 2 и крепится к нему болта-
ми 11. Ось 2 ведущего колеса вращается в двух подшипниках —
роликовом и шариковом, установленных в расточенные отвер-
стия наружного корпуса. На шлицах оси 2 посажено ведущее
колесо 1.
Масляные ванны картеров первой и второй ступеней разде-
лены, масло в конечные передачи заливается через заливные
отверстия до уровня контрольных пробок 10.
141
Конечная передача тракторов ДТ-75, ДТ-75М, Т-4 и Т-4М
(рис. 79). Конечная передача тракторов ДТ-75 и ДТ-75М отно-
сится к цилиндрическим одноступенчатым передачам. Ведущая
шестерня 5 (рис. 79, а) конечной передачи изготовлена заодно
с валом, на шлицевом хвостовике которого закреплен барабан 7
остановочного тормоза. Вал с шестерней 5 установлен в двух
роликоподшипниках 4 и
6. Ведомая шестерня 8
представляет собой сталь-
ной зубчатый венец, при-
крепленный к ступице 10,
сидящей на шлицах ве-
домого вала 1. Вал 1 вра-
щается на шариковом 9 и
роликовом 2 подшипни-
ках. К фланцу вала /
болтами и шпильками
прикреплена звездочка 3
(ведущее колесо). Смаз-
ка шестерен и подшипни-
ков конечной передачи
осуществляется разбрыз-
гиванием масла, заливае-
мого в картер через гор-
ловину, закрываемую
пробкой с сапуном. В
нижней части картера на-
ходятся контрольное и
сливное отверстие, закры-
тое пробками.
Конечная передача
тракторов Т-4, Т-4М
(рис. 79, б) также отно-
сится к цилиндрическим
одноступенчатым пере-
дачам.
Ведущая шестерня 12 вращается на роликоподшипниках 14
и 21, установленных в стаканах 11. Ведомая шестерня 13 и ве-
дущее колесо 19, закрепленные на ступице 17, вращаются на
двух роликовых конических подшипниках 15, установленных на
оси 20. Ось конечной передачи 20 устанавливается неподвижно,
в расточках корпуса заднего моста. Самоподжимное уплотнение
предотвращает вытекание масла между ступицей и крышкой
картера.
Шестерни и подшипники конечной передачи смазываются
разбрызгиваемым маслом, заливаемым через патрубок, закры-
ваемый пробкой. В нижней части картера находятся контрольное
и сливное отверстия, закрытые пробками 16 и 18.
142
Рис. 79. Конечные передачи тракторов:
а — ДТ-75, ДТ-75М; б — Т-4, Т-4М
ж
10 Заказ 848
А-А Б-Б
Уход за конечными передачами. Он сводится к повседневно-
му контролю за уровнем масла и периодической смене его
в сроки, указанные в заводской инструкции, к предотвращению
вытекания масла через сальники, подтяжке креплений картеров
к корпусу заднего моста.
§ 78. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ ЗАДНЕГО МОСТА
Задний мост тракторов ДТ-75 и ДТ-75М. Корпус заднего мо-
ста, представляющий собой чугунную массивную отливку, раз-
делен перегородками на четыре отделения.
В переднем отделении расположена коробка передач,
в заднем среднем отделении размещены главная передача и ме-
ханизмы поворота, в крайних отделениях корпуса установлены
тормоза. Сверху корпус прикрыт крышками. Большая кониче-
ская шестерня 3 (рис. 80) главной передачи прикреплена
к фланцу коронной шестерни 4 планетарного механизма пово-
рота. Коронная шестерня вращается на двух шарикоподшип-
никах 8, которые напрессованы на стаканы //, прикрепленные
к перегородкам корпуса. Сателлиты 5, вращающиеся на иголь-
чатых подшипниках на осях 9, находятся в постоянном зацеп-
лении с зубчатыми венцами коронной шестерни. Оси сателлитов
закреплены в водилах 6, последние при помощи шлицев соеди-
нены с валами 7 заднего моста. Сателлиты 5, кроме того,
постоянно зацепляются с солнечными шестернями 2, установ-
ленными на подшипниках скольжения. Удлиненные ступицы
солнечных шестерен с наружной стороны имеют фланцы, к ко-
торым прикреплены болтами тормозные барабаны 1. Бараба-
ны 12 остановочных тормозов, установленные на ступицах
ведущих шестерен конечных передач, предназначены для
торможения ведущих колес (звездочек). Масло для смазки
деталей заднего моста заливают через горловину, закрытую
пробкой с сапуном и масломерным щупом. Сливают масло
через отверстие, закрытое пробкой 10 с магнитом. Перетекание
масла из отделения центральной передачи в отделение тормозов
устраняется самоподжимными сальниками, установленными
в расточках стаканов 11. На тракторе применяют ленточные
тормоза 1 и 12 плавающего типа, при помощи которых и осу-
ществляется управление механизмами поворота.
Задний мост трактора Т-74. Механизмы заднего моста
(рис. 81)—главная передача, муфты поворота с тормозами
размещены в чугунном корпусе, который жестко соединен с ра-
мой трактора при помощи четырех лап. Корпус 1 заднего моста
разделен внутри двумя перегородками 3 на три отделения.
В среднем отделении размещены шестерни главной передачи,
в крайних отделениях — расположены муфты поворота с тор-
мозами. Ведомая шестерня 5 главной передачи прикреплена
болтами к фланцу вала 2 заднего моста, который вращается
146
Рис. 81. Задний мост трактора Т-74
в двух роликовых конических подшипниках 7, установленных
в регулировочных стаканах 4. Сухие многодисковые муфты
поворота имеют десять ведущих 10 и десять ведомых 9 дисков.
Диски установлены на ведущем барабане 15 и зажаты шестью
парами пружин 12 и 13 между нажимным диском 8 и фланцем
ведущего барабана 15. На наружной поверхности ведомого
барабана 14 муфты поворота установлены ленточные тормоза 11
с одним затягиваемым концом. Масло для смазки шестерен
главной передачи заливают через заливное отверстие коробки
передач, сливают масло через сливное отверстие, закрываемое
пробкой 6 с магнитом.
§ 79. УХОД ЗА ЗАДНИМ МОСТОМ
И ЕГО НЕИСПРАВНОСТИ
Для нормальной работы шестерен главной передачи необхо-
димо регулярно следить за уровнем масла в корпусе заднего
моста и его сменой, периодически проверять зазоры в кониче-
ских подшипниках и правильность зацепления шестерен, следить
за состоянием сальников уплотнений и производить их смену
при обнаружении течи через них. По мере износа фрикционных
дисков муфт поворота и лент тормозов необходимо проверять
и регулировать свободный ход рычагов и педалей. При пробук-
совывании дисков в результате их замасливания надо промывать
муфты поворота и ленты тормозов керосином. При износе
фрикционных накладок муфт поворота и их пробуксовывании
необходимо добавить один диск или переклепать фрикционные
накладки. У тракторов с планетарными механизмами поворота
(ДТ-75, Т-4, ДТ-75М, Т-4М) необходимо периодически регули-
ровать зазор между тормозными лентами и барабанами. Этот
зазор должен быть равен 1,5—1,8 мм.
Глава 17.
ХОДОВАЯ ЧАСТЬ И ПОДВЕСКА КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Ходовая часть трактора служит для преобразования враща-
тельного движения ведущих колес в поступательное движение
трактора. Одновременно ходовая часть является опорной, под-
держивающей остов трактора. Ходовая часть колесного трактора
состоит из ведущих и направляющих колес, а также из элемен-
тов, соединяющих колеса с остовом трактора (подвеска).
Колесные тракторы могут быть: 1) с двумя задними ведущими
и двумя передними направляющими колесами; 2) с двумя зад-
ними ведущими и одним направляющим колесом; 3) с четырьмя
ведущими колесами.
148
§ 80. ЭЛЕМЕНТЫ ХОДОВОЙ ЧАСТИ ТРАКТОРА
Ведущее колесо. Ведущее колесо (рис. 82, а) с шинами низ-
кого давления трактора «Беларусь» МТЗ-50 состоит из обода 1
сложного профиля, стального выпуклого диска 2 и литой ступи-
цы 5, скрепленных между собой болтами 6. На обод 1 надеты
покрышка 9 и камера 8. В последнюю через вентиль 7 накачи-
Рис. 82. Колеса трактора «Беларусь» МТЗ-50:
а — ведущее; б — направляющее
вают воздух. Ступица 5 колеса жестко соединяется болтами 10
с полуосью 11 при помощи шпонки 4 и бугеля 12. Бугель снаб-
жен червяком 3, вращая который (при отпущенных болтах 10),
можно передвигать колесо вдоль полуоси 11.
Ведущие колеса тракторов Т-40 и Т-40А ступицы не имеют,
и крепление колеса к фланцу полуоси осуществляется специаль-
ными болтами с конусными головками.
Направляющее колесо. Передние колеса трактора являются
направляющими. Они направляют движение трактора и воспри-
149
нимают небольшую нагрузку от его веса (примерно 25% веса
трактора передается передним колесам и 75% задним). Для
облегчения поворота трактора передние колеса делают малого
диаметра и с ободом малой ширины. Колесо состоит из ступи-
цы 18 (рис. 82,6), диска 14 с прикрепленным к нему профили-
рованным ободом 13. На ободе смонтирована пневматическая
шина 19 (покрышка с камерой). Ступица устанавливается на
конических роликоподшипниках 20 на поворотной цапфе 15.
Подшипники фиксируются и удерживаются упорной шайбой
и корончатой гайкой 16 со шплинтом. Колпак 17 предотвращает
вытекание масла из подшипников и попадание в них грязи.
Применяемые на тракторах типоразмеры шин приведены
в табл. 10.
Типоразмеры шин, применяемых на тракторах
Таблица 10
Трактор Размеры шин в дюймах Внутреннее давление в шинах в кПом9
Ведущие колеса Направляющие колеса Ведущие ко чеса Направляющие колеса
«Беларусь» МТЗ-50 12—38 9—42* 6,5—20 0,8—1,4 1,1—1,6 1,2—1,7
Т-40, Т-40А 1—38 9—42* 6,5—16 8—20 0,8.5—1,25 1,4—2,0 1.7-2,2
«Беларусь» МТЗ-52 12—38 9-42* 8—20 0,86—1,0 1,2
♦Для работы в узких междурядьях.
$ 81. ПЕРЕДНИЙ МОСТ
Передний мост служит передней опорой трактора и состоит
из передней оси с подвеской и направляющих колес. На универ-
сальных колесных тракторах применяют передние мосты двух
типов: 1) с расставленными направляющими колесами (Т-40,
«Беларусь» МТЗ-50ПЛ и МТЗ-50) и 2) со сближенными коле-
сами (трактор «Беларусь» МТЗ-1).
Передний мост трактора Т-40. Передний мост состоит из
трубчатой балки, телескопически соединенной с кронштейнами
колес, поворотных цапф, направляющих колес и трапеции
рулевого управления. Балку 8 (рис. 83, а) переднего моста при
150
помощи оси качания 13 шарнирно крепят к брусу полурамы,
поэтому передние колеса приспосабливаются к неровностям поч-
вы независимо от положения трактора. Кронштейны 10 передних
колес устанавливают в расточках с обеих сторон балки и фик-
сируют накладками 7 со штифтом. Накладки крепят хомутами 9.
Шкворень 2 осевой цапфы поворачивается в двух втулках 3 и 5,
151
запрессованных в кронштейн 10 колеса. В нижней части шкворня
установлен упорный шарикоподшипник 4. Осевая цапфа крепит-
ся к шкворню болтами 1. Рулевая трапеция состоит из двух
поворотных рычагов 6 и поперечных тяг 11. Поворотные рыча-
ги 6 посажены на шлицы шкворней осевых цапф и затянуты
болтами 12. Другой конец рычага 6 шарнирно соединен с попе-
речной тягой 11 рулевой трапеции, которая связана с сошкой
рулевого управления.
Передний мост трактора «Беларусь» МТЗ-50. Передний мост
трактора «Беларусь» МТЗ-50 также состоит из трубчатой бал-
ки 1 (рис. 83,6); оси телескопического типа, соединенной с пе-
редним брусом полурамы трактора при помощи оси качания 7,
установленной во втулках 8; выдвижных кулачков, состоящих
из кронштейнов 4 и выдвижных труб 2; осевых цапф 6 передних
колес со шкворнями 5; амортизирующих пружин 3, а также
рычагов и тяг рулевой трапеции. Изменение колеи передних
колес достигается изменением длины оси.
$ 82. ПЕРЕДНИЙ ВЕДУЩИЙ МОСТ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Для улучшения тягово^сцепных качеств и повышения прохо-
димости на некоторых колесных тракторах дополнительно
к заднему ведущему мосту устанавливают передний ведущий
мост (тракторы Т-40А, «Беларусь» МТЗ-52).
Передний ведущий мост трактора «Беларусь» МТЗ-52
(рис. 84). Передний ведущий мост состоит из главной передачи,
дифференциала, колесных редукторов и передних ведущих колес..
Главная передача представляет соббй пару конических шестерен
(ведущая и ведомая) со спиральным зубом.
Самоблокйрующийся дифференциал повышенного трения
установлен в корпусе 15 и крышке 14 переднего моста на двух
роликовых конических подшипниках. В корпусе 16 и крышке 21
дифференциала, соединенных болтами, размещены две пары са-
теллитов 20 на плавающих осях 19, полуосевые шестерни 23,
нажимные чашки 18 и фрикционные диски — ведущие 17
и ведомые 22.
Дифференциал автоматически соединяет обе полуоси и исклю-
чает раздельное буксование колес. Блокировка осуществляется
при включении переднего моста в работу. Колесный редуктор-
состоит из двух пар конических шестерен — верхней и ниж-
ней.-
Верхняя ступень редуктора состоит из конических шестерен Ю
и 11, размещаемых в корпусе 13, закрываемом крышкой. Ше-
стерни изготовлены заодно с полуосью 12 и валом 9, которые
установлены в двойных конических роликоподшипниках. Шлице-
вой конец полуоси 12 ведущей шестерни И соединяется
с трубчатой полуосью шестерни дифференциала. Такое шлицевое
соединение позволяет изменять длину балки передней оси и, сле-
152
довательно, изменять колею передних колес при обработке
междурядий пропашных культур. Шлицевой конец вала 9 входит
в шлицевую ступицу ведущей конической шестерни 7 нижней
ступени, обеспечивая их телескопическое соединение. Ведущая
шестерня 7 нижней ступени установлена на двух шарикопод-
шипниках 8: нижнем — радиально-упорном и верхнем — радиаль-
ном. Ведомая шестерня 2 нижней ступени своей ступицей уста-
новлена в двух конических роликоподшипниках 3. Внутренними
шлицами ступица шестерни 2 установлена на поворотную цап-
фу 4 и затянута болтом 5 и гайкой 6.
К корпусу 1 редуктора прикреплен поворотный рычаг. При
передаче усилия от рулевой трапеции на поворотный рычаг кор-
пус редуктора и колеса поворачиваются относительно неподвиж-
ной шкворневой трубы, при этом происходит обкат шестерен
нижней и верхней пар.
Смазка шестерен и подшипников переднего моста осущест-
вляется разбрызгиванием масла, заливаемого в корпус переднего
моста и колесных редукторов.
Передний ведущий мост трактора Т-40А (рис. 85). Он со-
стоит из главной передачи, дифференциала, сдвоенных карданов,
конечных передач, подвески и передних ведущих колес.
153.
Главная передача представляет собой пару конических
шестерен 8 и 4 со спиральным зубом.
Дифференциал переднего ведущего моста представляет собой
сдвоенную обгонную муфту двойного действия храпового типа и
состоит из корпуса дифференциала 6, шлицевой обоймы 5,
крышки 2 дифференциала, ведомой шестерни 4, соединенных
fPnc. 85. Передний ведущий мост трактора Т-40А
между собой четырьмя болтами. В корпусе, крышке и ведомой
шестерне дифференциала установлены две оси 7, на каждой из
которых на шпонке сидит защелка 5.
При вращении ведомой шестерни 4 защелки 3 вводятся в за-
цепление с внутренними обоймами 5 силой трения, возникающей
между поверхностями тормозных шайб 1 и специальными упо-
рами осей 7 защелок. Для создания силы трения оси постоянно
поджимаются к тормозным шайбам пружинами. Передний веду-
щий мост автоматически включается в работу при буксовании
задних колес более 4% и выключается при буксовании задних
колес менее 4 % •
154
Подвеска, установленная на тракторе, позволяет снизить ко-
лебания передней части трактора и улучшает плавность хода.
Она состоит из кронштейна 6 (рис. 86, а), закрепленного в ру-
каве передней оси и опирающегося через упорный подшипник 5,
траверсу 4 на две цилиндрические спиральные пружины 2.
С противоположной стороны пружины поджимаются поворотным
кронштейном S, в котором запрессована втулка 7. Втулка 7 слу-
жит направляющей при вертикальном перемещении колеса.
Шток 5, установленный во втулке, штифтом 1 неподвижно соеди-
нен с крышкой 9.
Конечная передача представляет собой одноступенчатый ре-
дуктор с прямыми зубьями. Ведущая шестерня 10 (рис. 86, б)
Рис. 86. Подвеска (а) и конечная передача (б) трактора Т-40А
установлена на шлицах ведущей вилки 12 и вращается в двух
конических подшипниках 11, а ведомая шестерня 14 вместе
с осью 16 вращается в двух шарикоподшипниках 13. Во фланец
оси запрессованы болты 15 крепления переднего колеса.
Передний мост имеет регулируемую колею в пределах 1250—
1814 мм.
§ 33. ОСОБЕННОСТИ УСТРОЙСТВА ХОДОВОЙ ЧАСТИ
ПРОПАШНОГО ТРАКТОРА
Тракторы общего назначения имеют малый дорожный про-
свет (до 300—320 мм) и большую ширину ведущих колес, поэто-
му они для междурядной обработки растений непригодны.
155
Пропашные тракторы предназначены в основном для между-
рядной обработки почвы и других работ в период роста расте-
ний. Особенностью ходовой части пропашных тракторов являет-
ся значительный дорожный просвет (500—900 мм), обеспечивае-
мый более высоким расположением передней оси и остова
трактора. При таком просвете трактор может свободно прохо-
дить над растениями, не повреждая их.
Кроме того, ходовая часть пропашных тракторов отличается
более узкими ободами ведущих колес и возможностью измене-
ния колеи ведущих и направляющих колес. У пропашных тракто-
ров применяют сближенные передние колеса. Все эти качества
дают возможность использовать пропашные тракторы для обра-
ботки пропашных культур, имеющих различную ширину между-
рядий и разную высоту растений.
Увеличение дорожного просвета у пропашных тракторов до-
стигается увеличением диаметра ведущих колес, введением
в трансмиссию конечной передачи и изменением конструкции пе-
редней оси.
У переднего моста современных пропашных тракторов силь-
но развиты по высоте цапфы, благодаря чему передняя ось при-
поднимается над землей на значительную высоту, обеспечивая
должный дорожный просвет трактора. У тракторов со сближен-
ными передними колесами передняя ось отсутствует, в результа-
те чего отпадает необходимость в значительном подъеме остова
для обеспечения прохождения трактора над растениями. Однако
устойчивость такого трактора меньше, чем у трактора с раздви-
нутыми передними колесами.
Современные пропашные тракторы имеют специальные уст-
ройства, позволяющие изменять колею направляющих и ведущих
колес. Передние оси с переменной колеей имеют тракторы Т-40,.
Т-40А, «Беларусь». Телескопическое соединение труб 1 и 2 пе-
редней оси (см. рис. 83, б) позволяет изменять колею трактора.
При изменении колеи необходимо изменять длину попереч-
ной тяги.
Изменение колеи ведущих колес может быть достигнуто дву-
мя способами: 1) перемещением ступицы колес по шлицам или
шпонкам полуосей (трактор «Беларусь» МТЗ-2) и 2) переста-
новкой обода относительно диска колеса и изменением положе-
ния дисков колес относительно фланца полуоси (тракторы Т-40,
Т-40А).
§ 84. УХОД ЗА ХОДОВОЙ ЧАСТЬЮ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Уход за ходовой частью заключается в подтяжке наружны^
креплений, периодической смазке всех подшипников и трущихся
мест, периодической проверке и регулировке подшипников пе-
редних колес и соединений рулевых тяг с шаровыми пальцамщ
осмотре и проверке пневматических шин.
156
Глава 18.
ХОДОВАЯ ЧАСТЬ Й ПОДВЕСКА ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
Ходовая часть гусеничного трактора, как и ходовая часть ко-
лесного трактора, служит для преобразования вращательного
движения ведущих колес (звездочек) в поступательное движе-
ние трактора. Кроме того, она является опорой, поддерживаю-
щей остов трактора. Ходовая часть гусеничного трактора
(рис. 87) состоит из гусеничного движителя и подвески.
Рис. 87. Ходовая часть гусеничного трактора
Гусеничный движитель. Он служит для обеспечения движе-
ния трактора и поддержания его остова и состоит из ведущих
колес 1 (рис. 87), гусеничных цепей 6, направляющих колес 5
с натяжными 4 и амортизирующими 3 устройствами, опорных 7
и поддерживающих 2 катков.
Подвеска. Она служит для соединения остова трактора
с гусеничным движителем. Подвеска должна обеспечивать плав-
ное, без толчков, движение трактора. В зависимости от устрой-
ства подвески число деталей, соединяющих остов трактора с ося-
ми опорных катков, может быть различно.
§ 85. ЭЛЕМЕНТЫ ГУСЕНИЧНОГО ДВИЖИТЕЛЯ
Ведущее колесо (звездочка). Оно служит для перематыва-
ния гусеницы и, взаимодействуя с ней, создает усилие, необхо-
димое для передвижения трактора. Ведущее колесо выполняется
в виде ступицы с привернутыми или отлитыми заодно со ступи-
цей зубчатыми венцами.
По характеру зацепления с гусеничной цепью различают ве-
дущие колеса с цевочным и гребневым зацеплением.
При цевочном зацеплении ведущим элементом является зуб
колеса, ведомым — цевка (проушина) звена в виде пальца. При
157
гребневом зацеплении ведущим элементом является зуб или ро-
лик ведущего колеса, ведомым — гребень звена гусеницы.
На современных гусеничных тракторах применяется зацеп-
ление обоих видов. Цевочное зацепление применяется на трак-
торах Т-130, Т-4, Т-4М, ДТ-75М и др., гребневое — на тракторе
Т-38М.
Гусеничная цепь. Гусеничная цепь представляет собой замк-
нутую металлическую цепь, состоящую из отдельных звеньев,
шарнирно соединенных между собой с помощью пальцев. На-
значением гусеничной цепи является обеспечение сцепления
с грунтом и распределение веса трактора на большую опорную
поверхность. По конструкции звеньев различают гусеничные це-
пи с цельными и составными звеньями.
По способу изготовления звенья гусеничной цепи бывают ли-
тые и штампованные.
Гусеничная цепь с составными штампованными звеньями..
Она применяется на тракторах ДЭТ-250, Т-130, Т-100М.
Она состоит из отдельных звеньев 5 (рис. 88, а), соединенных
шарнирно при помощи втулок 8 и пальцев 9. К каждой паре*
звеньев прикреплен четырьмя болтами 7 башмак 6 гусеницы, ко-
торый для лучшего сцепления с грунтом имеет почвозацеп в ви-
де гребня.
При сборке гусеницы на концы втулки 8 напрессовы-
вают звенья 5. Через втулку свободно проходит палец 9, на его»
концы напрессовывают следующую пару звеньев и т. д. Так как
напрессовка звеньев цепи производится под большим давлением,,
то для удобства монтажа цепи на тракторе одно из звеньев де-
лают замыкающим. Конструкция замыкающего звена не отли-
чается от конструкции других звеньев. Концы гусеничной цепи
соединяют при помощи замыкающей втулки 5, пальца 2, двух
шайб 4 и двух стопорных конусов 1. К недостаткам гусениц с со-
ставными звеньями относятся большая стоимость и сложность
изготовления, значительный вес (22% от веса трактора), труд-
ность сборки и разборки, требующая специального оборудо-
вания.
Гусеничная цепь с цельными литыми звеньями. Она приме-
няется на тракторах ДТ-75, Т-74, Т-38 и др. Эта гусеничная цепь
состоит из отдельных литых звеньев 10 (рис. 88, б), соединен-
ных шарнирно пальцами 12. Звенья 10 представляют собой фа-
сонную отливку из специальной стали. Каждое звено имеет гре-
бень а, проушины, шпору b для увеличения сцепления трактора
с грунтом. Пальцы 12, соединяющие отдельные звенья, для по-
вышения износостойкости закаливают до высокой твердости. От
осевого перемещения пальцы удерживают шплинтами 11
с шайбами.
Преимуществом литых гусениц является:
1) меньшая их сложность в производстве и эксплуатации;
2) меньшая стоимость изготовления; 3) меньший вес (вес гусе-
158
ницы в сборе составляет около 12% от веса трактора). Недостат-
ком литых гусениц является примерно вдвое меньший срок служ-
бы по сравнению со сроком службы гусениц с составными
звеньями.
Опорный каток. Опорные катки являются опорами трактора.
Через них передается вес трактора на гусеницу и грунт и при их
помощи трактор катится по гусеницам. Опорные катки бывают
одно- и двубортные, с металлическим или обрезиненным обо-
дом, а также двойные.
Опорный каток тракторов Т-130 и T-100NL На каждой раме-
гусеничной тележки установлено по пяти опорных катков. Катки
Рис. 88. Гусеницы:
а — штампованная составная; б — литая
расположены в следующем порядке: первый, третий и пятый —
однобортные, второй и четвертый — двубортные. Устройство
опорных катков показано на рис. 89, а и б. На тракторах Т-4
и Т-4М на каждой гусеничной тележке установлено шесть опор-
ных катков, причем первый, третий и пятый — однобортные,, вто-
рой, четвертый и шестой — двубортные. Катки вращаются на
роликоцилиндрических подшипниках и от попадания пыли и гря-
зи защищены резиновыми кольцами с резинометаллическимп
уплотнениями.
Опорный каток трактора Т-38М. Он представляет собой
стальную отливку с выемкой в средней части, предназначенной
1,5^
Рис. 89. Опорные катки:
а — двубортный; б — однобортный; в — двойной
в)
для прохода направляющих гребней гусеницы. Беговая поверх-
ность двойного катка обработана и закалена до высокой твердо-
сти. Каток 1 (рис. 89, в) вращается на неподвижной оси 2 на
конических роликоподшипниках 4 и имеет торцовые резиноме-
таллические уплотнения 3. Система смазки подшипников катков
централизованная.
Поддерживающий каток. Поддерживающие катки служат
для поддержания верхней ветви гусеницы от провисания. Под-
держивающие катки несут меньшую нагрузку по сравнению
с опорными катками, поэтому устройство их более простое,
а требования к их конструкции менее жесткие.
Направляющее колесо. Оно служит для направления движе-
ния гусеничной цепи и ее натяжения. У гусеничных тракторов
направляющее колесо помимо натяжного’приспособления снаб-
жено еще амортизирующим устройством, которое смягчает уда-
ры при наезде трактора на препятствие. Направляющие колеса
устанавливаются на раме трактора (трактор ДТ-75, ДТ-75М,
Т-74) или на раме тележек гусениц (тракторы Т-130, Т-4М,
Т-38М).
Направляющее колесо тракторов Т-130 и J400M (рис. 90, а)
представляет собой стальную отливку с ободом специального
профиля. Обод имеет два бурта для направления гусеничной це-
пи. Между буртами на поверхности обода для самоочищения
гусеницы сделано десять окон и десять поперечных ребер. На-
правляющее колесо 7 установлено на оси 2 на двух роликопод-
шипниках 9, ось закреплена в опорах 4 и 10. Роликоподшипники
9, дистанционные втулки 8, кольца 6, упорные шайбы 1 и флан-
цы 5, резинометаллические сальники 3, установленные в натяж-
ное колесо, взаимозаменяемы с аналогичными деталями опор-
ных катков.
Направляющее колесо трактора Т-38М имеет фасонный обод
11 (рис. 90, б), отлитый заодно со ступицей 17. Гусеница укла-
дывается на обод своей средней частью. Колесо вращается на
двух роликовых конических подшипниках 15, установленных на
оси 12, закрепленной в кронштейнах 13 и 18. В расточках крон-
штейнов оси установлены сальниковые уплотнения 14, унифици-
рованные с уплотнением ступицы опорного катка. Для смазки
подшипников в направляющем колесе имеется отверстие, закры-
ваемое пробкой 16.
Натяжное приспособление и амортизирующее устройство.
Натяжное приспособление служит для натяжения гусеничной
цепи. Кроме того, оно является амортизатором, смягчающим
резкие толчки и удары при наездах направляющего колеса на
препятствия.
Натяжное устройство трактора ДТ-75, ДТ-75М (рис. 91, а).
Оно состоит из шарового упорного яблока 7, вставленного в сфе-
рическую выточку кронштейна 8 рамы. Сквозь отверстие шаро-
вого яблока проходит натяжной винт 4 с регулировочной
11 Заказ 848 -161
Рис. 90. Направляющие колеса тракторов:
а — Т-130 и Т-100М, б — Т-38М
Рис. 91. Натяжные устройства тракторов:
а - ДТ-75 и ДТ-75М; б — Т-130 и Т-100М
гайкой 6. Противоположный конец натяжного винта, имеющий
квадратную головку, свободно вставлен в фасонную вилку. Пру-
жины 2 и 3, надетые на натяжной винт, своими концами упира-
ются в упоры 1 и 5. Вилка шарнирно соединена с коленчатой
осью 9 пальцем, проходящим сквозь ушко.
Натяжное устройство тракторов Т-130 и Т-100М. Механизм
натяжения устанавливается на раму тележки сверху и состоит
из плеч вилки 10 (рис. 91, б), натяжного регулировочного вин-
та 12, установленного в поддерживающем кронштейне 11, на-
правляющего кронштейна 14, кронштейна 13 винта, пружины 16
с упорной шайбой 17 и стяжного болта 15 с гайкой 18. Натяже-
ние гусеницы регулируется винтом 12. При его вывертывании из
кронштейна 13 натяжное колесо перемещается вперед, натяги-
вая гусеницу. Натяжной механизм тракторов Т-4, Т-4М и Т-38М
аналогичен натяжному механизму тракторов Т-130 и Т-100М.
§ 86. ПОДВЕСКА ТРАКТОРА
Как указывалось выше, подвеска служит для соединения ос-
това трактора с опорными катками и должна обеспечивать плав-
ное, без толчков, движение трактора. Подвески бывают жесткие,
Рис. 92. Схемы подвесок
полужесткие и упругие (эластичные). При жесткой подвеске оси
опорных катков жестко крепятся к остову трактора (рис. 92, а).
Такая подвеска в настоящее время на тракторах не применяется,
так как она не обеспечивает плавного движения трактора. При
полужесткой подвеске оси опорных катков жестко крепятся к ра-
ме 4 гусеничной тележки (рис. 92,6), которая в двух точках
164
соединена с остовом трактора: сзади с помощью шарниров 3
и спереди посредством рессоры или пружины Л Оси шарниров 3
не совпадают с осью ведущего колеса 2 (рис. 92, в). Такое сое-
динение гусеничных тележек с остовом трактора обеспечивает
независимость действия гусениц, самостоятельно приспосабли-
вающихся к рельефу пути.
Эластичная подвеска. Она характеризуется упругим соедине-
нием осей опорных катков с остовом трактора. Она может быть
Рис. 93. Балансирная каретка трактора ДТ-75М
независимой, когда каждый опорный каток имеет упругую связь
с остовом трактора и с балансирными каретками. При этом оси
опорных катков группами с помощью системы рычагов и упру-
гих элементов объединены в каретки, а последние одним жест-
ким шарниром 5 соединены с остовом трактора, что показано на
рис. 92, г. Эластичная подвеска дает возможность гусеницам
приспособляться к неровностям пути, а получающиеся при дви-
жении трактора толчки амортизируются упругими элементами
подвески.
Подвеска тракторов ДТ-75 и ДТ-75М относится к типу элас-
тичных с балансирными каретками. Подвеска трактора осуще-
ствляется четырьмя балансирными каретками (по две с каждой
стороны), которые устанавливают на концах поперечных брусь-
165
ев рамы. Конструкция балансирной каретки показана на рис. 93.
Каретка сострит из двух балансиров: внешнего 7 и внутреннего
10, соединенных шарнирно осью 11. Ось закреплена клином 9
во внутреннем балансире и качается во втулках 12, установлен-
ных во внешнем балансире. В расточках каждого балансира на
двух конических роликоподшипниках вращаются оси 5 опорных
катков 4. Между верхними кронштейнами балансиров, имеющи-
ми форму чашки, установлены две цилиндрические пружины
(рессоры) 1 и 2. В теле внешнего балансира имеется отверстие
со втулками 15, которыми карет-
ка устанавливается на цапфу по-
перечного бруса 8 рамы. Каретка
от спадания удерживается упор-
ной шайбой 13 и цанговой гай-
кой 14 с распорным болтом, за-
крепленным в цапфе. Подшипни-
ки опорных катков смазываются
A-A
A
Ф
яхт
Рис. 94. Балансирное устройство тракторов Т-130 и Т-1О0М
через отверстие, закрываемое пробкой 6. Масло в каретку за-
ливают через отверстие, закрываемое резьбовой пробкой 3.
Полужесткая подвеска. Она применена на тракторах Т-130
и Т-100М. Передняя подрессоренная часть рамы трактора опи-
рается на тележки гусениц через поперечную балансирную рес-
сору, концы которой свободно лежат на специальных опорах,
приваренных к рамам тележек. В средней части балансирная
рессора шарнирно связана с рамой трактора через коробку рес-
сор. Трехточечное шарнирное соединение балансирного устрой-
ства с рамой трактора и тележками гусениц предохраняет раму
от перекосов и способствует независимому качанию тележек с их
гусеницами при движении трактора по неровному грунту. Ба-
166
лансирное устройство тракторов Т-130 и Т-100М показано на
рис. 94.
Подвеска тракторов Т-4 и Т-4М относится к полужестким
и аналогична подвеске трактора Т-130.
§ 87. УХОД ЗА ХОДОВОЙ ЧАСТЬЮ
Уход за ходовой частью гусеничного трактора заключается
в очистке ее от грязи, своевременной подтяжке резьбовых соеди-
нений, регулярной смазке подшипников и периодической регу-
лировке подшипников и натяжения гусеничной цепи.
Глава 19. ОРГАНЫ УПРАВЛЕНИЯ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
§ 88. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Рулевое управление служит для поворота направляющих
(обычно передних) колес для изменения направления движения
трактора, а также для поддержания прямолинейного движения.
Механизм рулевого управления должен удовлетворять следую-
щим требованиям: 1) простота конструкции и небольшая стои-
мость изготовления; 2) надежная работа и высокая износоус-
тойчивость деталей; 3) простота ухода за механизмами без раз-
борки узлов и регулировки их; 4) высокий к. п. д.; 5) поворот
трактора без проскальзывания колес. Рулевое управление состо-
ит из рулевого механизма, который преобразует вращательное
движение рулевого колеса в угловое перемещение сошки, руле-
вого привода, при помощи которого движения и усилия от меха-
низма рулевого управления передаются поворотным цапфам на-
правляющих колес, и усилителя рулевого механизма, который
облегчает управление передними колесами.
§ 89. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ МЕХАНИЗМОВ
РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
Как указывалось выше, механизм рулевого управления пре-
образует вращательное движение рулевого колеса в угловое пе-
ремещение сошки. Рулевые механизмы делятся на: 1) шестерен-
ные механизмы; 2) червячные механизмы; 3) механизмы, выпол-
ненные в виде винта и шипа; 4) механизмы, выполненные в виде
винта и гайки. На современных тракторах получили распростри'
нение шестеренные, червячные и механизмы, выполненные в виде
винта и гайки.
Механизм рулевого управления тракторов Т-40 и Т-40А. Ру-
левое управление (рис. 95) состоит из рулевой колонки 5, кар-
данов 4, гидроусилителя 3 руля и сошки 1. При вращении руле-
вого колеса 7 крутящий момент через вал 6 рулевого управле-
ния и карданы 4 передается на гидроусилитель 3, который
167
увеличивает крутящий момент, поворачивая вал (размещенный
в корпусе 2) с сошкой 1 в ту или другую сторону.
Гидроусилитель руля. Он подключен к гидросистеме и распо-
ложен под капотом в передней части трактора. Гидроусилитель
руля состоит из корпуса 2 (рис. 96), вала сошки /, передней 12
и задней 7 крышек, винта <?, распределительного устройства зо-
лотникового типа, состоящего из управляемого золотника И,
пружины 9, упоров 10, гайки передней 3 и задней 6 и поршня 4,
входящего своими зубьями в зацепление с зубьями сектора
вала 1.
От общего насоса гидросистемы часть масла поступает через
клапан 13 деления потока к входному отверстию гидроусилителя
руля. Когда водитель не вращает рулевое колесо и нагрузка от
передних управляемых колес трактора не передается через сек-
тор сошки 1 на поршень 4, вся система находится в нейтраль-
ном положении. В этом случае поток масла симметрично рас-
пределяется по обе стороны поршня. При повороте рулевого ко-
леса поворачивается и винт гидроусилителя. Гайки 3 и 6, свя-
занные с поршнем 4 штифтами, перемещаются относительно
поршня таким образом, что одна из них приближается к торцу
поршня и дросселирует сливное отверстие, а другая удаляется
от соответствующего ей торца, открывая сливное отверстие. При
этом поток масла, который раньше делился пополам и проходил
через обе полости, теперь пойдет в основном через полость, в ко-
торой открыто сливное отверстие. За счет разности давлений
168
масла в полостях золотник И перемещается в сторону низкого
давления и перекрывает отверстие. В полости, где закрыто слив-
ное отверстие гайкой, давление повышается, перемещая поршень
4. Поршень перемещается до тех пор, пока водитель вращает ру-
левое колесо.
При прекращении вращения рулевого колеса гайка отстает от
поршня и открывает сливное отверстие, в результате чего дав-
Рис. 96. Гидроусилитель рулевого управления тракторов Т-40
и Т-40А и схема его работы
ление в обеих полостях выравнивается, и перемещение поршня
прекращается, а золотник И перемещается в нейтральное поло-
жение. При изменении направления вращения рулевого колеса
работа гидроусилителя аналогична. Малые усилия на рулевом
колесе вызывают чувство неуверенности при управлении трак-
169
тором. Для того чтобы повысить эти усилия, в конструкции пре-
дусмотрено устройство, которое искусственно создает некоторое
сопротивление повороту рулевого колеса, имитируя привычные
нагрузки, возникающие при обычном рулевом управлении. Ис-
кусственное сопротивление получается потому, что во время по-
ворота одна из гаек 3 и 6 деформирует пружинную гайку 5,
при этом усилие на рулевом колесе тем больше, чем больше со-
противление на направляющих колесах, т. е. пружинные шайбы
являются имитаторами нагрузки на передних колесах.
Рис. 97. Схема работы гидроусилителя рулевого управления тракторов
«Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52
Механизм рулевого управления тракторов «Беларусь» МТЗ-50
и МТЗ-52. Рулевое управление снабжено гидроусилителем, об-
легчающим управление трактором. Гидроусилитель состоит из
корпуса 3 (рис. 97), внутренняя полость которого используется
в качестве масляного бака, шестеренного масляного насоса 13,
распределителя 10, силового цилиндра 7, внутри которого уста-
новлен поршень 6, соединенный штоком 5 с рейкой 4, клапана 9
170
постоянного потока, червяка 14 рулевой передачи, сектора 15
и сошки 2, установленных на поворотном валу 1. Масло (ди-
зельное) заливают в бак через маслозаливную горловину с сет-
чатым фильтром.
Если тракторист не поворачивает рулевое колесо, золотник 8
находится в нейтральном положении; при этом масло, подавае-
мое насосом 13, протекая по кольцевым каналам корпуса золот-
ника, возвращается обратно в бак, минуя полости силового ци-
линдра 7. При повороте рулевого колеса вправо или влево из-за
сопротивления колеса 16 удерживают сектор 15, и червяк 14 вме-
сте с надетым на него золотником 8 продвинется в пределах
имеющегося зазора из нейтрального положения соответственно
вперед или назад по ходу трактора. В каждом из этих двух
крайних положений золотник открывает и перекрывает соответ-
ствующие каналы, давая возможность маслу под давлением по-
ступать либо в полость А, либо в полость Б силового
цилиндра.
При повороте рулевого колеса вправо масло направляется
золотником в полость Б цилиндра, из полости же А цилиндра
масло через золотник сливается в бак. Давление потока масла
со стороны полости Б приведет в движение поршень 6, и он, пе-
ремещаясь, потянет за собой рейку 4, которая повернет вал 1
сошки и колеса 16 вправо. При повороте рулевого колеса влево
золотник 8 сместится назад по ходу трактора, масло от насоса
поступит в полость А цилиндра 7, а из полости Б масло сливает-
ся в бак.
Поршень 6, перемещаясь назад, повернет переднее ко-
лесо влево. Поворот колес с помощью гидроусилителя возможен
только при непрерывном вращении рулевого колеса. Когда же
водитель прекратит поворот рулевого колеса, поршень 6 еще
несколько переместится и через рейку 4 и сектор 15 повернет
червяк 14, устанавливая золотник 8 в нейтральное положение.
В случае повышения давления в гидросистеме предохранитель-
ный клапан 12 перепускает масло из нагнетательного канала
в сливной 11.
§ 90. УХОД ЗА РУЛЕВЫМ УПРАВЛЕНИЕМ
Механизм рулевого управления является одним из ответст-
венных агрегатов колесного трактора. Надежность и продолжи-
тельность работы механизма во многом зависят от ухода, кото-
рый заключается в систематической очистке от грязи и проверке
креплений деталей, в своевременной смазке рулевой передачи
и всех шарнирных соединений, в периодической проверке и регу-
лировке элементов механизма рулевого управления, в том числе
и свободного хода рулевого колеса (у тракторов «Беларусь»
МТЗ-50 и МТЗ-52 свободный ход рулевого колеса должен быть
не более 30°).
171
Глава 20. ОРГАНЫ УПРАВЛЕНИЯ ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
§ 91. ПРИВОД УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМОМ ПОВОРОТА
Привод управления представляет собой устройство, при по-
мощи которого осуществляется включение и выключение того-
или иного механизма трактора. Применяемые приводы в зави-
симости от источника энергии, используемого для управления,
делятся на: 1) приводы непосредственного действия (использо-
вание мускульной силы человека); 2) приводы с усилителями,
когда управление механизмом полностью или частично осуще-
ствляется за счет постороннего источника энергии.
Привод непосредственного действия. Приводы непосредствен-
ного действия могут быть механические, когда управление меха-
низмом производится через систему тяг и рычагов, и гидравли-
ческие, когда необходимое усилие для управления механизмом
передается через жидкость, заключенную в систему трубопрово-
дов и цилиндров. Механические приводы управления как более
простые по устройству и более надежные в работе получили на
тракторах преимущественное распространение.
Привод управления механизмами трактора Т-74 относится
к механическим приводам. Для управления муфтами поворота,
тормозами и муфтой сцепления трактора служат рычаги и педа-
ли, расположенные в кабине водителя. Рычагами 2 и 3
(рис. 98, а) включают и выключают муфты поворота, педалями
4 и 5 — тормоза, а педалью 1 — муфту сцепления. Механизм
управления смонтирован на трубчатом валу 6, качающемся на
двух самоустанавливающихся опорах. Ступицы рычагов 2 и 7
имеют разрезы и жестко закреплены на трубчатом валу шпон-
ками и стяжным болтом. Остальные педали и рычаги могут сво-
бодно на латунных втулках качаться на том же валу. Осевое их
перемещение ограничено распорными втулками. При повороте
трактора, например влево, перемещают рычаг 2 к себе, который
с помощью тяги 8 и рычага 9 поворачивает отводящий рычаг 12
и отводку 11. Отводка 11, двигаясь вправо, оттягивает нажим-
ной диск 10, при этом диски размыкаются, и муфта выклю-
чается.
Привод с усилителями. Усилители служат для облегчения
управления трактором. По конструкции усилители могут быть
механические, пневматические, вакуумные, гидравлические, элек-
трические и смешанные. В тракторах ДТ-75, ДТ-75М для управ-
ления муфтой сцепления применен механический замыкающий
рычажно-пружинный механизм (сервомеханизм). На оси крон-
штейна 17 (рис. 98, б), прикрепленного к раме трактора, наса-
жен двуплечий рычаг 16. К длинному плечу этого рычага при-
соединена пружина 14. Другой конец пружины закреплен на оси
рамы трактора. Короткое плечо рычага 16 тягой 15 соединено
с рычагом 13. Когда муфта сцепления включена, пружина 14,
172
воздействуя на длинное плечо рычага 16, через тягу 15 удержи-
вает рычаг 13 в крайнем заднем положении. Для выключения
муфты сцепления рычаг 13 перемещают вперед. Тяга 15 при
этом повернет рычаг 16 назад, растягивая пружину 14. После
прохода мертвой точки, когда линия действия пружины зайдет
за ось качания двуплечего рычага, пружина начнет сжиматься,
способствуя выключению муфты.
Усилия, развиваемого пружиной 14, оказывается достаточно,
чтобы удержать муфту в выключенном состоянии. В тракторах
Т-130 и Т-100М для управления муфтами поворота применен
гидроусилитель, принцип работы которого состоит в следующем:
при перемещении рычага 18 (рис. 98, в) золотник 19 передви-
гается вправо и соединяет нагнетательный трубопровод от мас-
ляного насоса с рабочим пространством цилиндра 22. Масло
под давлением подается насосом под поршень 3 рабочего ци-
линдра 22, в котором перемещается поршень, воздействуя на
привод управления муфтой поворота. При возвращении рычага
18 в исходное положение золотник 19 сообщает полость рабочего
цилиндра 22 со сливной трубкой, масло вытекает из цилиндра,
и муфта выключается. При этом поршень 20 силового цилиндра
под давлением пружины 21 возвращается в исходное положение.
Сервомеханизм снижает усилие на рычагах управления при вы-
ключении муфты поворота с 25 до 2—4 кГ.
§ 92. РЕГУЛИРОВКА СВОБОДНОГО ХОДА
МЕХАНИЗМА УПРАВЛЕНИЯ МУФТАМИ ПОВОРОТА
В процессе эксплуатации устанавливаемый на заводе необхо-
димый свободный ход рычагов управления муфтами поворота
постепенно изменяется, что является результатом износа фрик-
ционных накладок дисков, а также износа и деформации дета-
лей привода. Недостаточный свободный ход или полное отсутст-
вие его приводит к неполному включению муфт поворота и к уси-
ленному износу дисков. Увеличенный свободный ход приводит
к неполному выключению муфт поворота, в результате чего за-
трудняется поворот трактора и усиливается износ деталей. По-
этому необходимо периодически проверять величину свободного
хода и в случае необходимости регулировать до требуемых пре-
делов. Свободный ход рычагов проверяют линейкой на уровне
рукоятки. Нормальная величина свободного хода рычагов управ-
ления муфтами поворота у трактора Т-38М составляет 40—
60 мм, у трактора Т-74 — 60—90, у тракторов Т-130 и Т-100М —
135—165 мм. Свободный ход рычагов тормозов планетарных
механизмов трактора ДТ-75 — 60—80 мм. Регулировка свобод-
ного хода достигается изменением длины соединительных тяг
или толкающих штанг и при помощи регулировочных приспособ-
лений.
174
Глава 21. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
§ 93. ОСТОВ ТРАКТОРА
Остов трактора является основанием, на котором устанавли-
вают все агрегаты трактора, а также основное и дополнительное
его оборудование. В зависимости от устройства остова тракторы
бывают рамной, полурамной и безрамной конструкции. Рамными
тракторами называются такие, у которых остов представляет
собой раму, склепанную или сваренную из прокатных или штам-
пованных балок. Рама трактора позволяет осуществить принцип
агрегатной сборки и облегчает монтаж и демонтаж отдельных
механизмов трактора в условиях эксплуатации. К рамным от-
носятся тракторы ДТ-75, ДТ-75М, Т-74. На рис. 99, а показано
устройство рамы трактора ДТ-75. В полурамных тракторах остов
состоит из полурамы, прикрепленной к отливкам корпусов агре-
гатов, соединенных между собой фланцами при помощи болтов.
К полурамным тракторам относятся тракторы Т-4, Т-4М, «Бела-
русь», Т-100М, Т-40, Т-40А. Остов трактора «Беларусь»
(рис. 99, б) образован соединенными между собой полурамой
3, корпусом 2 муфты сцепления и корпусом 1 коробки передач
и заднего моста. Полурама трактора состоит из двух продольно
расположенных лонжеронов 4 и переднего бруса 5, связывающе-
го эти лонжероны между собой. В безрамных тракторах назна-
чение рамы выполняют корпусы отдельных агрегатов (в том
числе и картер двигателя), соединенные между собой болтами.
К безрамным тракторам относятся тракторы ДТ-25, Д-20.
§ 94. РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
К рабочему оборудованию трактора относят устройства, с по-
мощью которых реализуется мощность трактора для выполнения
различных работ. Такими устройствами являются: прицепное
и навесное приспособления, вал отбора мощности и приводной
шкив.
Прицепное устройство. Тракторы общего назначения боль-
шей частью используют как тягачи для буксирования сельско-
хозяйственных машин и орудий. Для этой цели тракторы снаб-
жают прицепными устройствами. Прицепные устройства тракто-
ров позволяют регулировать положение точки прицепа как
в горизонтальной, так и в вертикальной плоскости.
Жесткое прицепное устройство тракторов Т-130 и Т-100М
маятникового типа состоит из стальной скобы 8 (рис. 100, а),
укрепленной на кронштейнах 9 и 7, серьги 3, шарнирно закреп-
ленной одним концом на оси 2 в переднем кронштейне Д и шты-
рей 4 и 6, удерживаемых на серьге замками 5. На тракторах
Т-38М, Т-40 и Т-40М при использовании их с прицепными ору-
диями к концам продольных тяг 13 (рис. 100, б) навесного
175
176
механизма присоединяется при помощи
пальцев 12 прицепная скоба 10, на которой
устанавливается прицепная серьга 11.
Вал отбора мощности. Для привода в
движение рабочих органов сельскохозяй-
ственных машин служит вал отбора мощ-
ности, который может иметь зависимый,
частично независимый, полностью незави-
симый и синхронный привод. При зависи-
мом приводе вал отбора мощности соеди-
няется с одним из валов коробки передач.
В этом случае вал отбора мощности вра-
щается только при включенной муфте сцеп-
ления. Вал отбора мощности с зависимым
приводом применяют на тракторах Т-74,
Т-38М, «Беларусь» МТЗ-50 и МТЗ-52. При
частично независимом приводе увеличива-
ется гибкость управления агрегатом и обе-
спечивается возможность останавливать и
трогать трактор с места без остановки ра-
бочих органов машины. Полностью незави-
симый привод, кроме того, допускает пре-
кращение движения рабочих органов ма-
шины без остановки трактора. Как частич-
но независимый, так и полностью незави-
симый вал отбора мощности подключается
к двигателю помимо муфты сцепления. Их
включают и выключают при помощи специ-
альных муфт или планетарных меха-
низмов.
Вал отбора мощности с синхронным
приводом подключается к силовой передаче
после коробки передач. Вращается он со
скоростью, пропорциональной скорости вра-
щения ведущего колеса трактора. По рас-
положению на тракторе валы отбора мощ-
ности могут быть задние, передние и боко-
вые. Для агрегатирования приводных ма-
шин и орудий с любым трактором число
оборотов вала отбора мощности при номи-
нальном числе оборотов двигателя в соот-
ветствии с ГОСТом 3480—58 должно со-
ставлять 540 ± 10 обIмин. Вал отбора мощ-
ности трактора ДТ-75 имеет полностью не-
зависимый привод, получает движение от
коленчатого вала, минуя муфту сцепления,
трансмиссию. На рис. 101 показано устрой-
ство вала отбора мощности трактора ДТ-75.
12 Заказ 848
177
Рис. 100. Прицепные устройства тракторов:
а — Т-130; б — Т-38М
*
Рис. 101. Вал отбора мощности трак-
тора ДТ-75
Вал отбора мощности состоит из одноступенчатого редукто-
ра, многодисковой фрикционной муфты непостоянно замкнутого
типа, зубчатой муфты и механизма управления.
Приводной шкив. Он служит для использования мощности
двигателя трактора при работе в стационарных условиях. При-
вод к шкиву и его расположение на тракторе бывают различны-
ми и определяются расположением основных механизмов трак-
тора. Приводной шкив включается в трансмиссию после муфты
сцепления, что позволяет останавливать шкив выключением муф-
ты сцепления.
§ 95. УХОД ЗА МЕХАНИЗМАМИ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ
Уход за валом отбора мощности и приводным шкивом заклю-
чается в своевременной проверке уровня масла и доливке его
в картер редуктора, замене отработанного масла с промывкой
корпуса редуктора дизельным топливом или керосином. Шли-
цевые хвостовики вала отбора мощности должны быть закрыты
защитными колпаками, снимаемыми только в случае использова-
ния вала. Включать и выключать зависимый вал отбора мощно-
сти необходимо только при полностью выключенной муфте
сцепления или остановленном двигателе.
Глава 22. НАВЕСНАЯ СИСТЕМА
За последние годы широкое распространение в сельском хо-
зяйстве получили навесные машины и орудия (в дальнейшем
для краткости изложения навесные орудия также называются
условно навесными машинами). Навесные машины обладают
многими преимуществами перед прицепными. Они на 30—35%
легче и проще прицепных машин того же назначения, обслужи-
ваются одним трактористом, имеют большую транспортную ско-
рость, требуют меньшей поворотной полосы на концах поля
и благодаря лучшей маневренности на 8—10% производитель-
нее прицепных машин.
§ 96. НАЗНАЧЕНИЕ И УСТРОЙСТВО НАВЕСНОЙ СИСТЕМЫ
Тракторы для работы с навесными машинами оборудуют
специальными устройствами, называемыми навесными система-
ми. Различают едино- и раздельноагрегатные навесные системы.
Единоагрегатные навесные системы вследствие своей неунивер-
сальности полностью вытеснены раздельноагрегатными навесны-
ми системами. Раздельноагрегатная навесная система трактора
состоит из насоса 1 (рис. 102), масляного бака 3, распределите-
ля 2, основного силового цилиндра 4, выносных цилиндров (на
схеме не показаны), соединительных шлангов 5 и 6 с разрывны-
ми муфтами и механизма навески.
180
5 клевому выносному
цилиндру
Рис. 102. Раздельноагрегатная навесная
система
§ 97. ЭЛЕМЕНТЫ РАЗДЕЛЬНОАГРЕГАТНОЙ НАВЕСНОЙ СИСТЕМЫ
Насос. В навесных системах отечественных тракторов приме-
няются следующие модели шестеренных насосов НШ-32Д,
НШ-46В, НШ-32У, которые отличаются друг от друга своей
Рис. 103. Насос (а) и распределитель (б)
производительностью. Насос состоит из алюминиевого корпуса 6
(рис. 103, а), закрываемого крышкой 10 с сальником 2, ведущего
4 и ведомого 8 валов, изготовленных за одно целое с шестерня-
182
ми, и сальника 1. Валы 4 и 8 установлены на плавающих втул-
ках 3, 5,7 и 9.
Распределитель. Он служит для направления потока масла из
насоса в силовые цилиндры или на перепуск, а также для авто-
матического переключения системы на холостой ход по оконча-
нии рабочей операции. Распределитель состоит из литого кор-
пуса 11 (рис. 103, б), в котором установлены три золотника 12
и два клапана — перепускной 19 и предохранительный 20. Каж-
дый золотник управляет одним цилиндром двустороннего дейст-
вия. Золотники могут быть установлены в четырех положениях:
«нейтральное», «подъем», «опускание» и «плавающее». В ней-
тральном положении масло, подаваемое насосом, перепускается
через распределитель в бак, и машина удерживается на задан-
ной высоте, так как обе полости цилиндра закрыты. Подъем
и опускание машины происходят при сообщении нагнетательной
полости распределителя с соответствующей полостью цилиндра.
В положении «плавающее» обе полости цилиндра соединены че-
рез сливную магистраль распределителя с баком. Поршень сво-
бодно перемещается внутри силовых цилиндров, обеспечивая
копирование рельефа почвы рабочими органами машины. Все
четыре положения золотника определяются специальными фик-
саторами 14. В положении «подъем» или «опускание» один из
пружинных фиксаторов 14 заходит в кольцевой паз, образован-
ный на стыке втулок 16 и 17, и удерживает золотник в заданном
положении. Золотник удерживается до тех пор, пока поршень
в цилиндре не дойдет до упора в крайнем верхнем или нижнем
положении.
Вследствие упора поршня при непрекращающейся подаче
масла давление в системе повышается до 105—115 кГ/см2. Мас-
ло давит на шарик 13, который перемещает толкатель 18 (бу-
стер). Толкатель, в свою очередь, перемещает втулку 17 и вы-
жимает фиксатор 14 из кольцевого паза: при этом действием
пружины 15 золотник автоматически возвращается в нейтраль-
ное положение. Положение «плавающее» фиксируется, когда
фиксатор 14 заходит за бурт втулки 16. Из этого положения зо-
лотник выводится вручную. Управление золотниками осуществ-
ляется тремя рукоятками, выведенными в кабину водителя. Пре-
дохранительный клапан 20 предохраняет гидросистему от поло-
мок при аварийном возрастании давления. Он отрегулирован на
давление 130—135 кГ1см2.
Силовые цилиндры. На тракторе применяют следующие си-
ловые цилиндры двойного действия: основной цилиндр, обычно
устанавливаемый с механизмом навески, и два выносных цилинд-
ра несколько меньшего диаметра. Конструкции основного и вы-
носного цилиндров одинаковы. На рис. 104 показано устройство
силового цилиндра.
Масляный бак. Он представляет собой емкость для рабочей
жидкости, питающей гидросистему трактора. Бак 5 (рис. 105, а)
183
Рис. 105. Масляный бак и арматура:
а — масляный бак; б — запорное устройство; в — разрывная муфта
184
состоит из двух сваренных между собой штампованных половин.
В заливной горловине установлен сетчатый фильтр 4 и щуп 1 для
замера уровня масла в баке. Фильтрующий элемент 3 фильтра 4
составлен из отдельных дисков, уложенных в пакет. Каждый
диск состоит из металлического каркаса с каркасной сеткой, на
которой закреплена фильтрующая сетка. В корпусе фильтра
предусмотрен клапан 2, который при засорении фильтра пропус-
кает масло в бак нефильтрованным.
Трубопроводы. Масляный бак, насос, распределитель и сило-
вые цилиндры соединены между собой стальными трубопрово-
дами и гибкими шлангами низкого и высокого давления. На
всех отводах к силовым цилиндрам гибкие шланги снабжены за-
порными устройствами (клапанами, рис. 105, б), предотвраща-
ющими вытекание масла из шлангов при их разъединении. Ра-
бота запорного клапана состоит в том, что с помощью пружин
шарики при отвинчивании накидной гайки запирают выходные
отверстия, а при навинчивании обеспечивают свободный проход
маслу.
Раздельноагрегатные навесные системы дополнительно осна-
щаются разрывными муфтами (рис. 105, в), которые использу-
ют для соединения шлангов от трактора с силовыми цилиндра-
ми, установленными на прицепных машинах и орудиях. При
обрыве буксируемых машин разрывные муфты разъединяются
от усилия 20—25 кГ, предохраняя шланги от разрыва. Разрыв-
ные муфты так же, как и запорные клапаны, при разъединении
предотвращают вытекание масла из системы.
Механизм навески. Он служит для сцепки навесных машин
и орудий с трактором и обеспечения положения машины (ору-
дия) в почве. Механизм навески трактора ДТ-75М (рис. 106)
расположен в задней части трактора и выполнен на двух- или
трехточечной схеме. На верхней оси 3 (рис. 106, а) механизма
навески, закрепленной бугелями в головках стоек 2, на втулках
размещен полый вал 15 с двумя подъемными рычагами 7. Кон-
цы подъемных рычагов шарнирно соединены с раскосами 8,
Нижние вилки 9 раскосов соединены шарнирно с телескопиче-
скими нижними продольными тягами 10. Внутренние концы ниж-
них продольных тяг 10 соединены шарнирно с боковыми голов-
ками, закрепленными на нижней оси 11. Нижняя ось 11 закреп-
лена бугелями в задних кронштейнах лонжеронов рамы.
К задней оси 12, закрепленной в кронштейнах рамы тракто-
ра, присоединен шарнирно силовой цилиндр 1, шток которого
соединен пальцем с рычагом 6, закрепленным на верхнем валу.
К цапфам муфты 14, установленной на верхнем валу, при помо-
щи вилки присоединена центральная тяга 5 с двумя амортиза-
ционными пружинами 4. Для устранения раскачивания навес-
ного орудия в транспортном положении продольные тяги соеди-
няют с кронштейнами нижнего вала ограничительными цепями
13. Нижние продольные тяги 10 могут быть присоединены внут-
185
3
4
5
Рис. 106. Схема механизма
а — трехточечная;
186
ренними концами к головкам нижней оси рамы навесного меха-
низма в двух точках (рис. 106, а) или в одной точке (рис. 106, б).
В первом случае обеспечивается трехточечная схема присоеди-
нения к трактору орудия, а во втором — двухточечная.
На тракторе Т-74 применяется раздельноагрегатная навес-
ная система, имеющая в основном такое же устройство, как и на-
весная система трактора ДТ-75М, и унифицированная с ней по
ряду узлов.
$ 98. УХОД ЗА МЕХАНИЗМАМИ ГИДРОСИСТЕМЫ
Уход за механизмами гидросистемы заключается в основном
в наблюдении за тем, чтобы не было течи масла через уплотне-
ния и штуцерные соединения, в своевременной доливке и замене
масла, промывке фильтра. При работе трактора без использо-
вания гидросистемы насос следует отключить. Уход за механиз-
мом навески состоит в смазке втулок поворотного вала, периоди-
ческом подтягивании резьбовых соединений и проверке состоя-
навески трактора ДТ-75М:
б — двухточечная
187
ния резьбы раскосов, центральной тяги и стяжек цепи. В табл. 11
дана краткая техническая характеристика раздельноагрегатных
навесных систем отечественных тракторов.
Таблица И
Краткая техническая характеристика раздельноагрегатных навесных систем
отечественных тракторов
Показатель Трактор
Т-100М, Т-100 Т-74 ДТ-75, ДТ-75М Т-38М «Беларусь» МТЗ-50, МТЗ-52 Т-40, Т-40А
Шестеренный на- сос НШ-46В НШ-46Д НШ-46Д НШ-32Д НШ-32У НШ-32У
Число оборотов приводного вала в минуту . . . 1625 1625 1480 1510
Вес насоса в кг 7,4 7,4 7,4 6,65 6,65 6,65
Золотниково-кла- панный распре- делитель . . . Р-75-ВЗ Р-75-ВЗ} Р-75-ВЗ Р-40/75Б Р-40/75Б Р-40/75Б
Давление сраба- тывания предо- хранительного клапана зкГ!см2 130-135 130-135 130—135 130-135 130 130
Основной силовой цилиндр: диаметр в мм 140(100) 110 НО 110 ПО ПО
ход поршня в мм . . . 250 (730) 250 250 250 250 250
допустимая на- грузка вкГ 15 000 9000 9000 7500 7500 7500
вес в кг ... —- 31 31 20 20 20
Выносной силовой цилиндр двой- ного действия: диаметр в мм 75 75 75 75 75
ход поршня в мм . . . 200 200 200 200 200
допустимая нагрузка в кГ 5000 4000 4000 4000 4000 4000
Тип механизма навески . . . . Шарнир- Шарнирн о-рычаж- Шар! 1ИрНО-рЫЧ2 1ЖНЫЙ,
но-ры- ныи с переналад- трехточечная схема
чажный кой на двух- и трехточечную схему
Примечания: 1. Наибольшее рабочее давление в системе 100 кГ1см2, давление
срабатывания автомата золотника 105—115 кГ[см2. 2. Рабочая жидкость — дизельное мас-
ло: летом Дп-11, зимой Дп-8. 3. Направление вращения вала насоса левое.
4. Все распределители трехзолотниковые четырехпозиционные. 5. Вес распределителей
13,5 кг. 6 Диаметр основного силового цилиндра ЦС-100 двойного действия ПО мм, ход
поршня 250 мм.
188
РАЗДЕЛ II
ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ
ДВИГАТЕЛЯ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Глава 23. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ
$ 1. ИДЕАЛЬНЫЕ (ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ) ЦИКЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
В поршневых двигателях внутреннего сгорания процессы сго-
рания топлива и превращения полученной при этом тепловой
энергии в механическую работу происходят внутри цилиндра.
Часть теплоты, выделившейся при сгорании топлива, согласно
второму закону термодинамики неизбежно передается холодно-
му источнику теплоты и не может быть преобразована в механи-
ческую работу. Этот вид потерь теплоты является неустранимым
и единственным для идеального цикла двигателя. В реальных
двигателях кроме этих неустранимых потерь возникают допол-
нительные, неучитываемые вторым законом термодинамики теп-
ловые потери, которые зависят от конструктивных особенностей,
регулировочных параметров и могут быть сокращены путем бо-
лее рациональной организации рабочего процесса.
Исследование идеальных циклов позволяет определить наи-
больший с термодинамической точки зрения к. п. д. для данного
типа двигателя. Путем сопоставления значений к. п. д. действи-
тельного и идеального циклов можно оценить, насколько полно
используется теплота, вводимая в цилиндры реального двигате-
ля, и наметить пути повышения его экономичности. При рас-
смотрении идеальных циклов в отличие от действительных при-
нимаются следующие допущения:
1. В цилиндре двигателя находится постоянное количество
«одного и того же несменяемого рабочего тела (идеального газа),
которое совершает замкнутый, обратимый цикл. При этом, еле-
цовательно, отсутствуют процессы впуска и выпуска и связанные
с ними механические и гидравлические (насосные) потери, не-
избежные в реальном двигателе.
2. Процессы сжатия и расширения происходят адиабатно,
т. е. без тепловых потерь, связанных с теплообменом между
газами и стенками цилиндров. Трение между поршнями и ци-
линдрами отсутствует.
3. В цилиндре двигателя не происходит сгорания топлива,
г теплота к рабочему телу подводится извне от горячего источ-
189
ника в зависимости от особенностей цикла: либо при постоянном
объеме, либо частично при постоянном объеме и постоянном дав-
лении, либо только при постоянном давлении. Отвод тепла в хо-
лодильник у двигателей без газотурбинного наддува происходит
мгновенно в н. м. т.
4. Теплоемкость газа, находящегося в цилиндре, считается
постоянной и неизменяющейся с изменением температуры.
Для поршневых двигателей практическое значение имеют три
идеальных цикла, различающиеся между собой условиями про-
цесса сообщения теплоты рабочему телу.
1. Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (при
V = const) является идеальным циклом для двигателей с при-
нудительным зажиганием (карбюраторных, газовых и калори-
заторных).
2. Цикл с подводом теплоты при постоянном давлении (р =
= const) является идеальным циклом для компрессорных дизе-
лей, которые с конца двадцатых годов не строятся.
3. Смешанный цикл с подводом теплоты частично при посто-
янном объеме в количестве Qj и частично при постоянном дав-
лении в количестве (Заявляется идеальным циклом для совре-
менных быстроходных дизелей.
Параметрами циклов являются: степень сжатия 8, степень
повышения давления %—отношение максимального давления
цикла pz к давлению в конце сжатия рс; степень предваритель-
ного расширения р — отношение объема Vz в конце подвода
теплоты к объему в конце сжатия Vc; степень последующего рас-
ширения 6 — отношение объема в конце расширения Va к объ-
ему в конце подвода теплоты
На рис. 107 приведены индикаторные диаграммы идеальных'
циклов для двигателей, работающих без газотурбинного надду-
ва. По вертикальной оси диаграммы откладывается в масштабе
абсолютное давление газов в цилиндре р в кГ)см2, а по горизон-
тальной — объем газа над поршнем V в м3. Изменение объема
в цилиндре происходит в результате движения поршня от в. м. т.
к н. м. т и обратно, поэтому отложенные по горизонтальной
оси отрезки от в. м. т. соответствуют величине перемещения
поршня.
Термический к. п. д. цикла тц характеризует его экономич-
ность и представляет собой отношение количества теплоты, пре-
образованной в механическую работу, к количеству теплоты, под-
веденной к рабочему телу:
_ Qi 0.2 __1 Q2
—г;
где Qi и Q2 — соответственно подведенное и отведенное количе-
ство теплоты. Приведенное выражение для уста-
новления характера и степени влияния парамет-
190
ров цикла на величину гр можно преобразо-
вать для смешанного идеального цикла двигателя,,
работающего без газотурбинного наддува:
Qi = Qi + Q1 = Су(Тг.-Тс) + Ср(Тг-Тг,);
Рис. 107. Индикаторные диаграммы идеальных циклов:
а — смешанного; б — при V = const; в — при р = const
где Ср и Су — теплоемкости соответственно
постоянном
Тс, Tz, Tz
при
давлении и постоянном объеме, а Та,
и Тъ — соответственно абсолютные температуры
в точках а, с, z', z и b диаграммы смешанного
цикла. Используя известные термодинамические
соотношения между параметрами состояния га-
за для изохорного и адиабатного процессов, вы-
ражаем температуры газов в точках а, с, z', z
и b через температуру Та, т. е.
= Tasfi-1; Тг> = ЬТС = ;
^ = 7'2ф = ХР7’а8*-1;
=%pTa8ft-1 = lTep*.
k-\
8*"1
Подставляя полученные значения температур в выражение
для гр и зная, что показатель адиабаты k = CPICVr получим
-1 1 Xpft—1 m
^смеШ • X_1+U(p_1)i • k >
1$И,
Для цикла с подводом тепла при V = const, р = 1. Прирав-
няв в выражении (1) величину р единице, получим выражение
для термического к. п. д. цикла с подводом тепла при
V = COnst, T|f ПрИ y=const ~ 1 • (2)
Приравняв в выражении (1) величину К единице, получим
выражение для термического к. п. д. цикла с подводом тепла при
р = const:
Как видно из формул (1—3), идеальных циклов с подво-
дом теплоты при V = const зависит только от степени сжатия е
и показателя адиабаты k, а для смешанного идеального цикла
от величин еД, р и k.
Второй множитель, отличающий формулу (1) от формулы
(2), больше единицы, следовательно, при одном и том же значе-
нии 8 более высокий к. п. д. получается в цикле с подводом
тепла при V = const, а при увеличении 8 тр всех трех циклов
увеличивается, при этом наиболее быстро для цикла с подводом
тепла при V = const.
Повышение степени сжатия выгодно, но для карбюраторных
двигателей допустимые значения 8 ниже, чем для дизелей, из-за
появления преждевременных вспышек и детонации топлива, по-
этому практически и величина т]г для них также меньше.
Для смешанного цикла при одних и тех же значениях 8 и ко-
личествах подведенной теплоты Q термический к. п. д. увеличи-
вается с возрастанием к и уменьшением р. Но при этом увели-
чиваются значения Tz и pz, т. е. тепловая напряженность и на-
грузка на основные детали двигателя, поэтому в современных
быстроходных дизелях К= (1,44-2,0). Практическая экономич-
ность двигателя зависит от тех же основных факторов, что и те-
оретическая, т. е. от г]/, 8, % и р.
Степени сжатия имеют следующие значения: для дизелей
•с наддувом 8=12-4- 16, без наддува >8=15 4- 18; для карбюра-
торных двигателей 8 = 6,04 11.
<§ 2. ИДЕАЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ГАЗОТУРБИННЫМ НАДДУВОМ
В двигателях с газотурбинным наддувом устанавливается
газовая турбина с компрессором, работающая на продуктах сго-
рания (выпускных газах), удаляемых из цилиндров двигателя.
Компрессор, приводимый в движение газовой турбиной, подает
в цилиндры двигателя воздух повышенного по сравнению с ат-
мосферным давления. Возможны две схемы использования
энергии выпускных газов двигателя в газовой турбине: с им-
192
пульсной газовой турбиной и турбиной постоянного дав-
ления.
Импульсная газовая турбина. Она работает при переменном,
постепенно понижающемся давлении газов с использованием ки-
нетической энергии истечения их из цилиндров. В этом случае
объем трубопровода между цилиндром и турбиной должен быть
минимальным.
Индикаторная диаграмма идеального цикла с импульсной
турбиной показана на рис. 108, а, где линия Оа—адиабатное
сжатие воздуха в компрессоре, bf — одновременное расширение
Рис. 108. Индикаторные диаграммы идеальных циклов двигателей
с газотурбинным наддувом:
а — с импульсной турбиной; б — с турбиной постоянного давления
газов в цилиндре двигателя и в турбине с использованием кине-
тической энергии их истечения, fo — отвод теплоты Q2 при р =
= const, заменяющей собой выпуск газов из турбины в атмосфе-
ру. Термический к. п. д. цикла для этого варианта
1
. k рА?-1
ть = 1------------------------,
е4-1 А,-1+Н(р-1)
где «о — общая степень сжатия, равная произведению степени
сжатия в компрессоре ек на степень сжатия в цилиндре
двигателя ®;
В дизелях применение импульсной турбины позволяет уве-
личить к. п. д. на 5—6%, при этом давление наддува рк не пре-
вышает 1,6—1,7 кГ/см2.
13 Заказ 848 193
Турбина постоянного давления. Она работает так, что отра-
ботавшие газы из цилиндров двигателя поступают в общий
сборник — коллектор, а затем в газовую турбину, в которой
происходит дополнительное расширение газов на рабочих лопат-
ках и после этого выпуск в атмосферу. Таким образом, давле-
ние газов перед турбиной поддерживается приблизительно посто-
янным. Индикаторная диаграмма для этого варианта показана
на рис. 108, б, где линия оа — предварительное сжатие воздуха
в компрессоре; Ьа — отвод теплоты Q2 при V = const, заменяю-
щий процесс выпуска газов из цилиндров; аг—подвод того же
количества тепла Q2 к турбине при р = const; rf — расширение
газов на лопатках турбины; fo — отвод теплоты Q2 при р =
= const, заменяющий выпуск газов из турбины. Термический
к. п. д. цикла с этой установкой
-----!----------------
6*-‘ Х-Ц-Щр-1)
несколько ниже, чем ф установки с импульсной газовой тур-
биной.
§ 3. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ РАБОЧИЙ ЦИКЛ
И ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА ДИЗЕЛЯ
Периодически повторяющаяся совокупность процессов, про-
исходящих в каждом цилиндре работающего двигателя, назы-
вается действительным рабочим циклом.
На рис. 4 представлены индикаторные диаграммы, характе-
ризующие действительные циклы четырехтактных двигателей:
карбюраторного двигателя (рис. 4, а) и дизеля (рис. 4, б). Дей-
ствительные процессы, происходящие в цилиндрах двигателя,
отличаются от процессов идеальных циклов. Основные отличия
заключаются в следующем.
1. Действительный цикл протекает с потерями части тепла
в систему охлаждения двигателя и окружающую среду. Процес-
сы сжатия и расширения, происходящие при этом, изображают-
ся на индикаторной диаграмме политропами. Идеальные циклы
рассматриваются как происходящие при отсутствии теплообме-
на между газом и внешней средой, т. е. процессы сжатия и рас-
ширения в них являются адиабатными.
2. В действительном цикле процессы впуска и выпуска газов
происходят с гидравлическими потерями и изменением проход-
ных сечений клапанов.
3. Воспламенение рабочей смеси в действительном цикле про-
исходит до прихода поршня в в. м. т., и сгорание происходит не
мгновенно, как в теоретическом цикле, а на протяжении какого-
то очень незначительного отрезка времени при переменных объ-
еме и давлении газов. При этом топливо частично догорает во
194
время процесса расширения. Действительный рабочий цикл дви-
гателя может быть разбит на следующие последовательно про-
текающие и частично перекрывающие друг друга процессы:
впуск, сжатие, сгорание, расширение, выпуск и выталкивание
продуктов сгорания.
Процесс впуска
Коэффициент наполнения и давление газов
в конце процесса впуска. В процессе впуска (рис. 109,
линия га) поршень перемещается от в. м. т. к н. м. т., и через
открытый впускной клапан в
цилиндр поступает свежий за-
ряд: у дизеля — воздух, у кар-
бюраторного двигателя — го-
рючая смесь воздуха с топли-
вом. В процессе впуска ци-
линдр должен заполниться
свежим зарядом наиболее пол-
но, так как при данных разме-
рах и числе оборотов двигате-
ля его мощность и крутящий
момент повышаются с увеличе-
нием веса заряда.
Поршень данного двигате-
ля за ход впуска всегда осво-
бождает один и тот же объем
Рис. 109. Линии выпуска и впуска ин-
дикаторной диаграммы для двигате-
лей:
а — без наддува; б — с наддувом
где D — диаметр цилиндра;
S — ход поршня,
но этот объем может быть за-
полнен разным количеством заряда, которое зависит от давле-
ния ра и температуры Та заряда в конце впуска. Чем выше дав-
ление ра и ниже температура Та, тем больше вес заряда в объе-
ме Vh- Действительный вес Gg заряда, поступающего в цилиндр
в процессе впуска, меньше веса Go, которое теоретически может
поместиться в рабочем объеме Vh цилиндра при давлении ро и
температуре То окружающей среды, так как практически ра < ро
аТа< То.
Степень наполнения цилиндра характеризуется коэффициен-
том наполнения т]у, равным отношению веса Gg (или числа мо-
лей) свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр
двигателя, к теоретически возможному весу Go (или числу мо-
лей) заряда, который мог бы поместиться в объеме Vh при ус-
ловиях состояния его на впуске, т. е. при давлении ро и темпера-
туре То окружающей среды для двигателей без наддува
13* 195
(рис. 109, а), а в случае применения наддува (рис. 109, б) при
давлении рк и температуре Тк после компрессора (перед впуск-
ным клапаном).
Величина Gd может быть определена при испытании двига-
теля по расходу воздуха, а значение Go — по рабочему объему
цилиндра.
Перед началом впуска пространство камеры сгорания Vc за-
полнено остаточными газами, давление рг и температура Тт ко-
торых выше давления р0 и температуры То окружающей среды.
Остаточные газы в начале движения поршня от в. м. т. к н. м. т.
расширяются, и давление их понижается. В пространстве над
поршнем у двигателей без наддува образуется разрежение, под
действием которого свежий заряд поступает в цилиндр двигате-
ля. В двигателях с наддувом при работе на полных нагрузках
обычно давление наддува рк больше давления выпуска рг, по-
этому вместо расширения остаточных газов в начале впуска про-
исходит продувка камеры сгорания свежим зарядом (участок
2—3). Продувка снижает коэффициент остаточных газов и мо-
жет увеличить коэффициент наполнения на 0,02—0,04.
При работе как с наддувом, так и без него, при положении
поршня в н. м. т., давление в цилиндре меньше давления во
впускном трубопроводе, а впускной клапан полностью закры-
вается с запаздыванием, т. е. после прохода поршнем н. м. т.
(точка 4). При этом воздух, движущийся во впускном канале
перед приходом поршня в н. мГ т. с большой скоростью, может
поступать в цилиндр еще некоторое время не только под дейст-
вием разности давлений, но и под действием сил инерции. Про-
цесс поступления воздуха в цилиндр после прихода поршня
в н. м. т. называется дозарядкой цилиндра, величина которой
оценивается коэффициентом фь
При отсутствии наддува давление ра заряда в конце впуска
всегда меньше давления р0 окружающей среды. Давление в ци-
линдре во время впуска меняется. Наибольшее разряжение по-
лучается при максимальной скорости поршня, т. е. около сере-
дины хода поршня. К концу впуска вследствие снижения скоро-
сти поршня и динамического напора давление в цилиндре
несколько повышается.
Разность давлений р0— ра = Ара равна сумме всех гидрав-
лических сопротивлений впускной системы. С увеличением гид-
равлических сопротивлений системы впуска уменьшается давле-
ние заряда в конце впуска, а следовательно, вес заряда и коэф-
фициент наполнения. Гидравлические сопротивления впускной
системы складываются из сопротивлений проходу воздуха через
воздухоочиститель, впускные трубопроводы и щель открытого
впускного клапана. Гидравлическое сопротивление воздухоочи-
стителя зависит от его типа и технического состояния. Сопро-
тивление трубопроводов зависит от их длины, сечения, шерохо-
ватости стенок, числа колен и их радиусов. Гидравлическое
196
сопротивление увеличивается пропорционально квадрату скоро-
сти прохождения заряда, которая зависит от площади проход-
ных сечений, размеров цилиндра и скорости движения поршня
(числа оборотов двигателя п). Существенное влияние на вели-
чину ра оказывают фазы газораспределения и соответствие этих
фаз данному числу оборотов.
Гидравлическое сопротивление впускной системы у карбюра-
торных двигателей больше, чем у дизелей, из-за наличия диффу-
зора, а также дроссельной и воздушной заслонок карбюратора.
Кроме того, у карбюраторных двигателей на значение ра влияет
степень открытия дроссельной заслонки. По мере ее прикрытия
давление ра снижается. Величина Дра у двигателей без наддува
находится в пределах (0,10—О,25)ро, у двигателей с наддувом
Дра = (0,05 ч- 0,10) рк. Большие значения относятся к карбюра-
торным двигателям, а меньшие — к дизелям.
Температура газов в конце впуска и коэффи-
циент остаточных газов. Свежий заряд, поступающий
в цилиндр двигателя, смешивается с оставшимися в камере сго-
рания от предыдущего цикла остаточными газами, температура
которых Тг > То. В результате этого смешения температура за-
ряда несколько повышается. Кроме того, заряд нагревается на
величину ДТ от соприкосновения его с горячими стенками ци-
линдра, поршня, головки цилиндров, впускных каналов и клапа-
на. Повышение температуры заряда от То до Та так же, как и
понижение давления от ро до ра, приводит к уменьшению удель-
ного веса заряда, а следовательно, и коэффициента наполнения.
Для четырехтактных дизелей ДТ = 10 4- 25° К. Для четырех-
тактных карбюраторных двигателей ДТ = 10-4-45° К. Большие
значения ДТ относятся к дизелям с разделенной камерой сгора-
ния. Для дизелей с наддувом ДТ = 3 -4- 10° К.
Коэффициентом остаточных газов называют отношение числа
молей Мг остаточных газов к числу молей М3 свежего заряда:
у = Мг/Мд.
Этот коэффициент определяет степень загрязненности возду-
ха, заполняющего цилиндр в конце впуска, остаточными газами.
Из характеристических уравнений состояния газа, находящегося
в камере сгорания в конце выпуска, prVa = 848 MrTr и для све-
жего заряда роУ/ГИт = 848 М3Т0, откуда находим соответственно
количество молей остаточных газов Мг и свежего заряда
848ТГ 3 848Г0
После подстановки и сокращения получаем
V = Mr _ РгУс • 848То _ 1 1 Рг То /л \
7 М3 MSTfrV'jiv Пу ' e-i ‘ р0 ’ Tr ’ V '
где е — степень сжатия, a VJVh = —-—.
8— 1
197
При полной нагрузке у существующих четырехтактных дизе-
лей у = 0,03 4- 0,06, у карбюраторных двигателей у = 0,06 4- 0,16
и при работе двигателя на малых нагрузках у может увеличи-
ваться до 0,4—0,5.
Температуру заряда Та в конце впуска определяют из урав-
нения баланса тепла, составленного для молей М3 свежего за-
ряда и молей Мг остаточных газов до их смешения в цилиндре
(левая часть уравнения) и после смешения в конце впуска (пра-
вая часть уравнения):
mCyM3(TQ + АТ) 4- tnCyrMrTг = /иСуа(Л43 + Мт)Та.
Средние мольные теплоемкости свежего заряда mCVi рабо-
чей смеси mCVa с достаточной точностью можно принять равны-
ми между собой, а теплоемкость остаточных газов mCVr не-
сколько выше теплоемкости mCv\
тСуг =tymCy,
где ф — поправочный коэффициент, равный отношению теплоем-
костей остаточных газов и воздуха. Для дизелей при а =
= (1,5 4- 1,8) можно принимать ф = 1,1. После сокращения на
величину mCv разделим все члены уравнения на М3 и, заменив
получим
(То + АТ) + ф?Тг = (1 + у)Та;
+ . (4а)
1 4- у
Для дизелей без наддува Та = 310 -4 330° К, с наддувом —
Та = 310 4- 380° К.
Определение коэффициента наполнения. Из
характеристического уравнения для газа, заполняющего цилиндр
в конце впуска:
рХ = 848(Л43+Я)Т,
находим общее количество молей свежего заряда и остаточных
газов М3 + Мт. Разделив на М3, после сокращения и подстано-
вок значений
Mr Va 8
—— = — -------
М3 Vh 8- 1 ’
получим
М3+Мг _ раУа-Ы8Т0
м3 848rap0Vft4v
198
Решая последнее равенство относительно т]У, получим
_ £ Ра________?о
V 8— 1 ро + У)
где Та(1 + у) = Tq + АТ + фуТг.
Выражения для у с исключением и для с исключением
у находим в результате совместного решения уравнений (4)
И (5):
v = ; (6)
Тг Яра—Рг
_ 1 Wg—^Pr То
И 8-1 ’ Ро ’ Т0 + ДТ ’
С учетом дозарядки для двигателя без наддува
8 Ра Т 0 ।
V 8-1 р0 Т0 + ДТ + л|)у77
Коэффициент дозарядки ф1 находится в пределах
^ = 1,02-^1,06.
Для двигателя с наддувом взамен значений ро и Го подстав-
ляют значения рк и Тк, соответственно давление наддува и тем-
пературу наддувочного воздуха перед двигателем. На коэффи-
циент наполнения влияют также число оборотов п, давление
в конце впуска ра, фазы газораспределения, конструкция и раз-
меры деталей механизма газораспределения и впускного трубо-
провода, величина коэффициента остаточных газов, отношений
prlpa, Ра!рь или ра1рк, величина АТ подогрева свежего заряда от
нагретых поверхностей внутрицилиндрового пространства, а так-
же степень дозарядки. Для карбюраторных двигателей при ра-
боте с полностью открытой дроссельной заслонкой на основном
режиме величина = 0,70 4- 0,85, для дизелей г|у = 0,75 0,90.
Порядок определения параметров процесса
впуска. При тепловом расчете двигателя на основании опыт-
ных данных по уже существующим двигателям задаются значе-
ниями ра, Рг, АТ и Тг. По формуле (6) подсчитывают значения у.
Зная коэффициент остаточных газов у, по формуле (4а) находят
температуру газов Та, а затем по формуле (5) находят коэффи-
циент наполнения rjv. Для четырехтактных быстроходных двига-
телей рг = (1,03-4- 1,20) ро кГ1см?. Для дизелей Тг = 600 4-
4- 800° К, для карбюраторных двигателей Тг = 900 -4- 1100° К.
Наддув. Для повышения мощности двигателя иногда на
нем устанавливают нагнетатель (компрессор), в котором воздух
или горючая смесь сжимается и под давлением выше атмосфер-
ного подается в цилиндры двигателя. При этом процесс впуска
протекает при давлении наддува, превышающим атмосферное
давление. В соответствии с этим весовое наполнение двигателя
19°
свежим зарядом при наддуве увеличивается прямо пропорцио-
нально давлению наддува и обратно пропорционально темпера-
туре воздуха или смеси. Увеличение количества воздуха, посту-
пающего в цилиндры дизеля за один такт впуска, позволяет уве-
личить и дозу впрыскиваемого топлива, а следовательно, повы-
сить мощность двигатёля. Для привода во вращение нагнетателя
на тракторных двигателях обычно используется энергия отрабо-
тавших газов. Для этого на пути движения отработавших газов
из цилиндров двигателя в атмосферу устанавливается односту-
пенчатая газовая турбина, которая вращает расположенный на
одной с ней оси центробежный компрессор. Компрессор подает
из окружающей атмосферы в цилиндры двигателя воздух под
давлением 1,3—1,4 кГ/см2. При этом -газовая турбина и ком-
прессор монтируются на двигатель как один агрегат. Общий
вал газовой турбины и компрессора вращается с угловой ско-
ростью, равной примерно 35000 об/мин, поэтому к вращающимся
деталям и подшипникам агрегата предъявляются высокие тре-
бования в отношении качества изготовления. При расчете
двигателя с наддувом в формулах взамен значений р0 и То под-
ставляют соответственной 'значения: рк— давление наддува
и Тк — температура наддувочного воздуха перед двигателем.
При этом давление остаточных Газов рг обычно принимают
рг = 0,9
Процесс сжатия
Характер протекания процесса сжатия. Такт
сжатия изображается на индикаторной диаграмме линией ас
(см. рис. 113). В процессе сжатия впускной и выпускной клапа-
ны закрыты, и поршень движется от н. м. т. к в. м. т. По мере
увеличения сжатия давление и температура газов внутри ци-
линдра повышаются, а средняя температура стенок цилиндра
при установившемся тепловом режиме двигателя остается
примерно постоянной. В начальный период сжатия температура
газов ниже температуры стенок цилиндра, поэтому газы допол-
нительно нагреваются за счет притока тепла от стенок цилиндра
(рис. ПО). С увеличением сжатия газов и повышением их тем-
пературы теплопередача от стенок цилиндра к газам умень-
шается. В какой-то период времени (примерно точка А) тепло-
обмен между всем объемом газа и стенками отсутствует.
Дальнейшее сжатие (участок кривой слева от точки А) проис-
ходит с отводом тепла от газов к стенкам цилиндра, так как
температура газов выше температуры стенок цилиндра. Тепло-
передача от газов к стенкам в конце такта сжатия несколько
уменьшается вследствие того, что поверхность соприкосновения
газов со стенками внутри цилиндрового пространства постепенно
уменьшается с приближением поршня к в. м. т. Таким образом,
характер теплообмена в процессе сжатия непрерывно изме-
200
няется, и процесс сжатия имеет политропный характер с пере-
менным показателем п, значение которого изменяется в зависи-
мости от изменения теплопередачи от п > k в начале сжатия до
п < k в его конце.
Для упрощения расчета давления рс и температуры Тс
в конце сжатия линию, соответствующую сжатию в действитель-
бмт н.мт V
Рис. 110. Изменение температуры
газов и показателей политропы п,
адиабаты k при сжатии
ном процессе с переменным показателем политропы, заменяют
линией сжатия с условным средним постоянным показателем
политропы ni так, чтобы площадь, ограниченная этой линией
и ординатами конечных точек (с учетом' скруглений), была
примерно равна площади сжатия
действительной индикаторной
диаграммы, снятой с работающе-
го двигателя. В этом случае ра-
бота сжатия при выбранном по-
казателе примерно равна ра-
боте сжатия, определенной по
действительной индикаторной ди-
аграмме.
Данные испытаний показыва-
ют, что показатель п\ имеет раз-
личные значения для разных дви-
гателей и для одного и того же
двигателя изменяется с измене-
нием режима и условий его ра-
боты.
Из термодинамики известно,
что с увеличением теплопередачи от газов к стенкам цилиндра
показатель политропы сжатия уменьшается, а с уменьшением
теплопередачи — увеличивается. Основными факторами, влияю-
щими на показатель пь являются интенсивность охлаждения,
число оборотов коленчатого вала и размеры цилиндра. При по-
нижении температуры стенок цилиндра двигателей вследствие
увеличения интенсивности охлаждения увеличивается теплопере-
дача от газов к стенкам цилиндра и, следовательно, снижается
показатель П\. У двигателей с воздушным охлаждением вслед-
ствие менее интенсивного отвода теплоты от сжимаемых газов
показатель п\ несколько выше, чем у двигателей с жидкостным
охлаждением. С повышением числа оборотов коленчатого вала
время соприкосновения газов со стенками за такт сжатия сокра-
щается, поэтому теплопередача от газов к стенкам цилиндра
уменьшается, а показатель п\ увеличивается.
У двигателей с большими размерами цилиндра меньше отно-
сительная поверхность охлаждения газов, приходящаяся на
единицу объема цилиндра, и, следовательно, больше значение
показателя п\. В двигателях с разделенными камерами сгорания
показатель п\ меньше, чем при неразделенных камерах, так как
у первых вследствие большей относительной поверхности,
201
приходящейся на единицу их объема, происходит более интен-
сивная теплопередача от газов в стенки, и, кроме того, часть
внутренней энергии газа теряется на его перетекание из одной
части камеры в другую. У двигателей с наддувом при прочих
равных условиях пх несколько меньше, чем у двигателей без
наддува. Неплотность поршневых колец и клапанов вызывает
утечку газов при такте сжатия, в результате чего снижается
показатель П\. С повышением температуры поршня показатель
п,\ увеличивается. У дизелей с охлаждаемыми поршнями зна-
чение п\ несколько меньше, чем с неохлаждаемыми. Для трак-
торных дизелей приближенно п\ == 1,32 -н 1,40.
Определение давления итемпературы конца
сжатия. Зная средний показатель политропы сжатия ni, дав-
ление ра и температуру Та газов в начале сжатия, определяют
давление рс и температуру Тс газов в конце сжатия из уравне:
ний политропного процесса:
PaVnal = PcVc'-, TaVna^1 = W' .
Отсюда
7 V„ \ni
Рс = Ра[-Г-) =Pa^,
\ *C J
m / V. V—1
Tc = Ta[ —) = Ta^-{.
Степень сжатия 8 является важнейшим параметром двига-
теля. Давление рс и температура Тс в конце сжатия тем выше,
чем больше степень сжатия 8 и средний показатель п\. Для
дизелей рс = 30 50 кГ)см2, а Тс = 750 ч- 950° К. Для дизелей
без наддува с разделенными камерами е = 17 ч- 20, с неразде-
ленными 8 = 14 -4- 16; для дизелей с наддувом 8 = 12 ч- 14.
Температура газов в конце сжатия у дизелей должна превышать
температуру самовоспламенения топлива на 200—300°.
Процесс сгорания
Горение — химическая реакция соединения элементов, вхо-
дящих в состав топлива, с кислородом воздуха. При сгорании
химическая энергия топлива переходит в тепло. Двигатели внут-
реннего сгорания работают на жидком или газообразном
топливе.
Определение количества воздуха для пол-
ного сгорания 1 кг топлива. 1кг жидкого топлива
состоит из С кг углерода, Н кг водорода и О кг кислорода.
В зависимости от наличия кислорода сгорание может быть пол-
ным или неполным. При полном сгорании образуется углекислый
газ СО2 и водяной пар Н2О. При неполном сгорании вследствие
недостатка кислорода часть углерода сгорает в СО2, а часть —
в окись углерода СО. Из химии известно, что при полном сго-
202
рании углерода в соответствии с химическим уравнением
С + Ог = СО2 на 12 весовых единиц углерода требуется 32 весо-
вые единицы кислорода, т. е. количество кислорода должно быть
в 8/з раза больше количества сгорающего углерода. Для сгора-
ния водорода (уравнение 2Н2 + О2 = 2Н2О) на 4 весовые
единицы водорода требуется 32 весовые единицы кислорода,
т. е. количество кислорода должно быть в 8 раз больше коли-
чества водорода. Таким образом, для полного сгорания 1 кГ
топлива, состоящего из углерода, водорода и кислорода, необ-
ходимо следующее количество кислорода (с учетом количества
кислорода, содержащегося в 1 кг топлива и участвующего
в реакции сгорания);
/0 = Ас + 8Н—От кг.
3
Количество воздуха Lo , которое теоретически необходимо
для сгорания 1 кг топлива,
Ло = —— f—С + 8Н
0,23 0,23 \ 3
кг,
где 0,23 — весовая доля содержания кислорода в воздухе.
Количество килограммов газа, равное его молекулярному
весу, называется килограмм-молекулой или сокращенно киломо-
лем. Количество кислорода в киломолях, теоретически необхо-
димое для сгорания 1 кг топлива:
8
z /0 ТС + 8Н-о. с н ог
0 32 32 12 * 4 32 *
Теоретически необходимое количество воздуха в киломолях
zo 1 / С Н Ог \
0,21 0,21 \ 12 ~4 32 /
где 0,21 —объемная доля содержания кислорода в воздухе.
Действительное количество воздуха L, приходящегося на 1 кг
топлива в смеси, может быть больше или меньше теоретически
необходимого количества воздуха Lq. Отношение действительно-
го количества воздуха к теоретически необходимому называется
коэффициентом избытка воздуха
При расчете коэффициент избытка воздуха выбирается на
основании опытных данных. Для дизелей а = 1,3 ч-2,0, для
карбюраторных двигателей а = 0,8 ч- 1,1, для газовых а =
= 1,0 ч- 1,2.
203
Объем жидкого топлива, впрыскиваемого в камеру сгорания
дизеля, составляет не более 0,01% от объема воздуха. Поэтому
при определении числа молей М3 свежего заряда, приходящегося
на 1 кг топлива, можно принимать М3 = aL0 молей.
Состав и количество продуктов сгорания
при a> 1. Из химии известно, что при сгорании 1 кмоля
углерода образуется 1 кмоль углекислого газа, поэтому число
киломолей углекислого газа Мсо2 в продуктах сгорания 1 кг
топлива равно числу киломолей сгоревшего углерода (С/12).
При сгорании 1 кмоля водорода число киломолей паров воды
Мн2о в продуктах сгорания равно числу киломолей сгоревшего
водорода (Н/2). Продукты сгорания также будут содержать из-
быточного кислорода Мо2 = 0,21 L0(a—1) киломолей и азота
Mn2 = 0,79 aLo киломолей. Общее число киломолей Мг продук-
тов полного сгорания 1 кг жидкого топлива
Мг = Мсо2 + Мн2о + Л4о2 + Mn2 =* -у|- + ~ +
+ O,21Ao(a — 1) + О,79аЛо = + -Н- + аЛ0—0,2 Щ.
Подставляя в последнее значение 0,21 Lo из формулы (7),
получаем
Мг
с
12
+ aL.-( —
к 12
М
32 J
т 1 н
= aL0 + —
4
Ог
32 '
Н
2
Н
4
Изменение числа киломолей при сгорании.
По закону Авогадро объем киломоля при одинаковых темпе-
ратуре и давлении всех идеальных газов одинаков. Поэтому
изменение числа киломолей при сгорании равнозначно измене-
нию приведенного к одинаковым условиям (давлению р и тем-
пературе Т) объема газа. В дизелях и карбюраторных двига-
телях число киломолей продуктов сгорания Ме получается боль-
ше числа киломолей свежего заряда М3, а у газовых двигате-
лей, наоборот, М3 > Мг. Увеличение числа киломолей газов в
процессе сгорания благоприятно отражается на работе двига-
теля, несколько повышая его мощность. Относительное измене-
ние объема при сгорании, т. е. изменение числа киломолей, ха-
рактеризуется коэффициентом молекулярного изменения. В за-
висимости от того, учитывают присутствие остаточных газов или
нет, различают химический коэффициент молекулярного изме-
нения и действительный коэффициент молекулярного изменения.
Химическим коэффициентом молекулярного изменения р,0 назы-
вается отношение числа молей Мг продуктов сгорания к числу
молей свежего заряда М3, т. е.
204
Действительным коэффициентом молекулярного изменения ц
называется отношение общего количества молей газов в цилин-
дре после сгорания к общему числу молей газов в цилиндре до
сгорания, т. е. с учетом молей остаточных газов Мг:
Мг Мг
_ Мг+Мг _ Мг _ Ма М3 _ Но +Y
И Мз+Мг Мс Л43 1+Y ’
М3 + М3
где у = — коэффициент остаточных газов, Мс = М3 + Мг,
Ма
Mz = Мг + Мг. При а > 1 химический коэффициент молекуляр-
ного изменения
, н ог
а£0 +— +----
Мг 4 32
U.Q =-== --------------.
М3 aL0
Ус I
Теплотворность топлива. Количество тепла в кило-
калориях, выделяющегося при полном сгорании 1 кг твердого,
жидкого или 1 нм3 газообразного топлива и
охлаждении продуктов сгорания до комнат-
ной температуры, называется высшей тепло-
творностью топлива. Низшая теплотворность
топлива равна высшей за вычетом расхода
тепла на образование пара, воды, получающей-
ся в результате сгорания водорода топлива.
Тепловой расчет двигателя ведется по низшей
теплотворности топлива Ни, так как продук-
ты сгорания имеют высокую температуру и
невозможно использовать тепло парообразо-
вания.
Уравнение сгорания для дизеля
(смешанный цикл). Температуру в конце
«сгорания (точка г, рис. 111) определяют из
уравнения сгорания, представляющего собой
уравнение теплового баланса за период от на-
чала сгорания (точка с) до конца его (точка
-г), составленного для 1 кг топлива. При пол-
ном сгорании 1 кг топлива в цилиндрах дви-
гателя должна выделяться теплота в количе-
стве, равном низшей теплотворности топлива.
В действительности часть теплоты не выде-
ляется на участке от точки с до точки z ввиду
того, что сгорание незначительного количества
вается в процессе расширения (после точки z). В карбюратор-
ных двигателях при сгорании с коэффициентом избытка а < 1
часть топлива не сгорает из-за недостатка кислорода воздуха.
205
Рис. 111. Участок
сгорания индика-
торной диаграм-
мы смешанного
цикла
топлива заканчи-
Часть теплоты теряется в стенки камеры сгорания. Потери на
теплопередачу стенкам в процессе сгорания зависят от темпера-
туры стенок и отношения площади охлаждаемой поверхности
камеры сгорания к ее объему. Чем больше это отношение и чем
ниже температура стенок, тем больше тепловые потери. В про-
цессе сгорания часть молекул СО2 и Н2О продуктов сгорания
под влиянием высокой температуры диссоциирует (расщепляется)
на СО и О, Н2 и О с поглощением теплоты. В процессе расши-
рения по мере понижения температуры происходит обратная
реакция с выделением теплоты.
При расчете процесса сгорания уменьшение используемой
теплоты вследствие потерь из-за неполноты сгорания, передачи
теплоты стенкам, а также за счет диссоциации газов оценивается
коэффициентом выделения тепла g, который представляет собой
долю теплотворности топлива, затрачиваемой на участке cz на
увеличение внутренней энергии газа и совершение механической
работы. Таким образом, количество используемого тепла Q на
участке cz смешанного цикла определится из выражения
Q = %Ни. Величина коэффициента g выделения тепла зависит от
качества смесеобразования, интенсивности охлаждения камеры
сгорания, физико-химических свойств топлива и числа оборотов
двигателя. В зависимости от указанных факторов принимают
для дизелей g = 0,70 -н 0,90, для карбюраторных двигателей
g = 0,85 + 0,95.
Уравнение сгорания смешанного цикла можно написать
исходя из того, что теплота mCV(Mctc, содержащаяся в газах
до сгорания (точка с), и теплота g/7u, сообщенная в процессе
сгорания, равна теплоте mCVzMztZi содержащейся в газах
в конце периода видимого сгорания (точка г), и теплоте ALZ,
эквивалентной работе расширения газов на участке cz, т. е.
mCVc Mctc + %HU = тС VzMztz + AL2. (8)
Работа Lz на рассматриваемом участке cz может быть пред-
ставлена как разность двух площадей (рис. Ш):
Аг = Pz^z—PNc = PNz — ^PNc-
Напишем известные из термодинамики характеристические
уравнения состояния газов для точек сиг:
р VZ = 848MZTZ, pcVc = 848McTc,
тогда
лл2 = —
427
4= — мгтг
г 427 г г
— МЛСТС.
427
Подставляя последнее выражение в уравнение (8) и прини-
мая во внимание, что Tz = tz + 273°, а Тс = tc + 273°, получим
%Ни + mCVcMctc = mCVzMztz + 1,985Лфг + 273)— 1,985МЦ/С + 273).
206
Деля все члены уравнения на Мс и принимая во внимание,
что - ' ,
= Мс = ЛЦ1 +т),
мс
после преобразования получим уравнение сгорания в оконча-
тельном виде:
тсус*с + 1.985Л^ + 542(Л—р,)
р(1+у)Л4э р
Величиной % обычно задаются с учетом того, что pz = Крс-
Тогда уравнение (9) может быть решено относительно tz мето-
дом подбора. Задаются приближенно значением tz для дизелей
в пределах 1600—2000° С и для этой температуры находят из
табл. 12 значения теплоемкости mCvzi отдельных газов, вхо-
дящих в состав продуктов сгорания, и определяют теплоемкость
продуктов сгорания, как газовой смеси, для пробной подстанов-
ки в уравнение (9) (см. пример теплового расчета). Учитывая
Таблица 12
Средняя мольная теплоемкость газов mCv при постоянном объеме
в ккал/(кмоль град)
Температу- ра t в °C Воздух Кислород б» Азот N2 Углекис- лый газ СО, Водяной пар Н2О Водород н2
0 4,958 5,006 4,945 6,579 6,015 4,849
100 4,977 5,069 4,952 7,117 6,073 4,925
200 5,012 5,163 4,968 7,582 6,163 4,958
300 5,065 5,275 5,009 7,987 6,272 4,970
400 5,129 5,389 5,060 8,344 6,395 4,985
500 5,202 5,498 5,123 8,660 6,524 5,000
600 5,276 5,600 5,190 8,942 6,659 5,016
700 5,352 5,693 5,261 9,195 6,801 5,038
800 5,425 5,777 5,331 9,422 6,945 5,064
900 5,495 5,854 5,400 9,626 7,092 5,095
1000 5,561 5,924 5,465 9,811 7,238 5,129
1100 5,624 5,988 5,527 9,980 7,383 5,166
1200 5,683 6,047 5,587 10,133 7,526 5,205
1300 5,739 6,102 5,643 10,272 7,665 5,248
1400 5,792 6,153 5,696 10,400 7,801 5,291
1500 5,842 6,202 5,746 10,517 7,932 5,334
1600 5,888 6,248 5,792 10,625 8,059 5,378
1700 5,932 6,292 5,836 10,725 8,183 5,421
1800 5,972 6,334 5,876 10,817 8,301 5,464
1900 6,011 6,375 5,915 10,902 8,413 5,507
2000 6,049 6,414 5,951 10,981 8,522 5,549
2100 6,084 6,452 5,986 11,054 8,627 5,591
2200 6,117 6,489 6,019 11,122 8,727 5,631
2300 6,149 6,525 6,049 11,185 8,823 5,671
2400 6,179 6,561 6,078 11,244 8,916 5,710
2500 6,208 6,595 6,105 11,298 9,005 5,749
207
результаты пробной подстановки, задаются новым, приближаю-
щимся к требуемому, значением температуры Tz. Расчет повто-
ряют, пока не добиваются тождества левой и правой части
уравнения.
Определение максимального давления сго-
рания. Напишем характеристические уравнения состояния
газа для точек г и с:
р2У2 = 848Л12Т2, pcVc = 848McTc.
Разделив первое уравнение на второе, получим
РЛ. . 848 Мг Гг _ Гг
pcVc 848 ' Мс ' Тс. И Тс ’
Для карбюраторного двигателя Vz = Vc, поэтом;'
Рг= РсР~г~ кГ/см2.
1 с
Для дизеля, работающего по смешанному циклу, уравнение
после подстановки в него значений
примет следующий вид:
с
Из этого уравнения, зная степень увеличения давления К
определяют степень предварительного расширения р и объем Vz
(в. конце видимого сгорания для смешанного цикла). Степень
увеличения давления Л имеет следующие значения для дизелей:
с предкамерой.......................... 1,4—1,6
с вихревой и воздушной камерой.........1,5—1,8
с непосредственным впрыском............ 1,6—2,2
При заданной величине % максимальное давление сгорания
определяют по формуле pz = \pz.
Процесс расширения
В процессе расширения впускной и выпускной клапаны
закрыты, и поршень под действием силы давления расширяю-
щихся газов перемещается от в. м. т. к н. м. т., совершая рабо-
чий ход. При этом происходит преобразование теплоты, выде-
лившейся при сгорании топлива, в механическую работу. На
индикаторной диаграмме (рис. 113) процесс расширения изо-
бражается линией zb, В идеальном цикле процесс расширения
рассматривается как адиабатный. В действительности, вслед-
208
ствие догорания топлива на линии расширения, утечек газов
через неплотности и отвода тепла через стенки цилиндра
в охлаждающую воду расширение протекает по политропе с пе-
ременным показателем п2. Наименьшее значение показатель п2
имеет в начале хода расширения. Это объясняется тем, что
в начале расширения наблюдается наиболее интенсивное дого-
рание топлива с выделением теплоты, величина которой больше
тепловых потерь в стенки.
В течение всего процесса расширения температура газов
остается выше температуры стенок цилиндра, а следовательно,
происходит теплопередача от газов к стенкам цилиндра. Сте-
пень охлаждения расширяющихся газов в основном зависит от
разности температуры газов и стенок цилиндра, величины по-
верхности охлаждения и времени. За период расширения:
а) разность между температурами газов и стенок цилиндра не-
прерывно уменьшается; б) охлаждающая поверхность увеличи-
вается по мере удаления поршня от в. м. т.; в) продолжитель-
ность охлаждения различных участков цилиндра изменяется
вследствие движения поршня с переменной скоростью. Вслед-
ствие отвода теплоты от расширяющихся газов повышается
показатель политропы расширения. В начале расширения по-
казатель политропы п2 меньше показателя адиабаты k, так как
потери теплоты в результате теплопередачи от газов к стенкам
цилиндра в избытке компенсируются теплотой, которую получает
газ в результате догорания топлива. По мере уменьшения дого-
рания топлива по ходу поршня количество теплоты, получаемой
газом в результате догорания, уменьшается, а показатель п2
увеличивается.
Для упрощения определения параметров состояния газов
и работы расширения принято, как и для процесса сжатия,
пользоваться политропой с некоторым средним постоянным
показателем п2. Показатель п2 должен быть выбран так, чтобы
кривая расширения, построенная по закону политропы, наиболее
точно соответствовала кривой действительного процесса расши-
рения в цилиндре. При проектировании нового двигателя пока-
зателем п2 задаются на основании данных испытаний сущест-
вующих аналогичных двигателей.
Средний показатель политропы расширения п2 уменьшается
с увеличением догорания. С увеличением числа оборотов дого-
рание обычно увеличивается, а теплопередача в стенки умень-
шается вследствие сокращения времени всего процесса расши-
рения. Поэтому показатель п2 у быстроходных двигателей имеет
меньшие значения по сравнению с аналогичным показателем
у тихоходных. На показатель п2 влияет также нагрузка двига-
теля. С увеличением нагрузки увеличивается догорание топлива,
температура газов и теплопередача в стенки. Уменьшение как
относительной поверхности охлаждения цилиндра (F/V), так
и отношения S/D хода поршня к диаметру цилиндра снижает
14 Заказ 848 209
величину п2. При переохлаждении двигателя, наличии утечки
газов вследствие износа цилиндра, поршневых колец и поршня
отвод тепла от газов увеличивается, в результате чего пока-
затель п2 повышается. Для дизелей п2 — 1,20 + 1,28, для карбю-
раторных двигателей п2 = 1,23 ~ 1,30.
Определение давления и температуры кон-
ца расширения. Зная средний показатель политропы
расширения п2, давление сгорания pz и температуру сгорания Т2,
определяют давление рь и температуру Ть в конце расширения
из уравнений политропы:
PzVz^PbVb и TzVnrl =Т^~1,
где Vb = Va — объем в конце расширения. При этом для дизелей
pb p2\vb) б"2 ’ b Tz\ Vb ) Ъп‘~1 ’
где б — степень последующего расширения может быть пред-
ставлена в виде
6 = V :V =2£-:Ji. = _®_.
2 Vc vc p
Для карбюраторных двигателей p = 1, а б = 8, поэтому
n = T =
?Ь Jh ' b еПг-1 •
Для дизелей рь = 2 н- 4 кГ/см2, Ть = 1000 н- 1400° К; для
карбюраторных и газовых двигателей рь = 3 ч- 5 кГ/см2 и Ть =
— 1400 н- 1800° К. У дизелей вследствие больших степеней сжа-
тия расширение заканчивается с меньшими величинами давле-
ния, а использование тепла происходит более полно.
Процесс выпуска
В процессе выпуска из цилиндра удаляются отработавшие
газы с тем, чтобы подготовить его для очередного заполнения
свежим зарядом. Чем меньше продуктов сгорания останется
в цилиндре в конце процесса выпуска, тем больше коэффициент
наполнения и, следовательно, мощность двигателя. Выпускной
клапан открывается в конце такта расширения до прихода пор-
шня в н. м. т. (точка 1 на рис. 109), а закрывается после про-
хода поршнем в. м. т. (точка 2).
В первый период выпуска с момента открытия выпускного
клапана до прихода поршня в н. м. т. газы выходят с высокой
начальной скоростью (до 500—600 м/сек) вследствие сравни-
тельно высокого давления внутри цилиндра (2—4 кГ/см2). За
этот период удаляется примерно до 60% всех отработавших
газов.
210
Во втором периоде после прохождения поршнем н. м. т. дав-
ление внутри цилиндра снижается до 1,05—1,25 к.Г!см2,
и дальнейшее удаление отработавших газов из цилиндра про-
исходит за счет выталкивания их поршнем. Скорость газов при
этом снижается до 60—100 м!сек.
В конце выпуска, после прохождения поршнем в. м. т., газы
продолжают выходить из цилиндра по инерции, несмотря на
падение давления внутри цилиндра ниже атмосферного. Это
способствует лучшей очистке цилиндра и увеличению коэффици-
ента наполнения. Температура остаточных газов в конце выпуска
для дизелей Тг = 600 4- 900° К. Предварение открытия выпуск-
ного клапана (до прихода поршня в н. м. т.) необходимо для
уменьшения работы выпуска. Увеличение гидравлических сопро-
тивлений выпускной системы приводит к повышению давления
выпуска, уменьшению полезной площади индикаторной диаг-
раммы, увеличению коэффициента остаточных газов, уменьше-
нию коэффициента наполнения и снижению индикаторной
мощности и к. п. д. двигателя. Конструкция выпускной системы
должна обеспечивать минимальные гидравлические потери. Про-
дукты сгорания на выходе из цилиндров двигателя обладают
значительной тепловой энергией, которая может быть использо-
вана в газовой турбине для привода компрессора для наддува.
В этом случае гидравлическое сопротивление выпускной системы
увеличивается (повышается рг), но это увеличение с избытком
компенсируется повышением давления на впуске.
Среднее индикаторное давление
При испытании двигателя с помощью специального прибо-
ра — индикатора снимают действительную индикаторную ди-
аграмму, показанную на рис. 112. Планиметром определяют
площадь в мм2 индикаторной диаграммы (площадь b'mcz}zb'),
представляющую собой в некотором масштабе индикаторную
работу Ц в кГм за цикл. Разделив площадь F мм2 на длину
диаграммы I мм, получим высоту h мм прямоугольника, равно-
великого по площади индикаторной диаграмме. Зная масштаб
оси ординат m кГ/мм, можно определить величину среднего
индикаторного давления за цикл:
F
Pi = — tn.
Таким образом, средним индикаторным давлением называет-
ся среднее условное постоянное давление, которое, действуя на
единицу площади поверхности днища поршня в течение хода
расширения, создало бы работу, равную индикаторной работе за
цикл. Геометрически среднее индикаторное давление представ-
ляет собой в масштабе высоту прямоугольника, равновеликого
14* 211
индикаторной диаграмме в координатах р, V и построенного на
основании Vh, равном длине диаграммы.
Работа, затрачиваемая на осуществление впуска и выпуска
в четырехтактном двигателе, определяется на индикаторной
диаграмме площадью атга (рис. 112). Эту работу называют
насосными потерями и относят к механическим потерям двига-
теля. Среднее индикаторное давление pi для вновь проектируе-
мого двигателя может быть определено аналитически на
основании расчетной индикаторной диаграммы, построенной по
Рис. 113. Расчетная (нескругленная) ин-
дикаторная диаграмма
Рис. 112. Индикаторная диа-
грамма
данным теплового расчета. Индикаторную диаграмму (рис. 113)
строят следующим образом. Наносят точки а, с, 2, Z\ и b по
результатам теплового расчета. Затем прямыми линиями соеди-
няют точку с с точкой 21, точку 21 с точкой 2 и точку b с точ-
кой а. Между точками а и с строят политропу сжатия с пока-
зателем /11, между точками 2 и b — политропу расширения
с показателем п2. Для построения политропы сжатия и расши-
рения находят промежуточные точки следующим образом.
Задаваясь для каждой новой точки объемом V^i, Vx2, У\з,
находят соответствующие давления pxi, Рх2, рхз для этих то-
чек из уравнения политропы pxVx1 = paVa'- Так, дав-
ление рх\ на политропе сжатия в точке, соответствую-
щей заданному объему Vxi, определится из выражения
212
а давление p'xX на политропе расширения в точке, соответ-
ствующей заданному объему Vxt , определится из формулы
' ( Vb V2
Рх\ = Рь ГТ— •
\ ?Х1 /
Из курса термодинамики известно, что работа политропных
процессов расширения или сжатия определяется по формуле
ь = —Ц-(Р1У1-р2Г2),
п — 1
где pi и Vi — давление и объем газа в начале расширения или
в конце сжатия;
р2 и V2— давление и объем газа в конце расширения или
в начале сжатия;
п — показатель политропы.
Положительная работа изобарного процесса расширения L3
соответствует площади теоретической индикаторной диаграммы
1—2—z—z\—1 (рис. 113) и положительная работа политропного
процесса расширения L2 соответствует площади 2—z—b—3—2:
Ц = рг(Уг-Уоу, L2 = -^pzVz-pbVay
n2—l
Отрицательная работа политропного процесса сжатия L\
соответствует площади 1—с—а—3—Г.
^=—(Р<уе-Рауа).
П]— 1
Индикаторная работа Ц за один цикл представляет собой
разность между положительной работой расширения и отри-
цательной работой сжатия (площадь а—с—Zj—z—b—a):
L'i =pz(.Vz-Vc) + -^—(pzV-pbVa)--L-(pcVc-paVa). (10)
tl2 — 1
Подставляя известные значения
pz = Apc, Vz = pVc, pb = -^- = pc-~, Va = eVc, Pa = ~^~
в уравнение (10), получим
l; - РЛМР-1) + ^(1 (1 0 »
Подставляя в формулу
, l;
Pi ~ Vh
выражения для Li и
1 _ vc
e—1 Vh ’
213
найдем среднее индикаторное давление, определенное из рас-
четной индикаторной диаграммы:
р;=_££_к(р_1) + -2р-6
е— 1 L n2—1 \
______ЦЛ_________1—<1
б"*-1 / til—1 \
(12)
В формулах (10) и (11) для получения работы в кГм дав-
ления рс, ра, pz и рь подставляются в кГ1м2, а объемы Va, Vc,
Vz и Уъ в л*3. В формуле (12) размерность давления р/ опре-
деляется только размерностью рс, так как величины е, %, р, п2,
«1 и б безразмерные. Для карбюраторного двигателя р = 1
и б = е, поэтому среднее индикаторное давление
Pi
= ?с Г (1
е—1 L л2—1 \
____________________
8Па 1 / П! — 1 \
1___\
grti-1 у •
Действительная индикаторная диаграмма (рис. 114) отли-
чается от расчетной скруглениями в точках с, г, b и а, в ре-
зультате чего уменьшается пло-
Рис. 114. Скругленная инди-
каторная диаграмма
щадь индикаторной диаграммы
на величину заштрихованной ее
части и, следовательно, пони-
жается среднее индикаторное
давление. Поэтому для определе-
ния действительного среднего ин-
дикаторного давления исполь-
зуется соотношение рг = Фпр/, где
<рп — коэффициент полноты инди-
каторной диаграммы, учитываю-
щий ее скругления. Величину
этого коэффициента определяют
исходя из индикаторных диа-
грамм, снятых при испытании су-
ществующих двигателей: обычно
= 0,92 4- 0,97.
Среднее индикаторное давле-
ние имеет различные значения в
зависимости от цикла, коэффи-
циента избытка воздуха, степени
сжатия и прочих факторов, влияющих на рабочий цикл двига-
теля. По величине давления рг можно судить о степени эффек-
тивности рабочего процесса. Чем выше среднее индикаторное
давление pi, тем больше индикаторная работа за цикл Li и, сле-
довательно, выше степень использования рабочего объема ци-
линдра. Для четырехтактных дизелей без наддува pi = 6,5 4-
4- 10,0 кГ!см2, с наддувом — выше 8,5 кГ!см2.
214
Особенности протекания процесса сгорания в дизеле
В дизеле топливо впрыскивается в камеру сгорания через
форсунку под высоким давлением в жидком мелкораспыленном
состоянии.
В начале впрыска топлива (в конце такта сжатия) камера
сгорания заполнена смесью (из воздуха и небольшой доли
остаточных газов), сжатой до давления 30—50 кГ!см2 и нагрев-
шейся в результате сжатия до температуры 750—950° К. Частич-
ки выходящего из форсунки распыленного топлива, перемешива-
ясь с заполняющими камеру сгорания горячими газами, вначале
нагреваются, затем испаряются и частично окисляются. По мере
прогрева жидких частиц и
паров топлива окислитель-
ные реакции усиливаются,
что вызывает увеличение
количества выделяющегося
при этом тепла. Наконец, в
одной или нескольких точ-
ках пространства камеры
сгорания образуются очаги
пламени — происходит са-
мовоспламенение частичек
Рис. 115. Участок развернутой индика-
торной диаграммы дизеля, соответству-
ющий процессу сгорания
топлива. От этих очагов
пламя распространяется по
всему объему, занимаемому
образовавшейся в результа-
те впрыска топлива горючей смесью. Перемешиванию частичек
топлива с воздухом и распространению пламени способствуют
вихревые движения смеси в камере.
В дальнейшем вследствие выделения при сгорании теплоты
температура и давление газов возрастают настолько, что части-
цы топлива, продолжающие поступать в камеру сгорания из
форсунки, воспламеняются и сгорают почти сразу после выхода
из нее.
На рис. 115 изображен участок развернутой индикаторной
диаграммы, соответствующей процессу сгорания, на которой по
оси абсцисс отложены углы поворота коленчатого вала а, а по
оси ординат — соответствующие им давления газов внутри
цилиндра.
Штриховая кривая показывает изменение давления внут-
ри цилиндра при отсутствии впрыска топлива и его сгора-
ния. Угол 0 в град соответствует углу опережения начала впрыс-
ка топлива.
Процесс сгорания впрыснутого топлива условно разделяют
на следующие периоды:
Период /, называемый периодом задержки воспламенения,
начинается с момента начала впрыска топлива форсункой (точ-
215
ка 1) и заканчивается в момент отрыва линии сгорания от ли-
нии сжатия (точка 2).
Период II резкого нарастания давления начинается в точке 2
и заканчивается в момент достижения максимального давления
(точка 3).
Период III незначительного плавного изменения давления
начинается в точке 3 и заканчивается в момент достижения
максимальной температуры цикла (точка 4). Период IV дого-
рания начинается в точке 4 и заканчивается на линии расши-
рения.
В период задержки воспламенения, продолжительность
которого оценивается в долях секунды (тг) или в градусах угла
поворота коленчатого вала (ср град п. к. в.), топливо, поступив-
шее в цилиндр, претерпевает физико-химическую подготовку
к воспламенению. За этот период происходит распыливание и пе-
ремешивание топлива с воздухом, его нагревание и частичное
испарение за счет теплоты сжатого воздуха, а также частичное
окисление наиболее активных молекул топлива с образованием
нестойких промежуточных соединений первичного окисления
и первых очагов пламени. Выделение теплоты при этом незна-
чительно, поэтому заметных отклонений от линии сжатия без
сгорания не наблюдается. Задержка с воспламенением приводит
к накапливанию в камере сгорания к концу периода I топлива,
находящегося в разной стадии подготовки для горения, количе-
ство которого зависит от продолжительности периода I и закона
подачи топлива. Количество накопленного в период I топлива
существенно влияет на протекание процесса сгорания в перио-
де //.
В периоде // происходит интенсивное выделение теплоты,
сопровождающееся резким повышением давления и температуры
при незначительном изменении объема газа. В период II в ос-
новном сгорает все топливо, поданное форсункой в период /,
а также топливо, подаваемое во время периода II. Характер
протекания периода II оценивается скоростью нарастания давле-
ния, т. е. величиной повышения давления в цилиндре, отнесенной
к 1° поворота коленчатого вала (Ар/Да). Чем больше скорость
нарастания давления, тем жестче работа двигателя и выше ко-
нечное давление сгорания pz. Сравнительно спокойная работа
двигателя с высокой экономичностью получается при скорости
нарастания давления Др/Да = 1,5 -н 3,0 кГ)см2 на Г. Вы-
сокая скорость нарастания давления вызывает стуки, жесткую
работу, динамическую перегруженность деталей и большой их
износ.
Скорость нарастания давления в периоде // в основном
зависит от продолжительности периода задержки воспламенения.
Чем больше продолжительность этого периода, тем больше топ-
лива накапливается в камере сгорания перед воспламенением
и тем резче нарастает давление в периоде //.
216
На продолжительность задержки воспламенения и скорость
нарастания давления Др/Да влияют следующие основные фак-
торы: воспламеняемость топлива, оцениваемая температурой его
самовоспламенения, температура и давление сжатого воздуха
в цилиндре в момент впрыска топлива, зависящая от степени
сжатия и угла опережения впрыска топлива; тонкость и одно-
родность дробления впрыскиваемого топлива форсункой и его
равномерное распределение в объеме камеры сгорания; харак-
тер вихревого движения сжимаемого в цилиндре заряда, зави-
сящий от способа смесеобразования (конструкции камеры
сгорания) и числа оборотов двигателя; закон подачи топлива,
от которого зависит количество топлива, подаваемого за пери-
од /; наличие в камере сгорания нагретых поверхностей поршня
и головки цилиндров; нагрузка на двигатель, определяющая ко-
личество топлива, подаваемого через форсунку за цикл; коэф-
фициент избытка воздуха; угол опережения начала впрыска
топлива; число оборотов коленчатого вала и др.
В период III вследствие высоких температур и давления
в цилиндре сокращается продолжительность подготовки топлива
к воспламенению, и топливо сразу же воспламеняется и сгорает
по мере поступления через форсунку в камеру сгорания и пере-
мешивания с воздухом. Поэтому для периода III имеется
возможность подобрать такой закон подачи топлива, который
обеспечивает примерно постоянное давление в цилиндре. Про-
должительность периода III у двигателей с регулированием
количества подаваемого топлива за цикл путем изменения
момента отсечки зависит от нагрузки двигателя. Наибольшая
его продолжительность соответствует максимальной нагрузке,
а при очень малых нагрузках или холостом ходе он может от-
сутствовать из-за более ранней отсечки подачи топлива. Пери-
од III характеризуется высокими температурами газа
(Лпах = Tz в конце периода). Несмотря на это, интенсивность
выделения теплоты и нарастания давления в нем сни-
жается.
Этому способствуют уменьшение количества топлива, сго-
раемого в единицу времени, и быстрое увеличение объема, в ко-
тором происходит сгорание, из-за возрастания скорости движе-
ния поршня.
В периоде IV догорания подача топлива отсутствует и про-
исходит постепенное замедление тепловыделения вплоть до нуля.
Условия догорания также постепенно ухудшаются, так как
уменьшается количество неизрасходованного кислорода, заряд
все более разбавляется продуктами сгорания, а температура
и давление понижаются вследствие увеличения объема. Большая
длительность периода догорания вызывает повышение темпера-
туры отработавших газов, увеличение потерь в охлаждающую
жидкость и теплонапряженности деталей. Точка 4 соответствует
концу впрыска топлива форсункой.
217
Смесеобразование и камера сгорания в дизеле
Условия смесеобразования. На смесеобразование
в дизеле отводится во много раз меньше времени, чем в карбю-
раторном двигателе той же быстроходности. В дизеле процесс
смесеобразования происходит внутри камеры сгорания одновре-
менно с впрыском в нее топлива форсункой, продолжающимся
в течение времени, соответствующего 25—40° угла поворота
коленчатого вала. Из-за недостатка времени на смесеобразова-
ние и плохой испаряемости топлива трудно получить равномер-
ное распределение впрыснутого за цикл топлива по всему объему
воздуха, находящегося в камере сгорания, а следовательно,
и полное использование при сгорании всего имеющегося в ци-
линдре кислорода воздуха. Поэтому для обеспечения полного
сгорания топлива дизели работают с высоким значением коэф-
фициента избытка воздуха (а > 1,3), т. е. с неполным использо-
ванием вводимого в цилиндр воздуха. При работе дизеля
с малыми значениями коэффициента <а не обеспечивается полное
сгорание топлива и наблюдается дымный выпуск. Поэтому
значение коэффициента избытка воздуха, при котором может
работать двигатель на максимальной нагрузке с допустимой
дымностью выпуска, является одним из основных показателей
совершенства процесса смесеобразования дизеля. При этом
меньшее значение а соответствует более совершенному процессу
смесеобразования.
Камеры сгорания. Схемы конструкций и описание
работы основных типов камер сгорания даны в гл. 8 (см.
рис. 38). Камеры сгорания дизелей должны обеспечивать
хорошее смесеобразование и полное сгорание топлива в короткий
отрезок времени с минимальными значениями коэффициента
избытка воздуха. Процесс сгорания должен проходить с мини-
мальным периодом задержки самовоспламенения, при умерен-
ных максимальных давлениях сгорания и плавном нарастании
давления в периоде //, обеспечивать малый удельный расход
топлива, высокое среднее эффективное давление, хорошую при-
спосабливаемость к изменению режима работы и легкий пуск
холодного двигателя. Для уменьшения потерь в охлаждающую
воду и облегчения пуска двигателя камера сгорания должна
иметь наименьшую удельную поверхность — отношение поверх-
ности камеры к ее объему. В дизеле, имеющем неразделенную
камеру сгорания с объемным смесеобразованием (дизель трак-
тора ДЭТ-250), распыливание топлива и перемешивание его
с воздухом осуществляются за счет кинетической энергии струи
топлива, выходящей из форсунки. Вихревые движения заряда
при этом имеют второстепенное значение.
Равномерное распределение топлива в воздухе, заключенном
в камере сгорания, обусловливается в* основном соответствием
форм камеры сгорания формам факелов распыливаемого топ-
21.3
лива. Для этого распылители обычно изготовляют с несколь-
кими распыливающими отверстиями малого сечения.
Для сообщения распыливаемой струе топлива кинетической
энергии, необходимой для раздробления и рассеивания частичек
топлива в объеме камеры сгорания, требуется большой перепад
давления в распылителе форсунки и камере сгорания. Поэтому
впрыск топлива форсункой производится при высоких давлени-
ях (в среднем при 300—400 кГ)см2) через отверстия малого
сечения. Надежность и срок службы топливной аппаратуры
вследствие ее работы при высоких давлениях снижаются.
Такие дизели характеризуются низким удельным расходом
топлива. Это объясняется малой удельной поверхностью камеры
сгорания и отсутствием интенсивных вихревых движений заряда
в процессе сжатия, что создает условия для понижения потерь
тепла в сравнении с камерами сгорания других типов. Быстрое
сгорание топлива при достаточном избытке воздуха обеспечива-
ет сравнительно высокий к. п. д.
Более легкий пуск холодного двигателя объясняется мень-
шими потерями тепла в охлаждающую среду во время сжатия
вследствие большей компактности камеры сгорания и слабости
вихревых движений. Топливо впрыскивается в среду, давление
и температура которой не снижены в результате перетекания
газов из одной полости камеры в другую, как это наблюдается
в предкамерных и вихрекамерных дизелях.
Для однокамерных дизелей характерно сравнительно высокое
значение pz, которое передается непосредственно днищу поршня.
Их кривошипно-шатунный механизм подвергается воздействию
высоких и быстронарастающих нагрузок.
Протекание рабочего процесса в однокамерном двигателе
ухудшается при изменении скоростного режима, поэтому он
хуже приспосабливается к переменному режиму работы
двигателя.
В двигателях тракторов Т-100М и Т-130 неразделенные
камеры сгорания с пленочным смесеобразованием обычно раз-
мещаются в поршне. При этом стенки камеры сгорания, распо-
ложенной в поршне (см. рис. 38,6), имеют более высокую
температуру, чем стенки цилиндров в верхней части камеры
сгорания. Форсунка и ее распыливающие отверстия распола-
гаются так, что струи впрыскиваемого топлива составляют
острый угол с поверхностью камеры сгорания. Вследствие
такого расположения форсунки основная масса топлива (около
95%), поданного ею, направляется на горячую стенку камеры
и образует тонкую пленку толщиной не более 0,2 мм. Образо-
ванию тонкой пленки способствует движение горячего воздуха,
попутное с движением топлива.
Незначительная часть топлива (около 5%) вследствие отрыва
наиболее мелких капель распыливается в объеме камеры
сгорания и проходит все стадии химической и физической
519
подготовки к самовоспламенению так же, как и при объемном
смесеобразовании. Вследствие малого количества этого топлива,
которое иногда называют «запальным», работа дизеля не может
быть жесткой. Пленка основной массы топлива, покрывающая
поверхности камеры сгорания, под воздействием горячих потоков
воздуха постепенно испаряется и, попадая в зоны горения «за-
пального топлива», воспламеняется и сгорает. Сравнительно
«медленное» испарение пленочного топлива увеличивает продол-
жительность периода II сгорания и снижает скорость нарастания
давления, обеспечивая нежесткую работу дизеля. В дизелях
с пленочным смесеобразованием сочетаются высокая экономич-
ность и хорошие пусковые качества с нежесткой работой дизеля,,
более низкими значениями pz и меньшей требовательностью
к цетановому числу топлива.
В предкамерном двигателе (КДМ-100) для лучшего распы-
ливания и смесеобразования используются вихревые движения,,
создающиеся при перетекании части заряда из цилиндра в пред-
камеру во время сжатия и обратно во время сгорания и расши-
рения. Наличие интенсивных вихрей обеспечивает хорошее сме-
сеобразование и полное сгорание топлива при более низких
значениях коэффициента избытка воздуха, а также позволяет
применять сравнительно низкие давления впрыска топлива
(около 80—135 кГ!см2)у что повышает надежность и срок служ-
бы топливной аппаратуры.
У предкамерных двигателей резкое нарастание давления
происходит в предкамере и воспринимается ее стенками. Гид-
равлическое сопротивление канала, соединяющего предкамеру
с основной камерой, уменьшает степень нарастания давления
и максимальное давление сгорания в основной камере. Поэтому
дизель работает мягко, а его кривошипно-шатунный механизм
в отношении нагрузок находится в сравнительно благоприятных
условиях. Эти дизели устойчиво работают в широком диапазоне
чисел оборотов и переменных нагрузок, т. е. хорошо приспосаб-
ливаются к переменным режимам. К топливу для предкамерных
дизелей предъявляются менее высокие требования в отношении
его способности к самовоспламенению.
Удельный расход топлива у предкамерных дизелей примерно
на 10—15% больше, чем у однокамерных. Это объясняется тем,
что большая относительная поверхность охлаждения камеры
сгорания вместе с интенсивным вихреобразованием приводит
к повышенным потерям тепла через ее стенки в охлаждающую
воду.
Трудный пуск холодного предкамерного двигателя объясняет-
ся следующим. Повышенные тепловые потери во время такта
сжатия замедляют прогрев холодного дизеля при пуске. Топливо
впрыскивается в заряд, находящийся в предкамере, давление
и температура которого в момент впрыска ниже, чем в основной
камере. Это задерживает появление вспышек смеси при пуске
220
холодного двигателя. Объем предкамеры составляет 0,25—0,35
от общего объема камеры сгорания.
У вихрекамерных дизелей (СМД-14, Д-50, Д-75) во время
такта сжатия воздух перетекает из цилиндра в вихревую
камеру по соединительному каналу. Форма вихревой камеры
и тангенциальное по отношению к ней расположение соедини-
тельного канала создают вихревое вращательное движение
воздуха в камере, наибольшая интенсивность движения которого
достигается во время впрыска топлива и подготовки его к вос-
пламенению. Таким образом, в вихревой камере во время впры-
ска топлива воздух непрерывным потоком поступает к распыли-
телю, подхватывает выходящую струю топлива и дополнительно
его распыливает и перемешивает. При этом к струе топлива
непрерывно подводятся свежие порции кислорода воздуха. Пере-
текание части заряда из камеры в цилиндр под влиянием
перепада давления, созданного горением топлива в камере
и увеличением объема цилиндра из-за движения поршня по
направлению к н. м. т., вызывает интенсивное вихреобразование
в цилиндре и использование находящегося в нем воздуха. Это
позволяет улучшить смесеобразование и приводит к полному
сгоранию топлива при низких значениях давления впрыска
топлива (100—130 кГ!см2) форсункой и коэффициента избытка
воздуха.
Вихрекамерные двигатели обладают примерно теми же
преимуществами и недостатками, что и предкамерные. Однако
вследствие умеренных скоростей перетекания газов из вихревой
камеры в цилиндр при больших сечениях соединительного кана-
ла гидравлические потери энергии на смесеобразование
в вихрекамерных дизелях меньше, чем в предкамерных. Макси-
мальное давление сгорания и скорость нарастания давления
у вихрекамерного двигателя несколько выше, чем у предкамер-
ного, из-за меньшего дросселирования в соединительном канале.
£ 4. ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ
НА РАБОТУ ДИЗЕЛЯ
Цетановое число топлива. Оценку дизельных топлив в отно-
шении способности их к самовоспламенению в условиях камеры
сгорания работающего дизеля производят по цетановому числу,
•определяемому на специальной стандартной установке с одно-
цилиндровым дизелем. При этом испытываемое топливо срав-
нивается с топливом, представляющим смесь двух стандартных
составляющих: цетана — вещества, обладающего предельно
малым периодом задержки самовоспламенения, и альфа-метил-
нафталина — вещества, очень стойкого в отношении самовоспла-
менения. Смешивая в различных пропорциях эти составляющие,
можно получить смесь, равноценную испытываемому топливу по
способности к самовоспламенению.
221
Процентное содержание цетана в смеси его с альфа-метил-
нафталином, которая по самовоспламеняемости при сравни-
тельных испытаниях на стандартной установке (в одинаковых
условиях) эквивалентна данному топливу, называется цетановым
числом. Например, если при испытании данного топлива оно
имеет такой же период задержки самовоспламенения, как смесь
из 45% цетана и 55% альфа-метилнафталина, то его цетановое
число равно 45. Очевидно, чем выше цетановое число топлива,
тем меньше период задержки его самовоспламенения, меньше
скорость нарастания давления и мягче работа дизеля.
Закон подачи топлива. Он определяет количество топлива,,
впрыскиваемого форсункой в камеру сгорания в зависимости от
угла поворота коленчатого вала. Этот закон зависит от профиля
кулачка вала насоса, конструкции, регулировки форсунки
и размеров трубопроводов. Период задержки самовоспламенения
первых порций топлива не зависит от закона подачи топлива, но
от него зависит количество топлива, накапливающегося в ка-
мере сгорания к началу самовоспламенения. Поэтому более
крутой подъем кривой подачи топлива в начале впрыска спо-
собствует большему накапливанию топлива в камере сгорания
к началу самовоспламенения. При этом повышаются скорость
нарастания давления (жесткость работы двигателя) и макси-
мальное давление сгорания. При более плавном подъеме кривой
подачи топлива изменение давления во втором периоде проис-
ходит более плавно.
Степень сжатия. С увеличением степени сжатия увеличива-
ются давление и температура газов в конце сжатия, т. е.
в момент впрыска топлива. Повышение температуры и давления,
газов ускоряет физико-химические процессы подготовки к са-
мовоспламенению впрыскиваемого топлива, в результате чего*
сокращается продолжительность периода задержки самовоспла-
менения, и работа двигателя становится более мягкой. С повы-
шением степени сжатия увеличивается максимальное давление
сгорания, что и определяет предел повышения степени сжатия.
Коэффициент избытка воздуха. Изменение мощности дизеля
при постоянном числе оборотов вала достигается изменением
дозы топлива, подаваемого в камеру сгорания за цикл, при
неизменном количестве воздуха, поступающего в цилиндр за такт
впуска. Вследствие этого при изменении нагрузки изменяется
коэффициент избытка воздуха а. Наименьшее значение полу-
чается при максимальной подаче топлива за цикл (на режимах
максимальной мощности и максимального крутящего момента),,
а наибольшее — при холостом ходе двигателя. При малых вели-
чинах а увеличивается продолжительность сгорания, при этом
топливо не успевает своевременно сгореть. Чем меньше коэффи-
циент а, тем труднее достичь совершенного процесса с полным
сгоранием топлива. Поэтому наиболее трудным режимом в от-
ношении получения полного сгорания топлива является работа
222
при максимальной нагрузке. В быстроходных дизелях достигнуто
удовлетворительное качество смесеобразования, позволяющее
работать при максимальной мощности с а = 1,3-н 2,0.
Вихревые движения в камере сгорания. Они улучшают тепло-
отдачу от воздуха к топливу и способствуют лучшему переме-
шиванию частичек топлива с кислородом воздуха. Меньшая
интенсивность завихрений получается у дизелей с неразделенной
камерой, большая-—у вихрекамерных и предкамерных. Это
является одной из причин того, что для первых двигателей
в случае работы на пределе дымления требуются большие значе-
ния коэффициента избытка воздуха (а = 1,4 -ч- 2,0), а для
последних — меньшие (а = 1,3 4- 1,35).
Угол опережения впрыска топлива ($град)* Это угол поворота
коленчатого вала от момента начала впрыска топлива форсункой
в камеру сгорания до в. м. т. В практике эксплуатации и при
заводской регулировке новой топливной аппаратуры исполь-
зуется понятие «угол опережения впрыска топлива по мениску».
За начало впрыска топлива в этом случае условно принимают
начало движения мениска в открытой трубке высокого давления.
При изменении угла 0 изменяются скорость нарастания давле-
ния, максимальное давление сгорания, полнота индикаторной
диаграммы, мощность и экономичность работы двигателя.
Наивыгоднейший (оптимальный) угол QOnm определяется
опытным путем по регулировочной характеристике и его значе-
ние зависит от быстроходности двигателя, способа смесеобразо-
вания, степени сжатия и закона подачи топлива. Предкамерные
и вихрекамерные двигатели менее чувствительны к изменениям
угла 0, чем двигатели с непосредственным впрыском топлива.
При значительном увеличении угла 0 топливо впрыскивается
в камеру сгорания в тот момент, когда в цилиндре еще не
закончилось сжатие, т. е. при пониженных значениях температу-
ры и давления воздуха. Вследствие этого топливо медленнее
прогревается, а период задержки самовоспламенения <рг-, ско-
рость нарастания давления увеличиваются. При заниже-
Да
нии угла 0 сгорание топлива происходит в условиях увеличиваю-
щегося объема над поршнем, в результате чего уменьшаются
значения pz, , Ne и увеличивается расход топлива ge.
Да
Наивыгоднейший угол опережения впрыска 0onm изменяется
с изменением нагрузки Ne и числа оборотов двигателя.
Г л а в а 24. ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ
ДВИГАТЕЛЯ
Индикаторная мощность. Мощность, развиваемая газами
внутри цилиндра двигателя, называется индикаторной мощно-
стью. Средняя равнодействующая сил давления газов на пор-
223
шень за время рабочего хода равна произведению среднего
индикаторного давления pi на площадь поршня (диаметр D
в см). Произведение этой силы на путь, т. е. на длину хода
поршня S в см, равно работе А, совершенной расширяющимися
газами в одном цилиндре двигателя за один рабочий цикл:
л лЛ2 е л лЛ2 S г
А = р;-----S кГ-см = pt-----•----кГ-м.
В каждом цилиндре четырехтактного двигателя за два обо-
рота коленчатого вала происходит один рабочий цикл, поэтому
число рабочих циклов в секунду равно
п
2-60 Z’
где п — число оборотов вала в минуту;
i — число цилиндров.
Индикаторная мощность двигателя Ni равна произведению
работы, совершенной за один цикл, на число циклов в секунду:
АГ лЛ2 S п . г лЛ2 S rnl
[ — Pi--•------•-----1 к Г • м — Pi--•----•--------л.с,
4 100 2-60 4 100 2-60-75
Величина
4
представляет собой рабочий объем всех цилиндров двигателя,
выраженный в кубических сантиметрах. Рабочий объем Ул всех
цилиндров двигателя обычно выражается в литрах, поэтому,
заменяя в предыдущей формуле величину
лЛ2 с.
-----Si
4
равной ей величиной 7Л-1000, выраженной в литрах, получим
N. = „V 1000га.... = = P^L л. с„
100-60-75-2 900 225т
где т — число тактов в рабочем цикле двигателя.
Эффективная мощность и механический к. п. д. Часть инди-
каторной мощности двигателя затрачивается на механические
потери:
1) трение поршней и поршневых колец о стенки цилиндров,
трение в шатунных и коренных подшипниках коленчатого вала
и других трущихся деталей двигателя;
. 2) приведение в движение масляного и водяного насосов,
вентилятора и других вспомогательных механизмов;
3) насосные потери, затрачиваемые на осуществление тактов
впуска и выпуска;
224
4) трение между движущимися деталями двигателя и окру-
жающей средой. Эффективной мощностью двигателя Ne назы-
вается мощность, развиваемая на валу двигателя и используемая
для совершения полезной работы. Таким образом, индикаторная
мощность, получаемая в результате расширения газов в цилин-
дре, разделяется на эффективную Ne, передаваемую на колен-
чатый вал, и мощность потерь NT. Эффективная мощность Ne
может быть определена как разность Ne = Ni — NT л. с. Соот-
ветственно и среднее эффективное давление ре = Рг — Рт- По
аналогии со средним индикаторным давлением рг среднее эффек-
тивное давление ре представляет собой некоторое условное
постоянное давление, которое, действуя на поршень в течение
такта расширения, создает работу, равную эффективной работе
цикла.
Аналогично индикаторной мощности эффективная мощность
Ne =
е 225т
Среднее давление трения рт также можно представить в виде
некоторого постоянного давления на поршень, действие которого
в течение такта расширения создает работу, равную работе
трения. Примерно 40—60% от мощности потерь расходуется на
трение поршней и поршневых колец о стенки цилиндров. С уве-
личением числа оборотов вала двигателя мощность потерь воз-
растает. Величина рт приближенно может быть определена для
дизелей из выражения
рт ж 0,8 + 0,17оср кГ{см2,
где vcp — средняя скорость поршня в м!сек. Отношение эффек-
тивной мощности к индикаторной называется механическим
к. п. д. двигателя:
Чи=~= —, = Pe = ^\MPl-
Nt Pi
У существующих двигателей определяют условное среднее
давление трения рт кГ/см2 методом прокручивания двигателя.
Удельный расход топлива и коэффициенты полезного дейст-
вия. Количество топлива в килограммах, расходуемого двига-
телем за 1 ч работы, называется часовым расходом топлива GT-
Часовой расход топлива зависит от нагрузки и экономичности
двигателя. Величина GT не дает представления об экономичности
работы двигателя. Параметрами, характеризующими экономич-
ность работы двигателя, являются эффективный и индикаторный
удельные расходы топлива.
Количество топлива, расходуемое двигателем за 1 ч работы
на одну эффективную или индикаторную лошадиную силу, назы-
15 Заказ 848 225
вается соответственно эффективным ge или индикаторным gi
удельным расходом топлива:
Gr1000 GT.1000
ge =------- » gi =-------- Ф- с. ч.
Ne Ni
Связь между величинами ge и gi может быть выражена через
механический к. п. д.
We-
При работе тракторных дизелей на наиболее экономичных
режимах ge = 160 -е- 220 г/л. с. ч. Отношение количества тепло-
ты, превращаемой в эффективную или индикаторную механи-
ческую работу цикла, к затраченной теплоте топлива называется
соответственно эффективным или индикаторным к. п. д.
двигателя:
632-1000 632-1000
Че =------, Ч/ =--------->
Huge Hugi
где 632 — тепловой эквивалент 1 л. с. ч в ккал;
Ни — низшая теплотворность топлива в ккал/кг.
Значение индикаторного к. п. д. двигателя может быть опре-
делено по данным теплового расчета из выражения
= L — 1 >985а£0ргГ0
£ 427Яи Hu^vPo
Эффективный к. п. д. двигателя характеризует степень
использования теплоты с учетом всех видов потерь как тепло-
вых, так и механических. Индикаторный к. п. д. характеризует
тепловые потери, а механический к. п. д.— механические потери.
Механический к. п. д. у быстроходных дизелей — 0,73 ч- 0,87;
у карбюраторных двигателей — — 0,65 ч- 0,85. Совершенство
Действительного цикла по сравнению с идеальным теоретическим
циклом характеризует относительный к. п. д. r]Om-
К. п. Д. двигателя связаны между собой следующими соотно-
шениями:
Т|/ Y|g
П/ П/
где ф — термический к. п. д. идеального цикла. Из этих ра-
венств видно, что эффективный к. п. д. повышается при:
1) увеличении коэффициента x\t путем повышения степени
сжатия в; ..
2) увеличении коэффициента за счет приближения дей-
ствительного цикла к идеальному теоретическому циклу путем
улучшения процесса сгорания и уменьшения тепловых потерь;
3) увеличении коэффициента за счет снижения механиче-
ских потерь. У дизелей т]е — 0,28 0,36, у карбюраторных
двигателей т]е = 0,22 -н 0,27.
226
Удельные показатели двигателя. Литровой мощностью назы-
вается мощность, приходящаяся на 1 л рабочего объема
двигателя:
дг Ме _____ РеПУл
Л Ул 225тК
реП /
—----- Л. С. Л.
225т
Этот показатель характеризует двигатель в отношении ис-
пользования его литража. Чем больше литровая мощность, тем
меньше будут рабочий объем, габарит и вес двигателя данной
мощности. Для тракторных двигателей 15 л. с./л.
Удельной поршневой мощностью двигателя Ny условно называют
эффективную мощность, приходящуюся на 1 дм2 площади всех
поршней:
= Ne = репУл penFnSi = penS = РеЗМУср = РеУср ,^2
у Fni 225xFni 22bxFni 225т 225т 0,75т * '
где Fn — площадь днища поршня в дм2;
S — ход поршня в дм;
Sn = 300
здесь vcp — средняя скорость поршня в м/сек.
Как видно из последнего выражения, удельная мощность
зависит от эффективного давления ре, средней скорости поршня
vcp и числа тактов т, т. е. от факторов, характеризующих тепло-
вую и динамическую напряженность двигателя.
Удельным весом двигателя Gy называется вес двигателя,
приходящийся на 1 л, с. эффективной мощности двигателя:
Gy = -у- ^1 л. с.,
где Gd — вес двигателя в кг; для тракторных двигателей
Gy = 8 ч- 25 кг/л. с.
Глава 25. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Тепловой баланс двигателя. В двигателе за час его работы
сгорает GT кг топлива, в результате чего выделяется теплота
Q, равная произведению низшей теплотворности топлива Ни на
часовой расход топлива Q = HUGT. Только 20—35% этой тепло-
ты превращается в полезную работу двигателя, а остальная
теплота (65—80%) теряется с отработавшими газами, охлаж-
дающей водой и т. д. Распределение теплоты, выделяющейся
в двигателе при сгорании топлива, на теплоту, превращенную
в полезную работу, и различные тепловые потери называется
тепловым балансом. В общем виде уравнение теплового баланса
имеет вид
Q — HUGT = Qe + + Q2 + Qocm,
15*
227
где Qe — теплота, превращенная в полезную (эффективную)
работу двигателя;
0ж — теплота, потерянная в охлаждающую жидкость;
Q3 — теплота, уносимая отработавшими газами;
Qocm — прочие виды тепловых потерь.
Тепловой баланс существующего двигателя определяется
в результате его лабораторных испытаний. Для проектируемого
двигателя он может быть приближенно составлен на основании
теоретических расчетов следующим образом.
Теплота, превращаемая в полезную (эффективную) работу
двигателя за 1 ч:
Qe = 632Ne ккал/ч, или Q^==T]eQ ккал.
Теплота, превращаемая в индикаторную работу за 1 ч\
= ккал!ч, или Q,•== ккал.
Теплота механических потерь QMex = Qi — Qe- Теплоту Qw,
отданную в охлаждающую жидкость, можно точно определить
при испытании двигателя, а также по формуле
Qoic= C(teblx ккал/ч^
где С — теплоемкость жидкости в ккал/кг-град, принимае-
мая для воды равной единице;
tebix и tex — соответственно температуры жидкости, выходящей
из рубашки и входящей в рубашку двигателя;
Сж — количество жидкости, циркулирующей в рубашке
двигателя, в кг/ч. Ож, tebbX и tex определяются при
испытании двигателя.
Теплота, уносимая из двигателя отработавшими газами,
может быть определена как разность между теплосодержанием
отработавших газов тСpM3GTtr и теплосодержанием свежего
заряда mCpM3tQ из уравнения
Q2 = mCpMsGTt'r—mCpM3GTt^
где тСр и тСр — средние мольные теплоемкости продуктов
сгорания и свежего заряда при постоянном
давлении;
Мг и М3 — число молей продуктов сгорания и свежего
заряда, приходящееся на 1 кг топлива;
tr и /о — температуры газов в начале выпускной трубы
и свежего воздуха.
Допуская небольшую погрешность, можно принять, что
тСр = тСр и Мг = М3. Тогда
Qe = mC'pMfiT (t'r — tQ) ккал/ч.
228
Теплоту Q2 также можно определить при испытании двига-
теля с помощью специального калориметра.
Остаточный член Q0Cm уравнения теплового баланса вклю-
чает в себя все остальные трудно учитываемые потери теплоты,
как, например: теплота излучения внешних поверхностей двига-
теля; теплота, соответствующая кинетической энергии отрабо-
тавших газов; теплота, потерянная вследствие несовершенства
сгорания из-за плохого перемешивания топлива с воздухом,
малого времени сгорания и т. д. Остаточный член теплового
баланса определяется как разность Qocrn = Q—(Qe + Qik+Qs).
Тепловой баланс двигателя изменяется с изменением режима
работы двигателя. Тепловой баланс дает представление о рас-
пределении теплоты в двигателе и позволяет наметить меро-
приятия для уменьшения непроизводительных потерь теплоты
и увеличения доли теплоты, расходуемой на полезную работу.
Для тракторных дизелей при работе по внешней характеристике
Qe = (0,30—0,38) Q, = (0,15 — 0,35) Q,
Qs = (0,25 — 0,45)Q, Qocm = (0,2-0,5)Q.
Пример теплового расчета. Задачей теплового расчета двигателя является
определение показателей его рабочего цикла. На основании расчета с достаточ-
ной для практики точностью можно определить температуру газов, а также
максимальные и переменные давления их в цилиндре в зависимости от хода
поршня, необходимые для расчета деталей двигателя на прочность, жесткость
и износостойкость. По данным теплового расчета строят индикаторную диа-
грамму, подсчитывают среднее индикаторное давление и по заданной мощности
определяют число и размеры цилиндров для вновь проектируемого двигателя.
Тепловой расчет производят для режима работы двигателя, соответствующего
максимальной мощности и номинальному числу оборотов. При других режимах
работы двигателя, соответствующих частичной нагрузке или перегрузке (когда
момент, развиваемый двигателем, меньше или больше его момента при рас-
четной мощности), изменяются коэффициент избытка воздуха, степень предва-
рительного расширения, степень повышения давления и другие показатели.
Точность теплового расчета двигателя зависит от правильного выбора ис-
ходных параметров и коэффициентов, назначаемых по данным испытаний
аналогичных выполненных двигателей.
Окончательные показатели рабочего цикла нового двигателя выявляются
при испытании опытного образца. Чем больше при тепловом расчете исполь-
зуются фактические данные испытаний, тем ближе результаты испытаний пер-
вых опытных двигателей к расчетным данным.
Задание. Произвести тепловой расчет четырехтактного дизеля с турбо-
наддувом, предназначенного для установки на трактор. Максимальная эффектив-
ная мощность рядного двигателя N& = 160 л. с. при п — 1200 об!мин, число
цилиндров i = 4. Состав дизельного топлива в %: 86С. 13Н, 1ОТ. Низшая теп-
лотворная способность топлива Ни — 10000 ккал!кг.
Р а с ч е т. На основании данных испытаний современных дизелей аналогич-
ного типа (Д-130 и Д-160) принимаем для расчета следующие исходные пара-
метры и коэффициенты: степень сжатия 8 = 14, коэффициент избытка воздуха
а = 1,7, давление наддува — 1,43 кГ!см2, р0 = 1,033 кГ/см2, То = 288° К,
температура воздуха на выходе из нагнетателя Тк — 317° К, температура оста-
точных газов Тг = 750° К, подогрев воздуха от стенок ДТ = 3°, степень повы-
шения давления % = 1,6, коэффициент выделения тепла % = 0,8, коэффициент
полноты индикаторной диаграммы <рп = 0,95, механический к. п. д. двигателя
r]„H = 0,8, показатели политроп сжатия п\ = 1,37, расширения Пг = 1,24.
229
Впуск. Давление заряда в цилиндре в конце впуска (начале сжатия)
ра = 0,95 -рк = 0,95-1,43 = 1,36 кГ[см2. Давление остаточных газов рт — 0,9 рк —
= 0,9-1,43 = 1,287 кГ/см2. Коэффициент остаточных газов
= + 3 .-----L22Z-----_ 0.0307.
Тг spa-Рг 750 14-1,36—1,287
Температура начала сжатия
Тк + ДТ+^уГг 317+ 3+1,1-0,0307-750 QQ,O v
1 + у 1 +0,0307
Коэффициент наполнения
8 Pa TK 14 1,36 317
v 8—1 pK Ta(l + \) 14—1 1,43 335(1+0,0307)
Сжатие. Средний показатель политропы сжатия = 1,37.
Давление рс и температура Тс конца сжатия:
pc=spabni = 1,36-141,37 = 50,5 кГ/см2',
7’c = 7’ue'I‘~1 =335-141>37~1 =890° К.
Сгорание. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания
1 кг топлива:
1 / С t Н \
0,21 \ 12 "и 4 ~ 32 /
1__/ 0,86 0,13
0,21 \ 12 + 4
0,01 \ .
----- =0,495 кмоль.
32 /
Действительное количество воздуха при а = 1,7 (количество свежего за-
ряда):
М3= aL0 = 1,7-0,495 = 0,8415 кмоль.
Количество молей углекислого газа ^со2’ паР0В воды М Hj}O , свободного
кислорода Л4О2 и азота MNj} на 1 кг топлива:
С 0,86 Н 0,13
с°2 12 12 Нг° 2 2
Л40г =O,21(a—l)Lo = O,21(1,7—1)0,495= 0,0728;
= O,79aLo = 0,79-1,7-0,495 = 0,6648;
общее количество продуктов сгорания
= ^со2 + Л1Н2О + ^О2 + ^N2 =
= 0,0717 + 0,065 + 0,0728 + 0,6648 = 0,8743 кмоль.
Химический (теоретический) коэффициент молекулярного изменения
Мг 0,8743 , _
р,0 = — =--------- = 1,039.
го М3 0,8415
= 1,032.
Действительный коэффициент молекулярного изменения
р0 + у 1,039 + 0,0307
г 1+у 1 + 0,0307
230
В общем объеме газов Мс = М3 + Мг, находящихся в цилиндре в конце
такта сжатия, остаточные газы Мг составляют незначительную долю, поэтому
среднюю мольную теплоемкость при постоянном объеме тСус принимают
равной теплоемкости воздуха при температуре tc = Тс — 273 = 890—273 =
= 617°С, mCvc = 5,288 ккал!моль-град (находят из табл. 12). Температура
конца сгорания находится из уравнения (9):
0,8-10 000
1,032-1,0307-0,8415 +
5,288-617+ 1,985-1,6-617+542(1,6—1,032)
—I— ' — тС n-yt z *,
1,032 р
14 226 = tnCpztz.
Для определения теплоемкости mCpz задаемся приближенно температурой
tz = 1700° С. Максимальное давление газов в цилиндре
pz == kpc = 1,6-50,5 = 81 кГ/см2.
Средняя мольная теплоемкость газовой смеси при постоянном объеме
и температуре 1700°С
(mCVz)cO2^CO2 + (тСУг)н2О^Н2О + (mCVz)o2^Q2 + _
т ^co2 + ^h2o+^o2 + ^n2
10,725-0,0717 +8,183-0,065 +6,292-0,0728+ 5,836-0,6648
=--------------------------------------------------------=6,450.
0,0717 + 0,065 + 0,0728 + 0,6648
Значения средних мольных теплоемкостей составляющих газовой смеси —
углекислого газа (mCyz) СОг, водяного пара (mCvzj^Q, азота (тСуг)^2
и кислорода (mCVz)Q2 взяты из табл. 12 для температуры 1700° С.
Средняя мольная, теплоемкость газовой смеси при постоянном давлении
и температуре 1700° С
тСРг~ тСуг + 1,985 = 6,450+ 1,985 — 8,435.
Максимальная температура газов в цилиндре из уравнения (9):
14 926 14 926
-------=--------= 1682° С, 7+==. 1682 + 273= 1955 °К.
тСвг 8,435
Расширение. Показатель политропы расширения п2 = 1,24.
Степень предварительного расширения
и7\ 1,032-1955
р = =------------=1,42.
н ХТС 1,6-890
Степень последующего расширения •
Давление в конце расширения
Pz 81
Температура в конце расширения
Tz 1955
231
Среднее индикаторное давление. Среднее теоретическое инди-
каторное давление (определенное по нескругленной индикаторной диаграмме)
находим из формулы (12), подставляя в нее найденные ранее численные зна-
чения
Pi
50,5 Г
__[1,6(1,42-1) +
1,6-1,42 /
1,24—1 V
1
Э^б1’24”1
1
1,37—1
141,37-1 , 0
= 11,62.
1
Действительное среднее индикаторное давление (принимаем срп = 0,96
Pi = p'i <РП s 11,62-0,96 = 11,15 кГ/см2.
Приняв = 0,8, найдем среднее эффективное давление
Ре = ЛжР/ = 0,8-11,15 = 8,92 кГ/см2.
Среднее давление трения при = 0,8:
pT=pf—pe= 11,15—8,92 = 2,23.
Основные размеры двигателя. Рабочий объем двигателя
= .1-809.0.°_ = 13,45.
реп 8,92-1200
Принимаем S/D = 1,41, тогда диаметр цилиндра
_______.........
и~У i-0,785-S/D ~ г 4-0,785-1,41
Ход поршня 5 = 1,41 -D = 1,41 • 1,45 = 2,04, округляем до 2,05 дм.
Находим У л для принятых D и S:
лП2 3,14-1,452
Ул =------ Si =------------- -2,05-4 = 13,54 дм*.
4 4
Ул, определенное по окончательно принятым D и S, незначительно больше
предварительно определенного значения Ул (13,54 > 13,45); разница между
ними находится в допустимых пределах.
Средняя скорость поршня
Sn 0,205-1200
vcp = --------ы-----= 812 м/сек-
ои ои
Среднее давление трения с учетом средней скорости поршня
vCp = 8,2 м!сек, рт = 0,8 + 0,17i^ = 0,8 + 0,17-8,2 = 2,2 кГ/см2
отличается от первоначально принятого рт = 2,23 кГ1см2 в допустимых пре-
делах.
Индикаторные и эффективные показатели двигателя.
Индикаторная мощность
рУлп 11,15-13,54-1200
/ — _ _ — _ _ — 201,3 л, с,
900 900
Индикаторный к. п. д.
1,985aLQpiTK 1,985-0,8415-11,15-317
у.. __ — .___________ ,, .. —. .... । =0 44
HiflvPK 10 000-0,94-1,43 ’ ’
232
Эффективный к. п. д. т]* = = 0,44-0,80 = 0,352.
Расход топлива на индикаторную л. с. ч
632
632
10 000-0,44
= 0,144 кг/л. с. ч.
Расход топлива на эффективную л. с. ч
632 632
ge =-----=-------------=0,180 кг/э. л. с. ч.
ё Нм 10 000-0,352
Глава 26. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Нагрузка и соответственно мощность и число оборотов дви-
гателя при выполнении различных работ могут изменяться
в достаточно широких пределах. С изменением режима изме-
няется экономичность, т. е. удельный расход топлива. Для
сравнительной оценки двигателей и анализа технико-экономиче-
ских показателей их работы пользуются характеристиками —
кривыми, графически изображающими изменение мощности
и экономичности двигателя в зависимости от изменения нагрузки
(нагрузочная характеристика) или числа оборотов коленчатого
вала (скоростная характеристика).
Данные для построения характеристик получают при испы-
тании двигателя на специальном стенде, который позволяет
изменять как нагрузку на двигатель, так и число его оборотов
от минимума до максимума. Стенд оборудуется приборами, не-
посредственно измеряющими число оборотов коленчатого вала п,
крутящий момент на валу Ме и часовой расход топлива GT.
Зная Ме, п и GT, по формулам подсчитывают значения эффек-
тивной мощности Ne и удельного расхода топлива ge.
Кроме скоростной и нагрузочной, снимается и регулировоч-
ная характеристика, которую используют для выявления наивы-
годнейших значений регулировочных параметров: угла опере-
жения подачи топлива (в дизелях), угла опережения зажигания
(в карбюраторных двигателях), расхода топлива и др. Для
тракторного дизеля большое значение имеет регуляторная харак-
теристика, которая снимается при его работе с регулятором. Все
характеристики снимают при наивыгоднейших и неизменных
температурах масла в картере двигателя и воды в системе
охлаждения. Методы снятия характеристик двигателей обуслов-
ливаются ГОСТом 491—55.
Регулировочная характеристика. Установление наивыгодней-
ших регулировочных параметров: угла опережения подачи
топлива, расхода топлива, давления впрыска топлива форсун-
ками и тому подобных для вновь спроектированного двигателя
производят на основе регулировочной характеристики, постро-
енной по данным испытаний опытного образца.
Регулировочная характеристика по углу опережения подачи
топлива 6 град (рис. 116) показывает зависимость часового
233
и удельного расходов топлива при постоянном числе оборотов
коленчатого вала и неизменной мощности двигателя от угла
опережения. Эта характеристика выявляет наивыгоднейшее
(оптимальное) значение угла
Рис. 116. Регулировочная характери-
стика дизеля по углу опережения
подачи топлива при п — 1050 об/мин
Оопт 2/761(5.
Регулировочная характери-
стика по расходу топлива
(по составу смеси) дизеля
(рис. 117) снимается при по-
стоянном номинальном числе
оборотов и принятых для дан-
ного дизеля угле опережения
и давлении впрыска топлива,
при этом часовой расход топ-
лива изменяется перемещени-
ем рейки топливного насоса.
Она позволяет установить оп-
тимальную максимальную ча-
совую подачу топлива насосом,
ограничиваемую упором.
На рис. 117 приведена регулировочная характеристика по
расходу топлива дизеля Д-130, снятая при п = 1070 об!мин. На
этом графике также нане-
сены кривые изменения
температуры выпускных
газов и повышения давле-
ния в турбокомпрессоре
Д/?к. Линия АА соответ-
ствует наиболее эконо-
мичному режиму, линия
ВВ — режиму макси-
мальной мощности.
Нагрузочная характе-
ристика. Она показывает
изменение удельного и ча-
сового расходов топлива
в зависимости от измене-
Рис. 117. Регулировочная характеристика
дизеля по расходу топлива
ния эффективной мощно-
сти двигателя, среднего
эффективного давления ре
при постоянном числе оборотов. Изменение GT и Ne у дизелей
достигается перемещением рейки топливного насоса. При этом
количество воздуха, поступающего в цилиндр дизеля за цикл,
остается постоянным, а изменяется количество впрыскиваемого
топлива и коэффициент избытка воздуха а.
На рис. 118 показана нагрузочная характеристика дизеля.
Она позволяет найти наиболее характерные режимы работы
двигателя при данном числе оборотов. В, начале координат
234
Ne = 0 двигатель работает на холостом ходу. В этот момент
Ni = Nm, ge = оо, а часовой расход Gr равен часовому расходу
топлива на холостом ходу двигателя при данном числе оборотов
вала. Точка 1 на кривой удельных расходов топлива и точка Г
на кривой часового расхода топлива соответствуют минимально^
му удельному расходу топлива при данном числе оборотов, при
этом происходит полное сгорание топлива и бездымный выпуск.
При увеличении подачи топлива за цикл коэффициент а умень-
шается, и в точке 2 он становится близким к единице. Эта
точка соответствует максимально возможной неэксплуатацион-
ной мощности двигателя при данном числе оборотов, которая
может быть получена только при
экспериментах.
Несмотря на то, что в цилинд-
ре дизеля имеется достаточное
для сгорания топлива количество
воздуха (а > 1), топливо сгорает
неполностью из-за несовершенст-
ва перемешивания его с возду-
хом. При этом несгоревший угле-
род топлива выходит в окружаю-
щую атмосферу вместе с отрабо-
тавшими газами, окрашивая их в
темно-серый цвет (дымный вы-
пуск). При дальнейшем увеличе-
Рис. 118. Нагрузочная характери-
стика дизеля
нии часового расхода топлива
(участок 2—4) дымление увеличивается, так как коэффициент а
снижается до значений, меньших единицы. Между точками 1 и
2 находится точка 3, которая отвечает условиям сгорания топли-
ва на границе начала дымления. Точки на кривой часового рас-
хода топлива соответствуют: Г—минимальному удельному рас-
ходу топлива, 2'— максимальной неэксплуатационной мощности,
3'—началу дымления. Заметное дымление у нормально работа-
ющих предкамерных и вихрекамерных дизелей начинается при-
мерно при а= 1,3, а в дизелях с неразделенной камерой сгора-
ния дымление начинается при больших значениях а. Возможны-
ми эксплуатационными режимами работы двигателя при данном
значении п об!мин являются точки на кривой, расположенные
левее точки 3. Работа дизеля на режимах, соответствующих точ-
кам кривой ge, расположенным между точками 3—4, не допус-
кается.
Скоростные характеристики. График, показывающий зависи-
мость мощности, крутящего момента, часового и удельного
расходов топлива и других показателей работы двигателя от
числа оборотов, называется скоростной характеристикой. Ско-
ростные характеристики подразделяют на внешние и частичные.
Если при снятии скоростной характеристики на каждом
скоростном режиме увеличивать перемещением рейки подачу
23$
Рис. 119. Скоростные харак-
теристики дизеля
топлива за цикл до начала едва заметного дымления выпускных
газов и на графике нанести полученные при этом значения
мощностей, то такая характеристика называется скоростной
характеристикой по пределу дымления (кривая 2, рис. 119).
При снятии этой характеристики расходы топлива для каждого-
из скоростных режимов определяются точками 3 (рис. 118).
Если при каждом скоростном режиме увеличивать подачу
топлива за цикл до получения максимально возможной мощно-
сти (точка 2, рис. 118) и по значениям предельной мощности
построить кривую, то такая кривая определяет предельно
возможные эффективные мощности дизеля на разных числах
оборотов и называется предельной скоростной характеристикой
или абсолютной внешней характери-
стикой (кривая /, рис. 119). Точки
этой характеристики могут быть полу-
чены только при экспериментах. Поле
максимально допустимых нагрузочных
режимов в условиях эксплуатации ог-
раничивается скоростной характери-
стикой предела дымления. При этом
получается наиболее высокая эксплуа-
тационная мощность с допустимым пе-
рерасходом топлива. Работа в экс-
плуатации при более высоких нагруз-
ках недопустима, так как вследствие
резкого ухудшения процесса сгорания она оказывается неэконо-
мичной, сопровождается значительным дымлением, интенсив-
ным нагарообразованием и тепловым перенапряжением.
Внешняя эксплуатационная скоростная характеристика. Для
получения ее дизель испытывают, устанавливая рейку топлив-
ного насоса на номинальном числе оборотов в положение, при
котором начинается едва заметное дымление выпускных газов
(точка а, рис. 119). В этой точке рейка насоса находится
в одном и том же положении при снятии как скоростной по
пределу дымления, так и внешней эксплуатационной характери-
стик.
Далее, не изменяя положения рейки насоса, дизель испы-
тывают на разных оборотах. Полученные при этом значения
мощностей наносят на график и получают внешнюю эксплуата-
ционную характеристику (кривая 5, рис. 119).
В дизелях с корректором подачи топлива для режима макси-
мальной мощности при номинальном числе оборотов устанав-
ливают подачу топлива за цикл меньше, чем это необходимо для
работы двигателя на пределе дымления. При этом внешняя
характеристика двигателя (кривые 2, рис. 120), снятая при
упоре рейки топливного насоса в корректор подачи топлива без
деформации его пружины, расположится ниже характеристики
по пределу дымления (кривая /, рис. 120). Для получения уве-
236
личенного крутящего момента на перегрузке увеличивается
подача топлива за цикл до предела дымления дополнительным
перемещением рейки за счет деформации пружины корректора.
Поле между характери-
стикой предела дымления и
эксплуатационной внешней
характеристикой называется
областью использования за-
паса крутящего момента.
Штриховые кривые 3 изме-
нения мощности и крутяще-
го момента являются харак-
теристиками двигателя, сня-
тыми при его работе с регу-
лятором и корректором по-
дачи топлива. На рис. 121
изображена внешняя эксплу-
атационная характеристика
дизеля Д-130, снятая при его
ром подачи топлива. При ма;
Рис. 120. Характеристика предела кор-
ректирования подачи топлива дизеля
работе с регулятором и корректо-
ых числах оборотов сгорание топ-
Рис. 121. Внешняя эксплуатационная характеристика
дизеля Д-130
лива протекает сравнительно медленно и сопровождается боль-
шей теплоотдачей в охлаждающую воду. Поэтому среднее эф-
фективное давление ре, а соответственно и крутящий момент дви-
гателя Ме имеют меньшие значения. По мере увеличения числа
оборотов величины ре и Ме вначале несколько увеличиваются за
счет улучшения условий сгорания и уменьшения теплоотдачи
237
в воду. Этот рост при дальнейшем увеличении числа оборотов
замедляется вследствие уменьшения коэффициента наполнения
и увеличения механических потерь. При некотором значении
числа оборотов п крутящий момент достигает максимума, а за-
тем начинает снижаться.
Внешнюю скоростную характеристику для вновь проектируе-
мого двигателя в первом приближении можно построить, зада-
ваясь различными значениями пе и определяя по эмпирическим
формулам Ne и ge:
Ne = Ne max [C, + C2^- p- Y 1 Л. C.',
L \ / _
ёе ёе н
(13)
(14)
1,55—1,55-^- +
Пн
г/л. с. ч,
где Ne, пе и ge — соответственно эффективная мощность в л. с..
число оборотов в минуту, удельный расход
топлива в г/л. с. ч. для определяемой точки;
Рис. 122. Регуляторная характеристика
дизеля Д-130
Ne max, geH— МЗКСИМаЛЬ-
ная мощность в л. с., число
оборотов в минуту и удель-
ный расход топлива в
г/л. с. ч, соответствующие
максимальной мощности
двигателя;
Ci и С2— коэффициенты, за-
висящие от типа двигателя
(для дизелей с неразделен-
ной камерой сгорания Ci =
= 0,87; С2 = 1,13; для ди-
зелей с предкамерой Cj =
= 0,6; С2 = 1,4; для дизелей
с вихревой камерой Ci =
= 0,7; С2 = 1,3). Значение
geH берется из теплового
расчета.
Каждая частичная скоро-
стная характеристика сни-
мается при определенном
постоянном положении рей-
ки, соответствующем меньшему значению часового расхода топ-
лива, чем при снятии нормальной внешней скоростной характе-
ристики. Для каждого двигателя может быть снято любое коли-
чество частичных характеристик, в то время как нормальная
внешняя характеристика может быть только одна.
Регуляторная характеристика. Эта характеристика снимается
при работе двигателя с регулятором при постоянном натяжении
пружины и принятыми для эксплуатации регулировками. Мощ-
238
ность двигателя изменяется от Ne = 0 при холостом ходе до
М?тах. При перегрузке двигатель работает по внешней скорост-
ной характеристике с корректором. Если на двигателе установ-
лен всережимный регулятор, возможно снятие нескольких регу-
ляторных характеристик при различных натяжениях пружины.
Регуляторная характеристика дизеля Д-130, показанная на
рис. 122, представляет собой зависимость величин Ме> п, GT, и ge
от мощности Ne. Эта -характеристика принята в качестве основ-
ной при испытании тракторов, так как она удобна для анализа
экономичности работы двига-
теля в зависимости от его за-
грузки при работе с регулято-
ром.
Наиболее характерными
точками внешней эксплуатаци-
онной характеристики (рис.
121) являются холостой ход
(точка х), максимальная (рас-
четная) мощность Ne (точка
н), максимальный крутящий
момент Ме (точка т), мини-
мальный удельный расход топ-
&т
кг/ч
Рис. 123. Характеристика холостого
хода дизеля Д-130
лива ge.
По характеристике можно определить коэффициент приспо-
собляемости Л, запас крутящего момента К', степень неравно-
мерности регулятора б, степень снижения числа оборотов вала
в области перегрузок а, которые представляют отношения:
К __ Метах . д/ __ Мегпах Мен |QQo/ . g __ хтах пн jQQn/»
tlcp
a=
Пн
где Men — момент двигателя, соответствующий мак-
симальной мощности;
пх max — число оборотов вала двигателя при хо-
лостом ходе;
пн — номинальное число оборотов вала при
максимальной мощности;
tim — число оборотов вала, соответствующее
максимальному моменту;
пср = —среднее число оборотов вала.
Характеристика холостого хода (рис. 123). Она снимается
без нагрузки и представляет собой кривую зависимости часового
расхода топлива от числа оборотов вала двигателя, которые из-
меняются ОТ tlx min ДО tlx max- Характеристика холостого хода
служит для оценки экономичности работы двигателя при холо-
стом ходе.
239
Глава 27. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА
КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
§ 5. КИНЕМАТИКА ЦЕНТРАЛЬНОГО КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО
МЕХАНИЗМА
Кривошипно-шатунный механизм двигателя служит для пре-
вращения прямолинейного возвратно-поступательного движения
поршня во вращательное движение коленчатого вала.
Кривошипно-шатунный механизм называется центральным,
если ось коленчатого вала пересекает ось цилиндра (рис. 124),
Рис. 124. Схема центрально-
го кривошипно-шатунного
механизма
Рис. 125. Схемы кривошипно-шатунных
механизмов:
а — дезаксиального; б — с прицепным шату-
ном для V-образного двигателя
и смещенным (дезаксиальным) (рис. 125, а)—когда ось вала
смещена по отношению к оси цилиндра. Смещенный кривошип-
но-шатунный механизм не получил широкого распространения.
У отдельных V-образных двигателей, как, например, у дизеля
трактора ДЭТ-250, применяется кривошипно-шатунный механизм
с прицепным шатуном (рис. 125, б). В этом случае для упроще-
ния расчетов приближенно можно считать, что движение поршня
прицепного шатуна происходит по тому же закону, что и движе-
ние поршня главного шатуна.
В дальнейшем рассматриваем только центральный криво-
шипно-шатунный механизм, основными размерами которого яв-
240
ляются: радиус кривошипа г и длина шатуна I. Введем следую-
щие обозначения: отношение
г _ 1 1
I ~ ~ 3,5 ’ 4,5
и ход поршня S = 2г.
При постоянной угловой скорости вращения коленчатого вала
о скорость и ускорение поступательного движения поршня не-
прерывно изменяются как по величине, так и по направлению.
Определение перемещений, скоростей и ускорений поршня
при различных положениях кривошипа в условиях со = const яв-
ляется задачей кинематического расчета кривошипно-шатунного
механизма. На основе кинематического и динамического расче-
тов кривошипно-шатунного механизма могут быть определены
величина и характер изменения нагрузок на его детали.
Перемещение поршня. За исходное положение механизма для
отсчета углов а принимается положение поршня в в.м.т. Как
видно из j)HC. 124, перемещение Sx поршня от в.м.т. для любого
положения кривошипа в зависимости от угла а определится
из выражения
Sx = l + r—(/cosp + rcosa). (15)
Для удобства изучения движения поршня выражение (15)
преобразуют, выражая перемещение Sx как функцию только
угла а. Так как
г sin а = I sin р, то sin р = % sin а, a
1
cos р = V1—sin2 р = V1—A,2sin2a = (l—Л2 sin2 а)2 .
Раскладываем правую часть последнего уравнения как бином
Ньютона:
о «19 • 9 \4" 1 X2 sin2 a X4 sin4 a
cos P = (1 — Л2 sin2 a)2 =1----------------....
1 V 7 2 1-2-4
При значении
третий член
V sin4— = 0,00083,
1-2-4
а все последующие члены будут иметь еще меньшие значения,
поэтому ими можно пренебречь. Тогда, ограничившись с доста-
точной для практики точностью только двумя первыми членами
бинома Ньютона, получим
16 Заказ 848
241
Подставив приближенное значение cos р в уравнение (15)
и заменив Л2 на К у , получим
о , 1 1 . I'kr sin2 а
. S =r4-Z—г cos а—Z4-------------
х 21
। X • 9 \
cos а 4-----sin2 а ),
2 /
так как
. с) 1 — cos 2а
sin2 а =-----------
2
то
А
4
Sx = г
%
cos а 4----cos 2а
4
(16)
Скорость поршня. Зная уравнение (16) перемещения поршня,
можно найти выражение для скорости его движения. Для этого
нужно взять первую производную от пути Sx по времени Z. Тогда
скорость поршня
dSx
v ——-
dt
dSx
da
da
~dt ’
da ,
где------первая производная от угла а по времени г, представ-
dt
ляющая собой угловую скорость со в рад/сек. Тогда
v = гео ( sin а 4- — sin 2а \ м/сек,
где угловая скорость
2лп лп
со =------=-----;
60 30
п — число оборотов вала в минуту. Для сравнения быстроходно-
сти двигателей определяют условную среднюю скорость поршня
2Sn Sn ,
vCD =-----------------------=-----мсек.
ср 60 30
Для современных тракторных двигателей средние скорости
vCp = 6ч-10 м/сек. С достаточной для практики точностью можно
считать, что максимального значения скорость поршня t/max до-
стигает при а + р = 90°, когда ось шатуна занимает положение,
перпендикулярное к радиусу кривошипа. Значение максимальной
скорости можно приближенно принимать: утах = 1,625 vcp.
_. __ dv
Ускорение поршня. Первая производная — от скорости v
dt
по времени t даст выражение для ускорения / поршня:
dv dv da . л п ч
/ —---=------.---= ro2 (cos а 4- A cos 2а).
dt da dt
242
На рис. 126 показаны кривые перемещений Зж, скоростей v
и ускорений / поршня для различных последовательных положе-
ний кривошипа от а = 0 до а = 360°. Кривые построены по сле-
дующим данным: г = 67,5 мм, I — 255 мм и п= 1400 об/мин. По
оси абсцисс отложен угол поворота кривошипа в градусах, по
оси ординат — соответствующие этим положениям кривошипа
величины Sx, v и /. В в.м.т. скорость перемещения поршня равна
нулю, так как sin 0°= 0. При движении поршня от в.м.т. до н.м.т.
скорость его сначала увеличивается от нуля до максимальной
величины (при а 75°), а затем уменьшается от максимальной
Рис. 126. Графики перемещений Sx, скорости v и ускорения /
поршня в зависимости от угла а
величины до нуля в н.м.т. Величина ускорения поршня имеет
максимум при а = 0, т. е. в в.м.т., так как cosO0 = 1, при этом
/шах = г<в2(1 + %). При а — 180°, т. е. в н.м.т., абсолютная ве-
личина ускорения /о=180° =—г<в2(1 — %) м/сек, т. е. меньше
максимального значения на величину 2г®2Л.. Ускорение равно
нулю, когда абсолютное значение скорости достигает максимума,
т. е. при а ~ 75°.
Скорость или ускорение считаются положительными, если они
направлены к центру кривошипа, а отрицательными — если они
направлены от центра. Периодичность изменения скоростей
и ускорений движения поршня равна 360°. Для облегчения рас-
четов значения тригонометрических функций
- / 1 \ / % \ 1 / % \
(14----) — (cos а Ч-cos 2а) и (sina4----sin 2а)
A 4/V 4 /J \ 2 /
и (cos а Ч-^ cos 2а);
для различных величин % и а даны в табл. 13 и 14.
16* 243
Таблица 13
Значения
для различных величин % и а в град
X x 1 i 1 1 1 1 A, /
a x. град X. 3,2 3,4 3,6 3,8 4,0 4,2 / a / град
0 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 360
10 0,020 0,020 0,019 0,019 0,019 0,019 350
20 0,079 0,078 0,077 0,076 0,075 0,074 340
30 0,173 0,171 0,169 0,167 0,165 0,164 330
40 0,298 0,295 0,291 0,288 0,286 0,284 320
50 0,449 0,444 0,439 0,434 0,431 0,427 310
60 0,617 0,610 0,604 0,599 0,594 0,590 300
70 0,796 0,788 0,781 0,774 0,768 0,763 290
80 0,978 0,969 0,961 0,954 0,948 0,943 280
90 1,156 1,147 1,139 1,132 1,125 1,119 270
100 1,325 1,316 1,308 1,301 1,295 1,289 260
110 1,480 1,472 1,465 1,458 1,452 1,447 250
120 1,617 1,610 1,604 1,599 1,594 1,590 240
130 1,734 1,729 1,724 1,720 1,716 1,713 230
140 1,831 1,827 1,823 1,820 1,818 1,815 220
150 1,905 1,903 1,901 1,899 1,897 1,896 210
160 1,958 1,957 1,956 1,955 1,954 1,954 200
170 1,989 1,980 1,989 1,989 1,989 1,989 190
180 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000 180
Кинематика шатуна. Шатун совершает сложное движение,
которое складывается из поступательного перемещения и враще-
ния вокруг оси поршневого пальца. При этом точка А (см.
рис. 124) совершает прямолинейное возвратно-поступательное
движение по оси цилиндра, а точка В равномерно перемещается
по окружности радиуса кривошипа. Угол р поворота шатуна от-
носительно оси цилиндра находим из выражения sin р = ^sina;
Р = arc sinsin а). Максимальное отклонение шатуна соответ-
ствует углам а = 90° и а = 270°, при этом pmax = arc sin %. Угло-
вая скорость вращения шатуна
dQ dQ da dp
(дш = —— = —— • ---= co —— .
dt da dt da
Продифференцировав равенство sinp = Xsina, получим
cos p dp = X cos a da,
откуда
dp _ cos a
da cos P
244
Таблица 14
Значения (sin а + — sin 2а) и (cos а + Xcos 2а)
для различных величин X и а в град
% а х. град Знак 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 Знак X // / а / град
Значения (sin а + — sin 2а)
0 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 — 360
10 + 0,227 0,224 0,221 0,218 0,216 0,214 — 350
20 + 0,443 0,437 0,432 0,427 0,423 0,419 — 340
30 + 0,637 0,629 0,622 0,615 0,609 0,604 — 330
40 + 0,799 0,790 0,780 0,775 0,768 0,762 — 320
50 + 0,924 0,915 0,906 0,898 0,891 0,885 — 310
60 + 1,007 0,998 0,990 0,983 0,977 0,971 — 300
70 1,045 1,038 1,032 1,027 1,022 1,018 — 290
80 + 1,041 1,037 1,034 1,031 1,029 1,027 — 280
90 + 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 — 270
100 + 0,929 0,932 0,935 0,938 0,941 0,943 — 260
ПО + 0,835 0,841 0,847 0,852 0,957 0,861 — 250
120 + 0,725 0,734 0,742 0,749 0,755 0,761 — 240
130 0,608 0,617 0,626 0,634 0,641 0,647 — 230
140 + 0,486 0,495 0,503 0,511 0,518 0,524 — 220
150 + 0,363 0,371 0,378 0,385 0,391 0,396 — 210
160 + 0,241 0,247 0,252 0,257 0,261 0,265 — 200
170 + 0,120 0,123 0,126 0,129 0,131 0,133 — 190
180 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 — 180
Значения (cos а + л cos 2а)
0 + 1,312 1,294 1,278 1,263 1,250 1,238 + 360
10 + 1,278 1,261 1,246 1,232 1,220 1,208 + 350
20 -L 1,178 1,165 1,152 1,141 1,131 1,122 + 340
30 + 1,022 1,013 1,005 0,997 0,991 0,985 + 330
40 + 0,820 0,817 0,814 0,812 0,809 0,807 + 320
50 + 0,589 0,592 0,595 0,597 0,599 0,601 310
60 + 0,344 0,353 0,361 0,368 0,375 0,381 + 300
70 + 0,103 0,117 0,129 0,140 0,150 0,160 + 290
80 0,120 0,103 0,087 0,073 0,061 0,050 280
90 — 0,312 0,294 0,278 0,263 0,250 0,238 — 270
100 — 0,486 0,467 0,450 0,435 0,421 0,408 — 260
ПО — 0,581 0,567 0,555 0,543 0,533 0,524 — 250
120 — 0,656 0,617 0,639 0,631 0,625 0,619 — 240
130 — 0,697 0,694 0,691 0,688 0,686 0,684 — 230
140 — 0,712 0,715 0,718 0,720 0,723 0,725 — 220
150 — 0,710 0,719 0,727 0,734 0,741 0,747 — 210
160 — 0,700 0,714 0,727 0,738 0,748 0,757 — 200
170 — 0,691 0,708 0,724 0,738 0,750 0,761 190
180 — 0,687 0,706 0,722 0,737 0,750 0,762 — 180
245
Тогда
cow= (оХ
cos а
cos Р
соХ cos а
V1— X2sin2a
со% cos a.
Максимальное значение угловой скорости шатуна (сош)тах =
= ±соХ приобретает при а = 0 и а = 180°. Взяв производную
по времени от угловой скорости, получим угловое ускорение ша-
туна
da sin а
еш = ---хг = —®2%(1—V)——
dt da dt cos3 (3
Максимальное значение еш получается при a = 90° и a = 270°,
и оно равно
_ X®2
8штаХ-Т ’’
при a = 0° и a = 180° еш = 0.
$ 6. ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
В результате динамического расчета кривошипно-шатунного
механизма определяют для ряда положений кривошипа за пол-
ный рабочий цикл значения сил давления газов (индекс г) в ци-
линдре и сил инерции движущихся масс и, складывая их, нахо-
дят суммарные силы и моменты, действующие в кривошипно-
шатунном механизме работающего двигателя. Вес деталей
и силы трения в этом расчете не учитывают, так как они незна-
чительны в сравнении с другими силами. Силы инерции разделя-
ют на силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно
(индекс /), и силы инерции неуравновешенных вращающихся
масс (индекс г). Определение и анализ изменения этих сил не-
обходимы для проведения расчетов деталей механизма на проч-
ность, нагрузок на подшипники и т. д.
Силы давления газов на поршень. Динамическому расчету
кривошипно-шатунного механизма предшествует тепловой рас-
чет, по результатам которого строится индикаторная диаграмма
в координатах р, V. Удельная сила давления газов руэ кГ/см2,
действующая на поршень, равна разности абсолютных давлений
газов над поршнем р и под поршнем ро, т. е. равна избыточному
давлению газов в надпоршневом пространстве, так как давление
газов ро под поршнем (внутри картера) можно принять посто-
янным и равным атмосферному. Равнодействующая Рг этих сил
направлена по оси цилиндра и может быть определена из вы-
ражения
Рг~Рдг)рп кГ,
„ TtD2 п
где Fn --------площадь поршня в см2.
4
246
За рабочий цикл двигателя сила избыточного давления Рг на
поршень изменяется как по величине, так и по направлению.
У двигателей без наддува во время такта впуска абсолютное дав-
ление газов над поршнем меньше атмосферного, поэтому сила
Рг направлена снизу вверх против движения поршня. Во время
тактов сжатия и выпуска абсолютное давление газов больше ат-
мосферного, поэтому сила Рг также противодействует движению
поршня вверх. Во время такта расширения сила Рг направлена
по ходу поршня и, перемещая его, совершает полезную работу.
Перемещения, скорости и ускорения поршня, а также значе-
ния сил инерции Pj в расчете находятся как f(a), поэтому инди-
каторную диаграмму, построенную по результатам теплового
расчета (методика построения ее дана на стр. 212), для облег-
чения определения суммарных сил (Рг + Pj) и дальнейшего
динамического расчета кривошипно-шатунного механизма из ко-
ординат р, V перестраивают в развернутую диаграмму также
в координатах Рг, а (рис. 127).
Существуют различные способы перестройки, один из них по
методу Ф. А. Брикса приводится на рис. 127. Ход поршня S (раз-
мер Уя) на оси абсцисс делят пополам и находят точки О и Оь
Под индикаторной диаграммой р, V из точки Oj, как из центра
кривошипа, проводят полуокружность радиусом г = S/2 в мас-
штабе, принятом для S при построении диаграммы р, V. Полу-
окружность делят на равные части (6, 9, 12 или 18) и полученные
точки деления соединяют с центром Oi радиальными лучами.
Откладывают от точки О] вправо расстояние V/2 (в том же мас-
штабе, что и размер S), учитывающее длину шатуна, и находят
точку Ог- Из точки О2 проводят лучи, параллельные радиальным
лучам, и из точек их пересечения с полуокружностью проводят
вертикали до пересечения их с кривыми индикаторной диа-
граммы.
Полученные при этом пересечения вертикалей с осью абсцисс
определяют положения поршня для различных углов а поворота
кривошипа от 0 до 720°, а отрезки по вертикали от линии ро атмо-
сферного давления до пересечения с кривыми индикаторной диа-
граммы— давления газов рг при соответствующих положениях
кривошипа. Линию атмосферного давления ро индикаторной
диаграммы продолжают вправо и, принимая ее за ось абсцисс
развернутой диаграммы Р, а сил давления газов, отмечают на
ней точки для значений угла а от 0 до 720°. При этом задаются
масштабом для угла а. Перенося по горизонтали давления газов,
соответствующие положениям поршня во время тактов впуска
(а = 04-180°), сжатия (а = 1804-360°), расширения (а = 3604-
4- 540°) и выпуска (а = 5404-720°), для различных значений а
строят диаграмму в координатах Р, а. При наличии полученной
при испытании двигателя диаграммы рг, а возможно графически
перестроить ее в диаграмму р, V, пользуясь методом
Ф. А. Брикса.
247
к»
00
р
Vc
юом>зшо
b
ЗбОМ
160;200:520,560
М,220; 500:580
№0;400; 320;40
660:420;300,50
640,440:280:80^
лк
Рис. 127. Перестройка индикаторной диа-
граммы из координат р, V в координаты
Р, а,
120;240;480-.600
00-,260;460;620
0-,180-,270-,450-.630
1.1 I I I-1 I
\т\б40\Ж\720
Ю 380 420 460 500 540 580 620 №0 100
^0 \ 40\80 \4()\1^\200\Щ
18O-,54O\zo 60 100 140 180 220 260 300 340 380 420 460 500 54с
Впуск ^ Сжатие лРабочий хоО г|_ Выпуск
Избыточное давление (разрежение) при впуске принимают
равным рг = ро — Ра, Э ПрИ ВЫПуСКе Рг = Рг—рО (рг И ра — СООТ-
ветственно давления выпуска и конца впуска в кГ/см2). Для дви-
гателей с наддувом давление в конце впуска выше атмосферного,
и поэтому линия впуска идет выше линии атмосферного давления
на величину рг = ра — Ро-
Положения поршня для различных углов а поворота криво-
шипа могут быть также определены аналитически из уравнения
(16). В этом случае под индикаторной диаграммой строят кри-
вую перемещений поршня Sx=f(a) (см. рис. 126). При построении
этой кривой масштаб перемещений поршня должен быть равен
Рис. 128. Графики изменения сил Рг, Pj и Рс в зависимости от угла а
масштабу, взятому для хода поршня в индикаторной диаграмме.
Из двух диаграмм легко найти величину рг для любого значения
а на протяжении всего рабочего цикла. По найденным из инди-
каторной диаграммы значениям рг строят развернутую диаграм-
му (кривая Рг на рис. 128). Давление рУд и сила давления газов
Рг на поршень изображаются на указанной диаграмме одной
кривой, при определении абсолютной величины сил нужно учи-
тывать, что они изображены в разном масштабе. Масштаб дав-
ления руд меньше масштаба силы Рг — рудРп в число раз, равное
площади поршня Fn, выраженной в см2.
Массы движущихся частей кривошипно-шатунного механизма.
Для определения сил инерции, возникающих в кривошипно-ша-
тунном механизме, находят массы движущихся деталей т —
= G/g кГ • сек2!м, где G — вес деталей в кГ, g— ускорение силы
тяжести, равное 9,806 м!сек2. В отдельных случаях приходится
производить приведение масс, т. е. замену действительных масс
деталей приведенными массами, динамически эквивалентными.
Масса поршневой группы тп. Массу поршня с кольцами
и пальцем считают сосредоточенной на оси поршневого пальца
249
(И обозначают тп- Масса тп совершает возвратно-поступательное
движение по оси цилиндра.
Масса шатуна тш. Шатун совершает сложное движение, ко-
торое складывается из поступательного движения верхней го-
ловки и качания его вокруг оси поршневого пальца. При этом ось
верхней головки движется по оси цилиндра, подчиняясь тем же
законам, что и поршень, а ось нижней головки равномерно пере-
мещается по окружности радиуса кривошипа. Действительное
сложное движение шатуна для упрощения определения сил инер-
•ции заменяют движением двух условных масс, из которых одну
Рис. 129. Определение центра тяжести шатуна взвеши-
ванием
(массу тшв) сосредоточивают на оси поршневого пальца, а дру-
гую (массу тш.н) — на оси шатунной шейки. Получающаяся при
этом погрешность не имеет практического значения. Условные
массы определяют из соотношений:
тш.в 12
-----= -*- и тш.в + тш.н = тш,
тш.н
где /2 и li — расстояния от центра тяжести шатуна до осей от-
верстий (рис. 129).
Положение центра тяжести шатуна определяют взвешивани-
ем, как указано на рис. 129. При этом определяют вес верхней
части шатуна Сш.в, вес нижней части шатуна Ош.н = Gm—
— Сш.в и расстояние
У шатунов существующих двигателей 1\ в среднем составляет
0,72/, поэтому при расчетах приближенно можно принять, что
тш.н = 0,72/Пш и тш.в — 0,28тш. При проектировании более точ-
но положение центра тяжести шатуна может быть определено
графически методом построения веревочного и силового много-
угольников. Этот метод рассматривается в теоретической ме-
ханике.
250
Масса неуравновешенных вращающихся частей. Массы не-
уравновешенных вращающихся частей одного колена вала
(рис. 130, а и б) заменяют массой тт, приведенной к радиусу
кривошипа г. Приведение производят из условия равенства цент-
робежных сил действительной и приведенной масс. Массу тш.ш
шатунной шейки так же, как и массу части шатуна тш.н, прини-
мают сосредоточенной на оси шейки на расстоянии г от оси вала.
Приведения этих масс не требуется. На рис. 130, б отдельно
показана неуравновешенная часть щеки, которая для определе-
ния положения ее центра тяжести разделена на элементарные
Рис. 130. Схема приведения масс кривошипа
объемы 1—3. После определения весов Gb G2 и G3 и расстояний
до центров тяжести рь р2 и р3 отдельных объемов и веса Ощ всей
неуравновешенной части щеки находят расстояние от оси вала
до искомого центра тяжести из выражения
__ QiPi + б2р2 + бзРз
По условиям приведения тщсо2р = (тщ)гсо2г, откуда приве-
денная к оси шатунной шайки масса одной щеки
Приведенная неуравновешенная масса колена вала
тк = тш.ш + 2(тщ)г—2(тпр)г.
В случае установки на коленах вала противовесов их масса
также учитывается при расчете. Установка двух противовесов
на продолжении щек кривошипов соответственно уменьшает оп-
ределенную без учета противовесов неуравновешенную массу
колена тп на величину 2mnppnp, где тпр — масса одного проти-
вовеса; рпр — расстояние от центра тяжести противовеса до оси
вала.
Кривошипно-шатунный механизм может быть представлен
в виде системы двух связанных невесомой связью сосредоточен-
ных масс (рис. 131): массы, совершающей возвратно-поступа-
тельное движение, = тп + тш,в и массы, вращающейся во-
251
Рис. 131. Приведенная система
круг оси вала (тг = тк + тш.н = тшли + 2(тщ)г— 2(mnp)r +
+ тш.н. В V-образных двигателях с коленом вала часто-
соединяются два одинаковых шатуна, в этом случае тг = тк +
+ 2тш.н.
При проведении расчетов проектируемого тракторного дизеля
ориентировочно, согласно статистическим данным по выполнен-
ным двигателям, можно-
принимать: вес комплекта
поршня (поршень из алюми-
ниевого сплава) Gn =
= (0,020 4- 0,035) Fn кГ; вес
комплекта шатуна Сш =
= (0,030 4- 0,055)Fn кГ, где
Fп — площадь поршня в см2.
Более точно веса Gn и
можно подсчитать по рабо-
' чим чертежам деталей, вхо-
дящих в эти комплекты.
Сила инерции Р} возврат-
:с но-поступательно движу-
кривошипно-шатунного механизма щихся масс rrij. Она опреде-
ляется как произведение
этих масс на ускорение поршня, взятое с обратным знаком:
Pj = — trijj = — ttijraF (cos a + X cos 2a) = C (cos a + X cos 2a), (17)
где для краткости обозначено С = —m/®2.
Силы инерции первого и второго порядка. Для облегчения
изучения динамики двигателя силы инерции Pj условно разде-
ляют на две составляющие [два слагаемых уравнения (17)]:
силу инерции первого порядка Рц = С cos а и силу инерции вто-
рого порядка Pj2 = СК cos 2a.
Силы Pji и Pj2 для более наглядного анализа характера из-
менения их величины и направления можно графически предста-
вить как проекции вращающихся векторов: для силы Рц вектора
С = —щ/®2, вращающегося со скоростью ® (рис. 132, а); для
силы Pj2 вектора КС = —KrrijraF, вращающегося со скоростью 2®
(рис. 132, б).
На рис. 132, виг показаны графики изменения сил инерции
/’л и Pj2 в полярных координатах.
На рис. 133 показан характер изменения сил Pj\, Pj2 и Pj
в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Кривые изме-
нения сил инерции первого и второго Рц порядков представ-
ляют собой косинусоиды: первая с периодом изменения 360°,
вторая с периодом изменения 180°. При направлении силы инер-
ции к центру коленчатого вала она имеет положительный знак,
при обратном направлении — отрицательный. Силы инерции пер-
вого порядка достигают максимального абсолютного значения
(Ля max — гтцга?) при положениях поршня В В.М.Т. И H.M.T., силы
252
Рис. 132. Графический метод определения сил Рц и Р?2:
,а и б — векторные диаграммы; виг — графики изменения сил инерции
в полярных координатах
Рис. 133. Графики из-
менения сил инерции
Рзъ Р j2i Pj в зависи-
мости от угла а
253
инерции второго порядка Рц тах = т^гса2 — в в.м.т. и через
каждые 90° угла поворота коленчатого вала от в.м.т
Суммарная сила инерции Pj имеет максимальное абсолютное
значение при положении поршня в в.м.т.: Pj-aiax — —т,га>2 X
X (1 + Л). Сумма работ сил инерции за один оборот вала равна
нулю.
Центробежная сила Лг неуравновешенной вращающейся
массы тг. Она постоянна по величине при <о = const и всегда
направлена по радиусу кривошипа в сторону от оси коренной
шейки:
Кг = m/ю2 = Кгш + Кгш.ш + 2Кгщ—2Кгпр;
Кгш.ш — Кгщ =
Кгпр ~ (тпр\г®2,
где Кг щ, КТ ш-ш, Кт пр — соответственно центробежные силы вра-
щающихся масс щеки, шатунной шейки и противовеса.
На шатунный подшипник действует центробежная сила вра-
щающейся массы нижней части шатуна: Кгш = тш.нга>2.
Суммарная сила, действующая в кривошипно-шатунном ме-
ханизме. На поршневой палец действует суммарная сила Рс от
сил давления газов Рг на поршень и сил инерции Pj. Равнодей-
ствующие сил Рг и Pj всегда расположены по оси цилиндра, по-
этому суммарная сила равна их алгебраической сумме Рс=Рг +
+ Pj. Характер изменения сил Рг, Pj и Рс = Рг + Pj в зависимо-
сти от угла <х поворота коленчатого вала за рабочий цикл
показан на рис. 128. Сила инерции Pj несколько снижает нагруз-
ку на детали кривошипно-шатунного механизма в начале такта
расширения.
Суммарную силу Рс раскладывают на составляющие: силу
Рш, действующую вдоль шатуна, и нормальную силу N, прижи-
мающую поршень к стенкам цилиндра (рис. 134). Перенося силу
Рш в центр шатунной шейки и разложив ее на составляющие,
получим тангенциальную силу Т, действующую перпендикулярно
к радиусу кривошипа, и нормальную силу К, направленную по
радиусу кривошипа.
Из схем, приведенных на рис. 134, легко получить следующие
выражения для определения этих сил:
Рш=~^\ N^PM-, Т = Рш^ + ^ = Рс^^г
cos р cos р
Я = Ршсоз(а-Ьр) = Рс^^Ж
cos р
Для облегчения расчетов значения
cos(a + P) sin(a-|-P) 1
COS Р COS Р COS Р
254
для различных величин % и а даны в табл. 15 и 16. Момент, соз-
даваемый тангенциальной силой Г, называется крутящим мо-
ментом двигателя и определяется по формуле
М кр = Тг — Р .
Силы N на плече А создают так называемый обратный (реак-
тивный) крутящий момент Мов, который всегда численно равен-
моменту Мкр двигателя, но направлен в противоположную ст-
рону. Обратный момент воспринимается опорами двигателя.
Рис. 134. Силы, действующие в кривошипно-шатун-
ном механизме
Кривая тангенциальных сил Т (рис. 135), действующих в од-
ном цилиндре, одновременно является кривой крутящего момен-
та Мкр> отличающейся от первой лишь масштабом, так как
Мкр = Тг.
На шатунную шейку, кроме сил Т и К, действует постоянная
по величине, но изменяющаяся по направлению центробежная
сила Кг ш = /пш.нГ®2 от массы части шатуна. Результирующая
радиальная сила Кш, действующая на шатунную шейку, опре-
деляется как алгебраическая сумма Кш = К + Кгш- Результиру-
ющая сила Кш.ш (рис. 134), действующая на шатунную шейку,
равна геометрической сумме сил Рш и Кгш или Т и Кш, т. е.
Rui.iu — Рш + Кгш = т + Кш ИЛИ I Рш.ш I = VТ2 + К2-
255
Таблица 15
cos (а + Р) sin (а + Р)
Значения - и----------------- для различных величин % и а
COS Р COS Р
а X. град Знак 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 Знак % / / а / град
cos (а + Р)
Значения-------——
cos р
cos р
0 + 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 + 360
10 + 0,975 0,976 0,976 0,977 0,977 0,978 + 350
20 + 0,903 0,905 0,907 0,909 0,910 0,912 + 340
30 + 0,787 0,792 0,796 0,800 0,803 0,806 + 330
40 + 0,634 0,642 0,649 0,656 0,661 0,667 + 320
50 + 0,454 0,466 0,476 0,485 0,493 0*, 501 + 310
60 + 0,257 0,272 0,285 0,297 0,307 0,318 + 300
70 + 0,053 0,072 0,088 0,102 0,115 0,126 + 290
80 — 0,145 0,124 0,106 0,091 0,077 0,064 280
90 — 0,329 0,308 0,289 0,273 0,258 0,245 270
100 — 0,492 0,472 0,454 0,438 0,424 0,411 260
110 — 0,631 0,612 0,596 0,582 0,569 0,558 250
120 — 0,743 0,728 0,715 0,703 0,692 0,683 240
130 — 0,832 0,820 0,810 0,800 0,792 0,785 230
140 — 0,898 0,890 0,883 0,876 0,871 0,866 220
150 — 0,945 0,940 0,936 0,932 0,929 0,926 210
160 — 0,976 0,974 0,972 0,971 0,969 0,968 200
170 — 0,994 0,994 0,993 0,993 0,992 0,992 190
180 1,000 1.000 1,000 1,000 1,000 1,000 — 180
Значения
cos р
0 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 360
10 -4- 0,227 0,224 0,221 0,219 0,216 0,214 350
20 4- 0,443 0,437 0,432 0,427 0,423 0,419 340
30 + 0,637 0,629 0,622 0,615 0,609 0,604 330
40 + 0,800 0,790 0,782 0,774 0,768 0,761 320
50 + 0,925 0,915 0,906 0,898 0,892 0,885 310
60 + 1,007 0,998 0,990 0,983 0,977 0,971 300
70 + 1,045 1,038 1,032 1,027 1,022 1,018 290
80 + 1,041 1,037 1,034 1,031 1,029 1,027 280
90 4- 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 270
100 -1- 0,929 0,932 0,935 0,938 0,941 0,943 260
ПО + 0,835 0,841 0,847 0,852 0,857 0,861 250
120 + 0,726 0,734 0,742 0,749 0,755 0,761 — 240
130 + 0,608 0,617 0,626 0,634 0,641 0,647 230
140 + 0,486 0,495 0,504 0,511 0,518 0,525 220
150 + 0,363 0,371 0,379 0,385 0,391 0,396 210
160 + 0,241 0,247 0,252 0,257 0,261 0,265 200
170 + 0,120 0,123 0,126 0,129 0,131 0,133 190
180 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 — 180
256
Таблица 16
Значения tg (3 и -----— для различных величин К и а град
cos р
а град
Знак 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 I 4,2 Знак
а гра д
Значение tg(3
0 10 180 170 4- 4- 0,000 0,054 0,000 0,051 0,000 0,048 0,000 0,046 0,000 0,043 0,000 0,041 — 180 190 360 350
20 160 + 0,107 0,101 0,095 0,090 0,086 0,082 — 200 340
30 150 + 0,158 0,149 0,140 0,133 0,126 0,120 — 210 330
40 140 4- 0,205 0,192 0,182 0,172 0,163 0,155 — 220 320
50 130 4- 0,246 0,231 0,218 0,206 0,195 0,186 — 230 310
60 120 4- 0,281 0,263 0,248 0,234 0,222 0,211 — 240 300
70 НО + 0,307 0,288 0,270 0,255 0,242 0,230 — 250 290
80 100 + 0,323 0,303 0,284 0,268 0,254 0,241 — 260 280
90 4- 0,329 0,308 0,289 0,273 0,258 0,245 — 270
Значение 1
cos (3
0 180 4- 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 + 180 360
10 170 + 1,001 1,001 1,001 1,001 1,001 1,001 4- 190 350
20 160 4- 1,005 1,005 1,005 1,004 1,004 1,003 + 200 340
30 150 4- 1,012 1,011 1,010 1,009 1,008 1,007 + 210 330
40 140 + 1,020 1,018 1,016 1,015 1,013 1,012 4- 220 320
50 130 4- 1,029 1,026 1,024 1,022 1,019 1,017 4- 230 310
60 120 4- 1,039 1,034 1,030 1,027 1,025 1,022 4- 240 300
70 НО 4- 1,046 1,040 1,035 1,032 1,029 1,026 4- 250 290
80 100 4- 1,050 1,045 1,040 1,035 1,032 1,029 + 260 280
90 4- 1,053 1,046 1,041 1,036 1,033 1,030 + 270
За положительные направления принимают: для силы Т —
в сторону вращения коленчатого вала, для силы /С— к центру
коленчатого вала.
Значение сил, действующих в кривошипно-шатунном механиз-
ме, определяют для различных углов а за один рабочий цикл
(через каждые 10—30°). Углы отсчитывают от в.м.т. в начале
впуска для четырехтактных и в начале рабочего хода для двух-
тактных двигателей. Результаты подсчета заносят в форму 1
и по ней строят кривые изменения сил в зависимости от угла а:
Форма 1
Рг Pi Рс N рш т к м Кгш кш Кш.Ш
17 Заказ 848
257
Суммарный крутящий момент многоцилиндрового двигателя.
У многоцилиндрового двигателя тангенциальные силы Т и кру-
тящие моменты Мкр, одновременно действующие в отдельных
цилиндрах, соответственно суммируются. Значения суммарной
тангенциальной силы Ts = ST многоцилиндрового двигателя
могут быть получены графически или аналитически.
При графическом построении кривой Тз для двигателя с рав-
ными интервалами между рабочими ходами кривую сил Т
(рис. 135) для одного цилиндра за цикл делят на равные части,
Рис. 135. Изменение сил Т и построение графика сил Г s
число которых равно числу i цилиндров двигателя. Полученные
участки кривых складывают и получают кривую суммарных зна-
чений Тв и SAfKP.
На рис. 135 показано построение кривой сил Тв для четы-
рехтактного четырехцилиндрового двигателя. Кривая сил Т, дей-
ствующих в одном цилиндре за рабочий цикл, разделена на
четыре равные части, т. е. на число цилиндров. Для сложения
отдельных участков их делят вертикальными линиями 1, 2, 3
и так далее на более мелкие, соответствующие углу 5—10°.
К ординатам 0, 1, 2, 3,... значений сил Т одной части прибавляют
с учетом знака одноименные ординаты 0, 1, 2, 3,... остальных час-
тей, представляющих собой значения сил Т, одновременно дей-
ствующих в отдельных цилиндрах при данном угле поворота
вала. Концы результирующих ординат огибают кривой, которая
и будет искомой кривой суммарной силы Тз и суммарного мо-
мента SMKP. Построение кривой делают только для одной пер-
вой части, так как для всех остальных она повторяется, периоди-
чески изменяясь. Период изменения для четырехтактных двига-
телей 0 = 720/i, для двухтактных — 360/i, где i — число
цилиндров.
258
Рис. 136. Схема построения полярной
диаграммы сил действующих
на шатунную шейку
Значение среднего суммарного крутящего момента двигателя
2Л)ср за цикл определяют в масштабе как частное от деления
разности площадей положительного и отрицательного участков
диаграммы крутящих моментов на длину I диаграммы. При этом
части площади диаграммы, ограниченные кривой и осью абсцисс,
принимаются положительными, если они расположены выше оси
абсцисс, и отрицательными, если они расположены ниже нее. Ор-
динаты кривой Ts могут быть получены аналитическим путем
с учетом угла между ко-
ленами вала и порядка
работы цилиндров. Ввиду
того, что кривые 2Л4кр по-
строены без учета потерь
на трение в двигателе и
на привод вспомогатель-
ных механизмов, действи-
тельный средний эффек-
тивный момент, снимае-
мый с вала, Ме — т]ЛЛ1ср,
где *г|лс — механический
к. п. д. двигателя.
Полярная диаграмма
нагрузки на шатунную
шейку. Результирующая
сила Rw.ui, действующая
на шатунную шейку, рав-
на геометрической сумме
сил Тш и Кш и может быть
определена аналитически
или графически. Для того
чтобы результирующая
сила была ориентирована
относительно шейки вра-
щающегося вала, графи-
ческое построение ее осу-
ществляется в виде по-
лярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку. При построе-
нии диаграммы вращение вала условно заменяют вращением
цилиндра в обратном направлении вокруг неподвижного вала.
Для этого описывают окружности (рис. 136) из точки Oi ра-
диусом кривошипа г и из точки О2 радиусом, равным длине ша-
туна I. Масштаб радиусов должен быть одинаковым. Разбив
малую окружность на равные части (на 12, 18 или 24), через точ-
ки 1, 2, ... проводят лучи до пересечения с большой окружно-
стью в точках 1', 2',... Соединяя эти точки с точкой О2,
получают направления оси шатуна для различных углов поворо-
та оси цилиндра относительно вала, соответствующих точкам
деления малой окружности. Из точек 2',... по соответству-
17* 259
ющим направлениям оси цилиндра откладывают с учетом знаков
векторы силы Проведя из концов векторов перпендикуляры
к ним до пересечения с направлениями оси шатуна, находят век-
торы силы Рш- После переноса этих векторов в точку О2 концы
их соединяют плавной кривой, которая является полярной диа-
граммой силы Рш с полюсом в точке О2.
Для получения полярной диаграммы силы Рш.ш достаточно
в полученной диаграмме полюс О2 перенести по вертикали на ве-
личину вектора Кгш в точку Ош, что равносильно геометрическо-
му сложению Рш + Кт ш = Яш.ш, так как сила Кг ш при cd = const
постоянна и всегда направлена по радиусу кривошипа.
На рис. 137 показана полярная диаграмма нагрузки на ша-
тунную шейку четырехтактного дизеля. Проекция на вертикаль-
ную ось любого вектора полярной диаграммы с полюсом в точке
Ош дает значение алгебраической суммы сил К + Кт ш = Кш,
а проекция на горизонтальную ось — величину тангенциальной
силы Г, т. е. силы Т и Кш являются координатами соответствую-
щих точек полярной диаграммы для Рш.ш- Следовательно, эта
диаграмма может быть построена по расчетным данным. В этом
случае для каждого из значений угла а откладывают как коорди-
наты с учетом знаков от точки Ош по горизонтальной оси силы
Г, а по вертикальной — Кш и получают соответствующие точки
полярной диаграммы для сил Рш.ш-
Полярная диаграмма позволяет определить не только величи-
ну силы Рш.ш, но и направление и точку ее приложения на по-
верхности шатунной шейки.
В V-образных двигателях на шатунную шейку одновременно
передаются силы от двух одинаковых шатунов. В этом случае
для каждого из значений угла а поворота кривошипа необходи-
мо геометрически сложить силы, одновременно действующие
вдоль одного и другого шатунов, и полученную равнодействую-
щую сложить с центробежной силой Ктш- Геометрическая сумма
этих трех сил дает силу Кш.ш-
Для расчета шатунного подшипника необходимо знать сред-
нее значение 7?ш.ш.ср- Для его определения полярную диаграмму
(рис. 137) перестраивают в прямоугольные координаты Рш.ш, а
(рис. 138). Значение Рш.ш.ср определяется в масштабе ординат
диаграммы делением ее площади на длину.
Среднюю удельную нагрузку на подшипник определяют
из выражения
где йшш— диаметр шатунной шейки в см;
1Ш.Ш — длина шатунной шейки в см.
На основе полярной диаграммы может быть построена диа-
грамма износа, которая дает условное представление о характе-
260
JSff
Рис. 137. Полярная диаграмма сил Яш.ш, действующих
на шатунную шейку
261
ре износа по окружности шатунной шейки. При построении этой
диаграммы к окружности, изображающей шатунную шейку
(рис. 139, а), прикладывают векторы силы переносимые
Рис. 138. График сил 7?ш.шг действующих на шатун-
ную шейку четырехтактного дизеля в прямоугольных
координатах Лш.ш, а
в обе стороны от точки его приложения, соответственно проводят
внутри окружности кольцевые полосы, высота которых пропор-
циональна величине соответствующей силы. Постепенно наращи-
Рис. 139. Диаграм-
ма износа шатун-
ной шейки четы-
рехтактного дизе-
ля
ваемая суммарная площадь этих полос представит собой диа-
грамму износа шатунной шейки (рис. 139, б). Из диаграммы
износа видно место наименьших давлений на шейку, куда долж-
но выводиться отверстие для подвода масла к шатунному под-
шипнику.
Сила, действующая на вкладыш шатунного подшипника, рав-
на и направлена противоположно соответствующей силе
действующей на шатунную шейку, поэтому полярную диаграмму
сил /?ш.ш можно перестроить в полярную диаграмму нагрузки
на шатунные вкладыши. Для этого каждый вектор полярной
262
диаграммы сил/?ш.ш следует повернуть вокруг полюса Ош, как
центра, в сторону вращения вала на соответствующий ему угол
[180° + (а + Р)]. Значение угла р находится из соотношения
sin р = Xsina.
Результирующая сила, действующая на коренной подшипник.
Если на полярной диаграмме нагрузки на шатунную шейку
(рис. 137) отложить от полюса Ош по вертикали вниз величину
центробежной (илы Кг к = пгкга2, то получим новый полюс Ок
новой полярной диаграммы результирующей силы RK, действую-
щей на колено вала и изгибающей шатунную шейку:
RK = IКJ = У(К+Кгш + Кгк)2 + Т2.
Результирующую силу RKM от действия коренной шейки на
коренной подпипник находят графически сложением сил, одно-
временно передающихся от двух смежных колен вала. От каж-
дого колена на коренной подшипник передается часть силы
R-ш-ш, действующей на шатунную шейку, и часть центробежной
силы Кт к = изд2 от неуравновешенной массы колена тк, дей-
ствующей по радиусу кривошипа. При этом допускают, что силы
Rm.ui и Кт к каждого колена воспринимаются лишь двумя бли-
жайшими опорами. Для двигателей с полноопорным валом, у ко-
торых число опор на одну больше числа шатунных шеек, можно
принимать, что от каждого колена передается на коренную шей-
ку половина силы Кш.ш и половина силы Кт к-
RK.n = 4- 0,5Кгк + 0,5/?iu.iu 4* 0,5/Сгк = О,5(7?к + /?«).
Полярную диаграмму сил RK.n строят при помощи двух по-
лярных диаграмм нагрузки на шатунную шейку: одна из них
ориентируется относительно левого смежного колена, вторая —
относительно правого (рис. 140). После совмещения полюсов Ок
обеих диаграмм в одной точке производят геометрическое сло-
жение попарно векторов одной и другой диаграмм, одновремен-
но действующи на колена вала в соответствии с порядком ра-
боты цилиндров. Каждый из полученных результирующих
векторов представляет собой удвоенную силу приложенную
к коренному подшипнику при данном угле поворота вала. Концы
полученных векторов соединяют плавной кривой, которая и яв-
ляется полярной диаграммой сил /?к.п, масштаб которой в 2 раза
больше масштаба полярных диаграмм для шатунных шеек.
На рис. 140 показан метод построения полярной диаграммы
RK.n шестицилвдрового четырехтактного дизеля с порядком ра-
боты цилиндров/—5—3—6—2—4. Перестроив так же, как и для
шатунных шеек,полярную диаграмму сил RK.n в прямоугольные
координаты, можно определить среднее значение RK.n.cp и сред-
нюю удельную вагрузку на коренной подшипник. Полярную диа-
грамму нагрузи на коренную шейку, вызванную реакцией ко-
263
ренного подшипника, получают поворотом всей диаграммы сил
RK.n относительно полюса Ок неподвижного вала на угол 180°.
Полученную диаграмму используют для построения диаграммы
износа коренной шейки, которая строится аналогично диаграмме
износа шатунной шейки.
Рис. 140. Построение полярной диаграммы сил RK.n давления шестой
коренной шейки на опору в однорядном шестицилиндровом четырех-
тактном дизеле с порядком работы 1—5—3—6—2—4
Удельные силы. При определении сил, действующих в криво-
шипном механизме, иногда вначале определяют не полные силы,
а удельные, отнесенные к 1 см2 площади поршня. При определе-
нии удельных сил инерции берут массу, отнесенную к 1 см2 пло-
щади поршня. Величину полных сил получают умножением
удельной силы на площадь поршня.
Глава 28. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ
Двигатель считают уравновешенным, если на его опоры при
работе на установившемся режиме (п = const, Ne = const) пере-
даются постоянные по величине и направлению силы и моменты.
264
265
Рис. 141. Уравновешенность
сил давления газов, дейст-
вующих на кривошипно-ша-
тунный механизм
У неуравновешенного двигателя усилия, передаваемые на опоры,
непрерывно, периодически изменяются, вызывая колебания (виб-
рацию) деталей двигателя, рамы или других механизмов тракто-
ра. Вследствие вибраций возможны ослабления болтовых соеди-
нений, перегрузки отдельных деталей, а также увеличение их
износов и другие нежелательные последствия.
Давление газов в цилиндре создает приложенную к головке
по оси цилиндров результирующую
силу Р'г (рис. 141) и силу давле-
ния газов на поршень Рг. Сила Р'г
примерно равна силе Рг, действую-
щей на поршень и передаваемой
через кривошипно-шатунный меха-
низм на коренной подшипник, но
противоположно направлена ей. По-
этому силы Р'г и Рг взаимно уравно-
вешиваются в самом двигателе и
на его опоры не передаются. В ре-
зультате действия силы Рг возника-
ют крутящие моменты: обратный
(опрокидывающий) NSA, передавае-
мый на опоры двигателя, и РШЬ., пе-
редаваемый на коленчатый вал. Пе-
риодически изменяющиеся силы
инерции Pj\ и Pj2 и центробежная
сила Кт через кривошипно-шатун-
ный механизм передаются корен-
ным подшипникам и при отсутствии
уравновешивания двигателя — на
его опоры. Эти силы и создаваемые
ими продольные моменты являются
основной причиной неуравновешен-
ности двигателя.
Второй причиной неуравновешенности двигателя является то,
что суммарный крутящий момент Мкр и равный ему, но проти-
воположно направленный опрокидывающий момент МОб, воспри-
нимаемый опорами двигателя, величины периодически изменяю-
щиеся.
Для устранения отрицательного влияния на двигатель сил
Рц, Pj2 и Кг их по возможности уравновешивают, т. е. создают
условия, при которых переменные по величине и направлению
силы инерции не передаются на опоры, а уравновешиваются
внутри двигателя. Для этого применяют дополнительные движу-
щиеся части — противовесы, с помощью которых искусственно
вызываются периодически изменяющиеся силы, равные силам
инерции и направленные противоположно им. Для уравновеши-
вания многоцилиндрового двигателя форму коленчатого вала
266
выбирают такой, чтобы силы инерции, возникающие на одной
части вала, уравновешивались полностью или частично силами
инерции, действующими на другую часть вала. Уравновешен-
ность двигателя и способы его уравновешивания зависят от чис-
ла и расположения цилиндров. Тракторные двигатели чаще всего
бывают вертикальными рядными и реже двухрядными V-образ-
•ные с углом развала у = 90°. В дальнейшем рассматривается
уравновешенность только таких двигателей. Анализ уравнове-
шенности сил инерции Pji, Pj2 и центробежной силы Кг для удоб-
ства исследования в дальнейшем дается отдельно.
§ 7. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОДНОРЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Силы инерции первого Pj\ и второго Pj2 порядков в многоци-
линдровых рядных двигателях действуют вдоль осей цилиндров
параллельно друг другу и расположены в одной плоскости. По-
этому для их равновесия достаточно, чтобы алгебраические сум-
мы проекций сил Pji и Pj2 на ось одного из цилиндров были
равны нулю, и каждая из алгебраических сумм моментов Мц
и Mj2, создаваемых этими силами относительно какой-нибудь
точки, лежащей на плоскости осей цилиндров, также равнялась
нулю.
Центробежные силы Кг действуют в плоскостях качания ша-
тунов, расположенных перпендикулярно оси коленчатого вала,
•поэтому их проекции на ось коленчатого вала будут равны нулю.
Центробежная сила всегда может быть разложена на две состав-
ляющие: одну, расположенную в вертикальной плоскости осей
цилиндров, и другую, расположенную в горизонтальной плоско-
сти. Поэтому для уравновешивания центробежных сил достаточ-
но, чтобы каждая из алгебраических сумм проекций этих сил на
вертикальную и горизонтальную плоскости, а также проекций
моментов, создаваемых центробежными силами в соответствую-
щих плоскостях, была равна нулю.
Одноцилиндровый двигатель. Центробежная сила Кг, которая
при равномерном вращении вала постоянна по величине и на-
правлена по радиусу кривошипа (рис. 142, а), воспринимается
опорами коленчатого вала одноцилиндрового двигателя. Эта
сила полностью уравновешивается установкой двух противовесов
на продолжении щек кривошипов (рис. 142, б), так как получа-
ющаяся от действия противовесов центробежная сила Кпр =
= tnnprnp^ равна силе Кг и противоположна ей при любом по-
ложении кривошипа. При этом масса противовесов тпр опреде-
ляется из уравнения тПрГпр®2 = тггау2. Значение радиуса гпр
расположения центра тяжести противовеса относительно оси ко-
ленчатого вала выбирают по конструктивным соображениям.
Сила инерции первого порядка Pji всегда направлена по оси
цилиндра, величина и направление ее изменяются. Установкой
противовесов на продолжении щек кривошипов нельзя полно-
267
стью уравновесить силу Рц, а возможно лишь перенести действие
силы Рц полностью или частично из одной плоскости в другую.
Центробежную силу противовесов можно перенести по радиусу
кривошипа до центра вращения коленчатого вала и разложить
по двум перпендикулярным направлениям на вертикальную со-
ставляющую Кпрв и горизонтальную Кпр.г (рис. 142, в).
Вертикальная составляющая центробежной силы противове-
сов КпР.в = mnprnp())2 cos (а + 180°) изменяется так же, как
и сила Pji по закону косинуса, но имеет обратный знак, т. е. про-
тивоположна ей по направлению. Поэтому при соответствующей
Рис. 142. Схемы вала одноцилиндрового двигателя:
а — сила 7<г не уравновешена; б — сила Кг полностью уравновешена,.
в — уравновешивание сил Pj^ противовесами
величине произведения тпргпр сила Кпр-в полностью уравнове-
шивает силу Pj при любом положении кривошипа. Для этого
при определении массы противовесов должно быть выдержано
равенство mnprnp®2 = rrijr®2 = С. Горизонтальная составляющая
центробежной силы противовесов Кпр.г = гппргпры2 sin (а +
+ 180°) остается неуравновешенной и передается остову двига-
теля, что вызывает колебания в горизонтальной плоскости. При
этом максимальные значения и периоды изменения сил Кпр.з
и Кпр-в одинаковы.
Таким образом, в этом случае действие силы Pji полностью
переносится из вертикальной плоскости в горизонтальную. Это
имеет практический смысл тогда, когда двигатель обладает боль-
шей устойчивостью в горизонтальном направлении, чем в вер-
тикальном.
Иногда массу противовесов подбирают, исходя из
уравнения тпргпры2 = 0,5 т/со2, т. е. так, что она уравновеши-
вает только половину силы Рц, переводя действие ее в горизош
268
тальную плоскость. При этом сводят к возможному минимуму
максимальные значения составляющих, действующих в верти-
кальной и горизонтальной плоскостях.
Сила инерции первого порядка может быть полностью
уравновешена с помощью системы добавочных противовесов
(рис. 143). От шестерни 2 коленчатого вала вращение передается
шестерням 4 и 5 через промежуточные шестерни 6 и 3. Шестерни
4 и 5 вместе с вала-
ми и противовесами
вращаются в противо-
положных направлени-
ях с угловой скоростью
<о коленчатого вала.
Оси валов шестерен 4
и 5 расположены в од-
ной горизонтальной
плоскости, на равных
расстояниях от оси ци-
линдра, параллельно
оси коленчатого вала.
Центры тяжести про-
тивовесов расположе-
ны в одной плоскости,
проходящей через ось
цилиндров, и находят-
ся на одинаковых ра-
диусах рПр от оси вра-
щения. Масса Мпр оп-
ределяется из уравне-
ния 2Мпррпр со2 = С.
При положении
.поршня в в. м. т. (а =
= 0) центры тяжести
всех противовесов, рас-
положенных на шес-
тернях 4 и 5, находят-
ся в крайнем нижнем
положении, и при вра-
-щении коленчатого ва-
Рис. 143. Схема устройства для уравновешива-
ния сил Рд, и Кт в одноцилиндровом дви-
гателе
ла они также вращаются с одинаковой с ним угловой скоростью.
Горизонтальные составляющие центробежных сил противовесов
.при любом положении кривошипа равны между собой, попарно
находятся на одной прямой, противоположно направлены и вза-
имно уравновешены. Равнодействующая = 2Mnppnpco2 cos а
.двух вертикальных составляющих центробежных сил противо-
весов направлена по оси цилиндра и полностью уравновешивает
• силу инерции первого порядка Рц, так как всегда равна ей и
'^противоположно направлена.
269
Сила инерции второго порядка P# = Ck cos 2а уравновеши-
вается таким же образом, как и сила инерции первого порядка,
при этом шестерни 1 и 7 (рис. 143) вместе с валами и противове-
сами должны вращаться с угловой скоростью, в 2 раза большей
угловой скорости коленчатого вала. В этом случае период изме-
нения равнодействующей Рг вертикальных составляющих от
центробежных сил двух противовесов совпадает с периодом из-
менения силы инерции второго порядка, и последняя полностью
уравновешивается. Горизонтальные составляющие центробежных
сил противовесов взаимно уравновешиваются.
Центробежная сила Кт уравновешивается противовесами,
расположенными на продолжении щек кривошипов.
Двухцилиндровый двигатель. Рассмотрим две схемы конст-
рукции вала.
Первая схема — оси шатунных шеек расположены на одной
прямой. Значения всех сил инерции для первого цилиндра при
всех положениях кривошипов одинаковы по величине и направ-
лению с аналогичными силами инерции второго цилиндра. Рав-
нодействующие сил инерции приложены в середине расстояния
между цилиндрами. Уравновешивание сил Рц, Pj2 и Кг возможно
таким же способом, как и для одноцилиндрового двигателя.
Вторая схема — оси шатунных шеек расположены под углом
180° (рис. 144, а).
Центробежные силы Кг как в первом, так и во втором ци-
линдрах действуют в плоскости колен вала, одинаковы по вели-
чине, но противоположны по направлению. Эти силы, взаимно
уравновешиваясь, создают неуравновешенный момент Мкг —
= пг^га, плоскость действия которого вращается вместе с коле-
нами вала. Для его уравновешивания на продолжении щек кри-
вошипов устанавливают противовесы, масса которых тпр
определяется из уравнения mnprnp<A2b = тгг<а2а.
Силы инерции первого порядка, действующие одновременно
в первом и втором цилиндрах, при любом расположении криво-
шипов одинаковы по величине, но противоположны по направ-
лению. Сумма проекций этих сил SPji на ось цилиндра равна
нулю:
= С [cos а + cos(180° 4- а)] = 0.
Силы Рц создают неуравновешенный момент Мц = Са cos а,
действующий в плоскости расположения осей цилиндров и перио-
дически изменяющийся по величине и направлению. Максималь-
ное значение этого момента может быть уменьшено установкой
противовесов на продолжении щек кривошипа. Центробежные
силы каждого из противовесов переносятся по линии их действия
к центру коленчатого вала (рис. 144, а) и раскладываются на со-
ставляющие: в плоскости осей цилиндров и в плоскости, перпен-
дикулярной ей. Соответственно и момент от центробежных сил
противовесов раскладывается на два составляющих момента,
270
действующие в плоскости осей цилиндра и в плоскости, перпен-
дикулярной ей:
Мкг Пр.в = mnprnp^b cos а;
Мкг пр.г = mnprnp&2b sin а.
Момент Л4Х г пр д в зависимости от величины массы противо-
веса частично или полностью уравновешивает момент от силы
Pj\, а момент Л4кгпр.г остается неуравновешенным. Таким обра-
зом, установкой противовесов на щеках коленчатого вала дейст-
вие момента от сил Рц может быть частично или полностью
Рис. 144. Схема уравновешивания двухцилиндрового двигателя
переведено из плоскости осей цилиндров в плоскость, перпенди-
кулярную ей.
Момент от сил Рц можно полностью уравновесить при помо-
щи устройства, аналогичного рассмотренному ранее для урав-
новешивания сил Pj\ (см. рис. 143), но отличающегося от него
расположением противовесов (рис. 144, б). На рис. 144, б видно,,
что горизонтальные составляющие Мх Т Пр.г взаимно уравновеши-
ваются. Равнодействующие вертикальных составляющих обра-
зуют момент Мк г пр.в = 2тпр(и2гпрК cos а, который периодически
изменяется по закону косинуса, расположен в плоскости осей
цилиндров и равен моменту Mji = Рца от сил Рц, но направлен
противоположно ему, т. е. полностью его уравновешивает.
271
Силы инерции второго порядка, действующие одновременно
в первом Р'.2 = лС cos 2а и втором Р ''2 = КС cos 2(180° + а) ци-
линдрах, при любом расположении кривошипов одинаковы по
величине и направлению, так как cos 2а = cos 2(180° + а). Рав-
нодействующая этих сил = 2КС cos 2а приложена в середи-
не расстояния между цилиндрами и может быть уравновешена
с помощью системы добавочных противовесов таким же спосо-
бом, как сила Р^ в одноцилиндровом двигателе. Обычно ее
оставляют неуравновешенной, допуская колебания двигателя в
вертикальной плоскости.
Четырехцилиндровый двигатель. Коленчатый вал четырех-
цилиндрового четырехтактного двигателя представляет собой
два симметрично (зеркально) соединенных коленчатых вала
двухцилиндрового двигателя с коленами под углом 180°.
Центробежные силы вращающихся масс всех колен при такой
форме коленчатого вала расположены в одной плоскости, вра-
щающейся вместе с валом, равны между собой и направлены
в противоположные стороны (рис. 145). Равнодействующие цент-
робежных сил первого и четвертого колен Кг\,4 и второго и треть-
его Кг2,з расположены на одной прямой, равны между собой
и противоположно направлены, а следовательно, взаимно урав-
новешены. Момент центробежных сил Мк г1>2 = первого и вто-
рого кривошипов уравновешивается равным моментом Мк гз,4 =
= Кга центробежных сил третьего и четвертого кривошипов. Эти
моменты дополнительно нагружают коренные подшипники и ко-
ленчатый вал. Для разгрузки коленчатого вала и подшипников
устанавливают противовесы на продолжении щек кривошипов,
которые создают моменты, направленные противоположно мо-
ментам от центробежных сил Кг.
Силы инерции первого порядка во всех цилиндрах при любом
положении кривошипов действуют в плоскости, проходящей через
оси цилиндров, и периодически изменяются по величине и на-
правлению. Силы инерции первого порядка при любом данном
положении кривошипа одинаковы для всех четырех цилиндров,
но направлены по-разному. Направление сил инерции первого
порядка первого и четвертого цилиндров всегда совпадает и пря-
мо противоположно направлению аналогичных сил второго
.и третьего цилиндров. Поэтому их равнодействующие, приложен-
ные в центре среднего подшипника, взаимно уравновешиваются:
= С [cos а + cos (а + 180°) + cos (а + 180°) + cos (а + 360°)] = 0.
Момент от сил инерции первого и второго цилиндров уравно-
вешивается равным, но противоположно направленным моментом
ют сил инерции третьего и четвертого цилиндров. Эти моменты
также дополнительно нагружают коренные подшипники и колен-
чатый вал.
Силы инерции второго порядка во всех цилиндрах при любом
положении кривошипов равны между собой по величине и оди-
272
каково направлены, поэтому взаимно не уравновешиваются,
а складываются. Они дают суммарную неуравновешенную силу
= 4ХС cos 2а, которую ввиду ее малости по сравнению
с другими силами обычно не уравновешивают. Однако эта сила
может быть уравновешена устройством с системой добавочных
противовесов, аналогичным устройству для уравновешивания сил
инерции второго порядка одноцилиндрового двигателя.
Трехцилиндровый двигатель. Расположение колен под углом
120° (рис. 146) применяется как у двухтактных, так и у четырех-
тактных трехцилиндровых двигателей. Суммы проекций цент-
робежных сил неуравновешенных вращающихся масс на верти-
кальную, проходящую через оси цилиндров, и горизонтальную
плоскости равны нулю:
= m/co2 [cos а + cos(a + 120°) + cos(a + 240°)] = 0;
ЪКгг = тГг(&2 [sin а + sin(a + 120°) + sin(a + 240°)] = 0,
18 Заказ 848 273
Рис. 146. Схема уравновешивания трехцилинд-
рового двигателя:
/ — 3 — колена вала
так как выражения, за-
ключенные в квадрат-
ные скобки в указан-
ных уравнениях, равны
нулю. Геометрическим
сложением векторов-
моментов ОТ СИЛ Кгв н
Кп определяется вели-
чина результирующего
момента SMxr =
= 1,732 /пггсй2а, кото-
рый полностью уравно-
вешивается установкой
противовесов на про-
должении щек криво-
шипов.
Силы инерции пер-
вого порядка парал-
лельны друг другу и
расположены в плос-
кости осей цилиндров.
Сумма проекций сил инерции первого порядка на ось одного
из цилиндров равна нулю:
= С [cos а + cos (а + 120°) + cos (а + 240°)] = 0.
Силы инерции второго порядка также параллельны друг дру-
гу и расположены в плоскости осей цилиндров. Сумма проекций
сил инерции второго порядка на ось одного из цилиндров равна
нулю:
SP/2 = СК [cos 2а + cos (а + 120°) + cos 2 (а + 240°)] = 0,
где К— отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Неурав-
новешенный момент от сил инерции первого порядка имеет
максимальные абсолютные значения при а = 150° и а = 330°
SAfji max = 1,732 Са. Момент SMjj уравновешивается так же, как
уравновешивается момент от сил Рц в двухцилиндровом двигате-
ле с коленами под углом 180°. Максимальное значение неурав-
новешенного момента от сил инерции второго порядка
SMj2max = 1,732 КСа наблюдается при а = 15; 105; 195 и 285°.
Момент SMj2 не уравновешивают из-за сравнительно малой
величины и сложности уравновешивания. Этот момент можно
уравновесить системой добавочных противовесов, вращающихся
с удвоенной угловой скоростью коленчатого вала.
Шестицилиндровый двигатель. Коленчатый вал шестицилин-
дрового четырехтактного двигателя представляет собой два сим-
метрично (зеркально) соединенных коленчатых вала трехци-
линдрового двигателя (рис. 147). В шестицилиндровом двигателе
274
как силы инерции, так и их моменты полностью уравновешены.
Для трехцилиндрового двигателя сумма проекций сил инерции
первого порядка SPji, второго порядка SPj2 и центробежных сил
Кт на плоскость, перпендикулярную оси коленчатого вала, равна
нулю, а поэтому проекции этих сил и для шестицилиндрового
двигателя также равны нулю.
При такой схеме коленчатого вала моменты от сил инерции
первого порядка, второго порядка и центробежных сил, возни-
кающие одновременно в первых трех коленах, всегда равны и на-
Рис. 147. Схема уравновешивания шестицилиндрового двигателя:
7—6 — колена вала
правлены противоположно аналогичным моментам, возникаю-
щим в трех последующих коленах. Поэтому моменты SMj2
и не уравновешенные в трехцилиндровом двигателе, пол-
ностью уравновешивают в шестицилиндровом двигателе. Момен-
ты л, и 2МХ дополнительно нагружают коренные под-
шипники и коленчатый вал. Для разгрузки коленчатого вала
и коренных подшипников от действия момента 2Л1К устанавли-
вают противовесы, которые создают моменты, равные моментам
от центробежных сил Кг и направленные противоположно им.
§ 8. УРАВНОВЕШИВАНИЕ V-ОБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Двухцилиндровый V-образный двигатель с углом развала
цилиндров 90°. Коленчатый вал имеет одно колено, с шатунной
шейкой которого соединены два шатуна (рис. 148). Центробеж-
ная сила Кг = пггГ(>)2 может быть уравновешена двумя противове-
18* 275
сами, установленными на продолжении щек кривошипа так же,
как и у одноцилиндрового двигателя.
Сила инерции первого порядка с учетом угла 90° развала ци-
линдров для левого цилиндра Р^ л = С cos а, для правого ци-
линдра Pji п = С cos (а — 90°) = С sin а. Эти две одновременно
действующие силы всегда перпендикулярны друг к другу, поэто-
му их равнодействующая
Я/1 = ^/1л)2 + (^1П)2 = У С2 cos2 а + С2 sin2 а = С.
Угол между направлением силы и осью левого цилиндра
равен углу а, так как
Рис. 148. Схема уравновешивания
двухцилиндрового V-образного дви-
гателя с углом развала цилиндров
у = 90°
Следовательно, равнодей-
ствующая сил инерции пер-
вого порядка постоянна по ве-
личине и всегда направлена
по радиусу кривошипа. Линия
ее действия и направление со-
впадают с центробежной си-
лой Кт, поэтому она может
быть уравновешена увеличе-
нием массы противовесов, ус-
танавливаемых на продолже-
нии щек кривошипа. Для урав-
новешивания силы Кг добавоч-
ная масса КтПр, устанавливае-
мая на каждый противо-
вес, определится из выра-
жения 2Amnppw2 = С —
= —/и/®2.
Сила инерции второго порядка:
для левого цилиндра
Р)2л = AC cos 2а,
для правого
Pj2n = AC cos 2 (а—90°) = — AC cos 2а.
Равнодействующая R,2 взаимно перпендикулярных сил инер-
ции второго порядка правого и левого цилиндров
Rj2 = + = /(^С cos 2а)2 + (-AC cos 2а)2 =
= У 2 MJ cos 2а.
Сила Rj2 расположена в горизонтальной плоскости, проходя-
щей через ось коленчатого вала, так как угол аг между направ-
276
пением силы Rj2 и осью левого цилиндра равен —45 или 135°, что
видно из следующего выражения:
cos а2 =
•Р/2Л
Rj2
КС cos 2а _ 1
Y 2 КС cos 2а ]^2
± 0,7071.
Следовательно, равнодействующая сил инерции второго по-
рядка Rj2 = V2 КС cos 2а переменна по величине и направле-
нию, расположена в горизонтальной плоскости и может быть
полностью уравновешена с помощью системы добавочных проти-
вовесов на двух валиках, вращающихся в противоположные сто-
роны с удвоенной угловой скоростью коленчатого вала (по схеме
уравновешивания сил Pj2 в одноцилиндровом двигателе).
Восьмицилиндровый V-образный четырехтактный двигатель
с углом развала цилиндров у = 90°. Коленчатый вал имеет четыре
колена, расположенные в двух взаимно перпендикулярных плос-
костях (рис. 149, а и б). У V-образных двигателей наибольшее
распространение получила конструкция с последовательным
расположением двух одинаковых шатунов на одной шатунной
шейке и соответственным смещением противолежащих цилинд-
ров левого и правого блоков. Вследствие такого смещения в каж-
дой из секции двух цилиндров возникает дополнительный про-
дольный момент от сил инерции возвратно-поступательно
движущихся масс. Сумма этих дополнительных моментов для
всего двигателя в рассматриваемом случае равна нулю, поэтому
секцию из двух цилиндров, имеющих общую шатунную шейку,
можно условно рассматривать как двухцилиндровый V-образный
двигатель. Восьмицилиндровый двигатель можно считать со-
стоящим из четырех двухцилиндровых V-образных двигателей.
Центробежные силы Кг и равнодействующие сил инерции 7?^
для каждой пары цилиндров постоянны по величине и направле-
ны по радиусу кривошипа от оси коленчатого вала. Результиру-
ющие силы четырех сил Кг и четырех сил равны 0, но из-за
несимметричности вала имеются продольные моменты Мкг и Mji.
Для определения этих моментов возьмем моменты сил относи-
тельно центра вала О. Суммарный момент от сил в первой и чет-
вертой секциях действует в плоскости расположения колен этих
секций и равен За(Кг + 7?ц).
Суммарный момент от сил во второй и третьей секциях дей-
ствует в плоскости, перпендикулярной первой, и равен а(Кг +
+ Rj\). Результирующий момент Л4в получим геометрическим
сложением этих моментов (рис. 149, в):
= V[3a(/Cr + ад2 + [а(Кг + Ял)]2 = /Ю а(Кг + Ял).
Угол -ipi между плоскостью расположения первого и четвер-
того колен и плоскостью действия результирующего момента Мз
определяется из выражения
tglh = a^.r±RhL = _L и = 18°26'.
6 Т 3a(Kr+Rh) 3
277
X
Рис. 149. Уравновешивание V-образного восьмицилиндрового четырехтактного двигателя с углом развала
цилиндров у = 90°:
а — схема кривошипно-шатунного механизма; б — уравновешивание продольного момента от сил и Кг двумя
противовесами; в — нахождение результирующих векторов и М
Результирующий момент Ms может быть уравновешен двумя
противовесами на концах коленчатого вала, расположенными
в плоскости действия этого момента. Массу каждого противовеса
определяют из условий равенства моментов
тпрр(д2Ь = У10a(Kr + = аУ 10 (m/со2 + m/со2) =
= ага)2 У10 (mr + mf\
откуда
=v • "Г +тд>
ь р
где р — радиус расположения центра тяжести противовеса.
Равнодействующие /?,-2 сил инерции второго порядка с учетом
расположения отдельных колен равны: для первой V-образной
секции
У 2 AC cos 2а;
для второй
У 2 W cos 2(90° + а) = — /2 AC cos 2а;
для третьей
/2 AC cos 2(270° + а) = — /2 AC cos 2а;
для четвертой
]/2 AC cos 2( 180° + а) = /2 AC cos 2а.
Равнодействующие Rj2 всех четырех V-образных секций ле-
жат в одной и той же горизонтальной плоскости, равны по вели-
чине, но попарно противоположны по знаку, поэтому их резуль-
тирующая = 0.
Момент SMj2 также равен нулю, так как моменты от первой
и второй секций сил R^ по величине всегда равны моменту от сил
Rj2 третьей и четвертой секций. Эти два момента всегда проти-
воположны по знаку.
Двенадцатицилиндровый V-образный четырехтактный дви-
гатель. Коленчатый вал имеет колена, расположенные под углом
120°, при этом колена первых трех цилиндров расположены зер-
кально относительно колен 4—6-го цилиндров. Угол развала
между рядами цилиндров, исходя из условий соблюдения равен-
ства угловых интервалов между рабочими ходами отдельных
720°
цилиндров, обычно принимают у =------- = 60°. Этот двигатель
можно рассматривать как совокупность двух однорядных шести-
цилиндровых двигателей, работающих на один шестиколенный
вал. В каждом из этих двигателей отдельно, как рассматривалось
ранее, взаимно уравновешиваются центробежные силы, силы
279
инерции первого и второго порядков и их моменты. Очевидно это
справедливо и для двенадцатицилиндрового V-образного двига-
теля, независимо от величины угла развала цилиндров.
§ 9. ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ УРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
При рассмотрении уравновешенности сил инерции первого
и второго порядков и центробежных сил в многоцилиндровых
двигателях принималось, что для каждого из цилиндров произ-
ведения
С = —mfr(i)2; СК = —т,]Г&2К и т/со2
соответственно равны произведению этих же величин для других
цилиндров, и углы взаимного расположения колен вала точно
равны их теоретическим значениям. Для выполнения указанных
условий необходимо, чтобы массы поступательно движущихся
частей, а также массы тг неуравновешенных вращающихся час-
тей каждого из цилиндров должны быть соответственно равны
тем же массам всех остальных цилиндров одного и того же дви-
гателя; коленчатый вал должен быть динамически сбалансиро-
ван и иметь одинаковые для всех колен радиусы г, отношения
гЦ = К и углы расположения колен. В действительности в связи
с неизбежными в производстве отклонениями в размерах и весах
деталей теоретически возможная уравновешенность данного дви-
гателя нарушается.
Для получения наибольшей действительной уравновешенно-
сти двигателя вращающиеся детали тщательно балансируют,
а возвратно-поступательно движущиеся детали подбирают та-
ким образом, чтобы в одном двигателе были установлены детали
с минимально возможной разницей в весе. Поршни и шатуны при
изготовлении подгоняют к заданному весу с определенным до-
пуском, снимая металл. Подгонку веса шатуна производят не
только по общему весу, но и по распределению его между верх-
ней и нижней головками, т. е. по расположению его центра тя-
жести. При сборке двигателя комплекты поршней, а также
шатунов, устанавливаемых на один двигатель, подбирают по весу
с минимальной разницей в пределах, заданных техническими
условиями. На величину радиуса г кривошипа коленчатого вала
и расстояние I между осями верхней и нижней головок шатуна
устанавливаются сравнительно точные допуски. Коленчатые валы
подвергают динамической балансировке на специальных стан-
ках, при этом допустимая неуравновешенность достигается сня-
тием металла в соответствующих местах. Для тракторных дизе-
лей в зависимости от их быстроходности приняты следующие
допуски: на вес комплектов для шатунов 10—40 г, для поршней
10—15 г; на динамическую несбалансированность коленчатого
вала 120—250 Гем, на статическую несбалансированность махо-
вика 100—150 Гем.
280
§ 10. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА И ХОДА ДВИГАТЕЛЯ.
РАСЧЕТ МАХОВИКА И МАХОВОГО МОМЕНТА
Определение момента инерции движущихся масс двигателя.
Тракторный двигатель с регулятором работает со средней экс-
плуатационной нагрузкой, близкой к нагрузке, соответствующей
максимальной мощности. При этом сопротивление движению
тракторного агрегата (трактор и сельскохозяйственная машина)
и сопротивление рабочих органов сельскохозяйственной машины
непрерывно изменяются вследствие неровностей на поверхности
обрабатываемого поля, а также из-за неоднородности почвы по
растительному покрову, плотности, влажности и других физиче-
ских свойств почвы. Крутящий момент двигателя, даже при ус-
тановившемся режиме работы и постоянном значении момента
сопротивления вращению коленчатого вала со стороны потреби-
теля мощности, как, например, при работе двигателя с электро-
генератором, все время периодически изменяется пропорциональ-
но изменению тангенциальной силы Т (см. рис. 135). Величина
этого изменения оценивается коэффициентом неравномерности
крутящего момента
max Мк min
1 -
Изменение крутящего момента двигателя при постоянном мо-
менте сопротивления вызывает периодическое изменение угло-
вой скорости вала двигателя за рабочий цикл, характеризуемое
степенью неравномерности вращения:
я _ ®тах ®тт
>
^ср
где сотах, сотт и (дср — соответственно максимальная, минималь-
ная и средняя за рабочий цикл угловые скорости вала. При нали-
чии маховика на коленчатом валу двигателя происходит акку-
мулирование избыточной энергии двигателя, превышающей ее
среднее значение. При этом угловая скорость вала увеличивается
с comm До «шах- Аккумулированная движущимися массами дви-
гателя энергия
д _ ^d^max ^^min
где Jq — момент инерции движущихся масс двигателя, приведен-
ный к коленчатому валу.
В периоды, когда крутящий момент двигателя меньше своего
среднего значения, часть кинетической энергии движущихся масс
двигателя передается валу в результате снижения числа оборо-
тов. Аналогичным образом работает маховик и в тех случаях,
когда изменяется сопротивление вращению коленчатого вала,
281
оказываемое со стороны потребителя мощности. Для выбора
приведенного момента инерции движущихся масс, определяю-
щих заданную степень неравномерности вращения, строят кри-
вую суммарных крутящих моментов (см. рис. 135). По этой
кривой находят наибольшую избыточную работу А, поглощаемую
или отдаваемую массой движущихся частей двигателя за один
рабочий цикл. При этом допускают, что момент сопротивления
вращению коленчатого вала со стороны приводимой в движение
установки остается постоянным.
Площади, лежащие над линией среднего сопротивления, пред-
ставляют собой в масштабе работу, поглощаемую маховиком
в результате увеличения его угловой скорости, а площади, лежа-
щие под ней, представляют работу, отдаваемую маховиком в ре-
зультате снижения угловой скорости. Величину А определяют
как сумму площадей, расположенных над линией среднего со-
противления. Избыточная работа А связана с кинетической энер-
гией движущихся масс двигателя выражением
«__ с/^тах ^шт1П ____ , атах wmin _
/1 — ————------------J д —
2 2 d 2
co;
wmax + comin\ ( йтах wmin \
—г—д 4j-
Так как
^max +
2
®max ®min___ £
то
Значение SH принимают в пределах 0,006—0,010.
Определение момента инерции движущихся масс двигателя
из условий трогания с места и разгона тракторного агрегата.
Трогание трактора с места с нагрузкой, обеспечивающей исполь-
зование полной мощности двигателя при установившемся движе-
нии, производится на любой передаче, в том числе и на высшей.
При трогании трактора с места двигатель работает с перегруз-
кой, и энергия затрачивается не только на преодоление сил со-
противления, действующих при установившемся режиме движе-
ния, но и на преодоление трения буксования муфты сцепления
и на сообщение ускорения трактору и прицепу. Для того чтобы
в период разгона трактора двигатель не заглох, используется
запас кинетической энергии, аккумулированной движущимися
массами двигателя, в том числе и маховиком.
Перед троганием тракторного агрегата с места муфта сцеп-
ления выключена, число оборотов первичного вала коробки пере-
дач равно нулю, а двигатель работает с максимальным числом
282
оборотов холостого хода nxmax, поддерживаемых регулятором.
По мере включения муфты сцепления вследствие возрастания ее
момента трения число оборотов коленчатого вала уменьшается,
а число оборотов первичного вала коробки передач, следователь-
но, и скорость трактора увеличиваются. Происходит разгон трак-
тора, при этом муфта сцепления буксует. Через некоторое время
число оборотов коленчатого и первичного валов выравнивается,
и они начинают вращаться как одно целое с числом оборотов п
(с угловой скоростью (о). Буксование муфты сцепления заканчи-
вается. Затем общее число оборотов этих валов повышается под
действием крутящего момента двигателя.
Кинетическая энергия движущихся масс двигателя, освобож-
дающаяся при снижении числа оборотов коленчатого вала от
^хшах до п и затраченная на разгон:
Е = 0,5 J max — 0,5Jd(O . (18)
Приобретенная тракторным агрегатом кинетическая энергия
Ет = 0,5(JT + (19)
Моменты инерций масс JT трактора и Jnp прицепа, приведен-
ные к коленчатому валу, определяются из условия сохранения
равенства кинетических энергий: действительных, поступательно
движущихся масс трактора и прицепа при соответствующих
скоростях и условных приведенных масс, вращающихся со ско-
ростью коленчатого вала:
J СО2 _ У2 _ г«(дк . _ Gnp .
~~~g ~2
где со и (ок — угловые скорости вращения коленчатого вала и ве-
дущих колес в рад!сек\ GT и Gnp—веса трактора и прицепа
в кГ; v — скорость движения трактора в м!сек\ гк — радиус каче-
ния ведущих колес при отсутствии буксования в ж, im =~-----
(Ок
передаточное число трансмиссии трактора.
Решая последнее уравнение относительно JT и Jnp, соответст-
венно получаем
J _ ГК т ^ПР Гк.
Т~ g ' g
При этом момент инерции JTP всех движущихся масс транс-
миссии и ведущих колес трактора обычно не учитывают.
Связь между величинами Е и Ет с учетом потери энергии
в трансмиссии и движителе трактора может быть выражена сле-
дующим образом: Ет = т)т£, где т]т = 0,754-0,90 — тяговый к.п.д.
283
трактора. Подставляя в последнюю формулу значения Е и Ег
из выражения (18) и (19), получаем
т Ч“ Jпр) ® = ^tJmax <0 ).
Обозначая отношение max/со через фо, находим
7 = Т^^пр
д М^2о-1) ’
Для тракторных двигателей принимают ф0 = 1,54-2,5.
Определение размеров маховика. Величина момента инерции
маховика у тракторных двигателей составляет JM = (0,75 4-
4-0,90) Jd. Подсчитав момент инерции маховика, определяют
размеры его из формулы
j ( Рм V
М g \ 2 J ’
где
GM — вес маховика в кГ;
DM — диаметр окружности, проведенной через центр тяжес-
ти половины поперечного сечения маховика.
Размеры маховика ориентировочно принимают по конструк-
тивным соображениям в зависимости от габарита двигателя, раз-
мещения муфты сцепления, стартерного венца и получения не-
обходимого дорожного просвета. У существующих двигателей
наружный диаметр маховика колеблется в пределах 350—
500 мм. Задавшись размерами маховика, вычерчивают эскиз се-
чения его обода, диска и ступицы. По вычерченному эскизу
определяют момент инерции маховика и сравнивают его с най-
денным по предыдущей формуле. Увеличивая или уменьшая
сечение обода маховика, достигают требуемого значения момента
инерции JM.
Величина GmDm , пропорциональная моменту инерции махо-
вика, называется маховым моментом.
Глава 29. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ
КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
§ 11. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ
Расчет детали обычно начинают с выявления условий ее ра-
боты, определения нагружающих сил и составления расчетной
схемы. Основные нагруженные детали двигателя, за исключени-
ем немногих, имеют сложную форму, поэтому при расчете трудно
применить к ним понятия брус, пластина и др., для которых да-
ются формулы сопротивления материалов. По этим же причинам
не применим в большинстве случаев способ, принятый в курсах
деталей машин, по которому, исходя из известной нагрузки
284
и выбранного допускаемого напряжения, находят размеры дета-
ли. Вследствие этого производят условные приближенные
расчеты.
Размеры деталей в большинстве случаев предварительно на-
мечают по эмпирическим соотношениям, составленным и прове-
ренным на основе опыта работы уже существующих и надежно
работающих двигателей аналогичных типов. Достаточность проч-
ности спроектированных деталей проверяют сравнением возни-
кающих в них напряжений с напряжениями в аналогичных дета-
лях ранее выполненных и надежно работающих двигателей.
Указанные напряжения как в том, так и в другом случае опре-
деляют расчетом по одной и той же методике. При составлении
расчетных схем делают большие упрощения и допущения, напри-
мер коленчатый вал рассчитывают как разрезную балку. При
расчетах не учитываются степень динамичности нагрузки (скоро-
сти изменения нагрузки по времени) и продолжительность ее
действия, влияние на нагрузку упругих деформаций как самой
детали, так и сопрягаемых с нею; тепловые напряжения, возни-
кающие в результате неодинаковых температур по объему дета-
лей и разной жесткости их в различных поперечных сечениях.
К тракторному двигателю предъявляются повышенные требо-
вания в отношении надежной его работы и долговечности, поэто-
му жесткость основных деталей является не менее важным фак-
тором, чем прочность. Так, износостойкость коленчатого вала
я его подшипников в значительной степени зависит от жесткости
вала и блок-картера. Расчет деталей на жесткость недостаточно
разработан и является еще более условным, чем расчет на проч-
ность. Приближенному расчету на жесткость подвергаются лишь
некоторые детали двигателя. В большинстве случаев повышен-
ная жесткость деталей достигается за счет более низких значений
допускаемых напряжений, принимаемых при расчетах.
О расчете деталей на усталостную прочность. На большин-
ство рассчитываемых деталей двигателя действуют переменные,
периодически изменяющиеся нагрузки, которые вызывают в них
так же переменные, периодически изменяющиеся напряжения.
’Совокупность всех значений напряжений за один период назы-
вается циклом. Цикл характеризуется максимальным оШах, ми-
нимальным Omin И средним От = 0,5(Отах + (Tmin) напряжениями,
.а также амплитудой <уа = 0,5(отах— оЪпп) и коэффициентом
.асимметрии цикла г = Omm/Omax- Циклы, для которых численные
значения максимального и минимального напряжения одинаковы
по величине, но противоположны по знаку, называются симмет-
ричными; все остальные циклы — асимметричными.
Пульсирующим называется асимметричный цикл, для которо-
го Omin = 0; ва = 0,5 Отах = сгт и г = 0. Наибольшее максималь-
ное напряжение цикла, которое способен выдержать металл
без разрушения при неограниченном числе циклов (при испыта-
ниях обычно ограничиваются 107—108 циклами), называется пре-
285
делом выносливости или пределом усталости. Этот предел зави-
сит от коэффициента асимметрии цикла. Предел усталости
обозначается: для изгиба при асимметричном цикле ог, при сим-
метричном— 0-1, при пульсирующем — ог0; для кручения анало-
гично Тп т-1 и то; для сжатия-растяжения при симметричном
цикле <T-iz.
Запас прочности представляет собой отношение усилия, раз-
рушающего деталь, к действующему усилию или отношение пре-
дельного разрушающего напряжения к максимально действую-
щему напряжению для циклов с одним и тем же коэффициентом
асимметрии:
Ла = -^ = —; пх = —^- = —,
^тах Ттах
где па — запас прочности для нормальных напряжений, а пх —
для касательных.
Пределы выносливости при симметричном цикле a_i, т-i, т-u
для различных марок сталей определены путем испытания об-
разцов на усталостную прочность. Значения o-i, т-i и iz при-
ведены в табл. 21.
Запасы прочности па и пх для симметричного цикла
^max ттах Ттах
При расчете асимметричного цикла вследствие того, что не-
известны величины о> и тг, его заменяют условным равноопасным
симметричным циклом с амплитудой оа + ааот для нормальных
напряжений и амплитудой та + аттт для касательных. Тогда за-
пасы прочности для асимметричного цикла
tlf(J —--------- 9 —-----------------9
а + а_а т + ат
а ° т а т т
где аа и ат — коэффициенты приведения асимметричного цикла
к равноопасному симметричному. Значения оса и ах для метал-
лов в зависимости от предела прочности ов приведены в табл. 17.
Таблица 17
Значения аа и ат в зависимости от предела прочности
а в кПм&* в 35-55 55-75 75-100 100-120 120-140
аа .... 0 0,05 0,10 0,20 0,25
ах .... 0 0 0,05 0,10 0,15
286
На прочность деталей при переменной нагрузке кроме основ-
ных параметров цикла влияют следующие основные факторы:
концентрация напряжений, форма и размеры детали, качество
поверхности и способы механической и термической обработки
деталей.
Концентрация напряжений у детали при знакопеременной на-
грузке возникает в местах расположения канавок, отверстий,
выточек, резьбы, переходов от одного диаметра к другому
и в других местах резких изменений сечения. При расчетах кон-
центрация напряжений учитывается эффективным коэффициен-
том концентрации напряжений, который представляет собой от-
ношение предела выносливости (ог или тг) образца металла при
отсутствии в нем концентрации напряжений к пределу выносли-
вости (or к или тг х) при наличии в нем концентрации напряжений
для любого цикла
If _ If _ Ъ
Ла —-----, Лт ==-----•
®гк тгк
Для симметричного цикла
а-1/с т-1к
Значения коэффициентов Ко и Кх приведены в тексте при
расчете деталей и в табл. 18. Приближенная зависимость меж-
ду коэффициентами Ко и Кх определяется соотношением
Кх ~ 0,4 4- 0,6 Ко- С увеличением абсолютных размеров дета-
ли увеличивается вероятность наличия в ней структурной
Таблица 18
Значения эффективных
коэффициентов концентрации напряжений kQ и kz
Эффективный коэффициент концентрации напряжений К при а в кГ/и<|Л42 а в К при а в кГЬмм* т в
40-60 | 80-100 40-60 80-100
Переход вала от одного 0,025 2,3 3,0 1,7 1,9
диаметра к другому 0,050 1,9 2,2 1,5 1,6
с отношением радиуса 0,100 1,6 1,75 1,25 1.4
гг галтели к меньшему диаметру вала de * 0,200 1,3 1,5 1,1 1,2
Метрическая резьба на шпиль- 3,0—3,9 4,8—5,2 3,0—3,9 4,8—5,2
ках и болтах . . . <
Шпоночные канавки вала . . Полукруглая выточка на валу 1,4—1,6 1,8—2,0 1,7 1,3—1,5 1,7—1,9 0,6)Ла
при • • • Поперечное отверстие в валу 1.5 (0,4—
2,1-2,2 1,9
ПРИ ^4 = 0,054-1,0 . . 1,8—1.9 1,7
287
неоднородности металла и появления микротрещин. Микротре-
щины при переменных нагрузках развиваются в макротрещины,
вокруг которых возникает концентрация напряжений.
Абсолютные размеры детали при расчете учитывают мас-
штабным фактором 8а, который равен отношению пределов
выносливости (Уг дет и лабораторного гладкого образца ог диа-
метром 10 мм — (Угдет/(Уг)- На предел выносливости также
влияет чистота поверхности детали, так как по краям неров-
ностей, остающихся на поверхности после обработки, возни-
кает концентрация напряжений. Влияние чистоты поверхности
на прочность учитывается при расчете технологическим фак-
тором— отношением пределов выносливости Отое лаборатор-
ного образца с заданной обработкой поверхности и ог образца
с полированной поверхностью:
пов
Ь(У —-----•
<Уг
Значения технологического и масштабного факторов для
сталей с различными пределами прочности приведены в табл. 19.
Таблица 19
Значения технологического (в зависимости от вида обработки) и масштабного
факторов
Обработка в"= е" при ов в кг/мм2 Диаметр детали В М\М при в кГ/мм*
40-50 120-140 40-50 | 120-140
Полирование 1 1 15 0,95 0,89
Шлифование 0,95 0,85 20 0,92 0,83
Тонкое обтачивание . . . 0,90 0,72 30 0,88 0.78
Грубое обтачивание .... 0,85 0,6 50 0,82 0,70
Без обработки 0,75 0,5 100 0,70 0,62
При мечание. Для других промежуточных значений а значения е' и £" находят-
ся интерполяцией. в
Усталостная прочность деталей может быть значительно
повышена путем упрочнения поверхности детали специальной
обработкой, как, например: обкаткой роликом, обдувкой дробью,
поверхностной закалкой, азотированием, цементацией. При
этом технологический фактор становится больше единицы. Зна-
чения технологических факторов, получающихся в результате
поверхностного упрочнения детали, даны в табл. 20. Коэффици-
енты, учитывающие одновременно масштабный и технологиче-
ский факторы, для нормальных и касательных напряжений
обозначаются 8а = 8^8", 8Х = 8Х8". Влияние концентраций
напряжений, размеров и качества поверхности детали относят
к переменной составляющей цикла — амплитуде напряжений,
288
Таблица 20
Значения технологического фактора еа = е т в зависимости от поверхностного
упрочнения деталей
Концентрация напряжений Диаметр детали в мм Упрочнение
Обдувка дробью Обкатка роликом Закалка на глубину 0,9— 1,5 мм Азотиро- вание на глубину 0,1 — 0,4 \мм Цемента- ция на глубину 0,2— 0,6 \мм
Нет 10—20 30—40 1,1—1,3 1,1—1,2 1,2—1,4 1,1-1,25 1,3—1,6 1,5—1,2 1,15-1,25 1,15-1,1 1,2—2,1 1,1—1,5
Есть 10—20 30—40 1,4—2,5 1,1—1,5 1,5—2,2 1,3—1,8 1,6—2,8 1,5—2,5 1,9—3,0 1,3—2,0 1,5—2,5 1,2—2,0
Кх
которую умножают соответственно на величину ; ИЛИ —TV
8a8e 8t8t
тогда
^тах ' » > ’’max — / •
Ma М
Запасы прочности «по выносливости» для нормальных
и касательных напряжений с учетом влияния асимметрии цикла,
концентрации напряжений, масштабного и технологического
факторов
7П*
(21)
0-1
—к ’
—г-тг- а + аа
8а8а а т
т-1
=.
—г-??- т + ат
8Х8Т а Х т
Запасы прочности по текучести для нормальных пТ(5 и каса-
тельных птХ напряжений
ат I тт
Пта = —^ > Птх=—.
/ " Gq, +
еа8а
(20)
Мт
Общий запас прочности п в случае сложного напряженного
состояния деталей при одновременном действии изгиба и круче-
ния или растяжения и кручения определяется из выражения
"Л
(22)
19 Заказ 848
289
Таблица 21
Характеристики прочности сталей
Марка стали Напряжение в кПмм*
а в ат ®-1 а 1 — 1Z т т т-1
40 57—70 31 23—32 18—24 40 14—19
45 60—75 34 25—34 19—25 22 15—20
50 63—80 35 27—35 20—26 — 16—21
50Г 65—85 37 29—36 — — —
45Г2 70—90 41 31—40 — 18—22
40Х 73—105 65—90 32—48 24—34 — 21—26
45Х 85—105 70—95 40—50 — — —
40ХН 100—145 80—130 46—60 32—42 — —
40ХНМА 100—170 85—160 50—70 — 70 27—38
12ХНЗА 95—140 70-110 42—64 30 40 22—30
20ХНЗА 95—145 85—110 43—65 31 — 24—31
37XH3A 115—160 100—140 52—70 — — 32—40
18ХНВА 115—140 85—120 54—62 38 55 30—34
25ХНВА 110 95 50 36 60 29
38ХА 86 69 38 — — —
Характеристики прочности ряда сталей приведены в табл. 21.
Величина и характер нагружающих детали сил от давления
газов и инерционных сил зависят от режима работы двигателя.
За основные расчетные режимы принимают три режима работы
двигателя, при которых детали работают в наиболее тяжелых
условиях.
1. Режим максимального крутящего момента (Л4кр тах, п при
Мкр max), при котором нагрузка от сил давления газов достигает
максимального значения. Действием инерционных нагрузок,
частично разгружающих детали от действия сил давления газов,
пренебрегают, создавая тем самым условную перегрузку. Такая
временная перегрузка возможна при пуске двигателя.
2. Режим холостого хода при максимальном ограничиваемом
регулятором числе оборотов (Л1кр = 0; nxmax), характеризуемый
максимальными инерционными нагрузками при отсутствии на-
грузки от газов (такты впуска и выпуска у четырехтактного
двигателя).
3. Режим максимальной мощности при числе оборотов пн
(см. рис. 121), при котором учитывается действие сил давления
газов и сил инерции. Этот режим используется при расчете
деталей на усталостную прочность и для определения величины
средних удельных давлений при расчете трущихся деталей.
§ 12. БЛОК ЦИЛИНДРОВ, ГОЛОВКА БЛОКА ЦИЛИНДРОВ И ГИЛЬЗА
При выборе числа и расположения цилиндров для нового
двигателя учитывают уравновешенность сил Pji, Pj2 и Кг, равно-
мерность хода, расположение двигателя на тракторе (стремятся
290
достигнуть минимальных габаритных размеров с обеспечением
доступа к основным механизмам для монтажно-демонтажных
работ), необходимость получения минимального веса (при
наибольшей жесткости деталей), производственные возможности.
На тракторах наибольшее применение нашли однорядные дви-
гатели с вертикальным расположением цилиндров. Для тракто-
ров большой мощности находят применение двухрядные
V-образные двигатели с углом развала цилиндров 90 и 60°
соответственно для 8 и 12 цилиндров. Число цилиндров в зави-
симости от мощности двигателя находится в пределах: для
однорядных 1—6, для V-образных 8—12.
В однорядных дизелях отношение S/D составляет 1—1,4 при
средней скорости поршня около 7 м/сек.
От величины S/D зависят габаритные размеры и вес двига-
теля. К преимуществам короткоходных двигателей по сравнению
с длинноходными (с большим отношением S/D) относятся:
меньшая средняя скорость поршня при том же числе оборотов,
понижение тепловых потерь в охлаждающую жидкость вслед-
ствие уменьшения отношения поверхности охлаждения к объему
цилиндров, повышение жесткости коленчатого вала в результате
увеличения перекрытия шатунных и коренных шеек. Коротко-
ходные однорядные двигатели отличаются большей длиной
и меньшей высотой блока цилиндров.
Длина V-образного двигателя главным образом зависит от
длины коленчатого вала, при этом длину блока можно прибли-
зить к минимально возможной длине вала.
В случае установки относительно более коротких шатунов,
т. е. при больших значениях % = г/1 уменьшаются вес шатуна,
высота и вес двигателя, увеличиваются силы инерции второго
порядка и боковое давление поршня на стенку цилиндра.
В существующих двигателях А = 0,23 + 0,31; 1/А = 3,2-н 4,2.
При увеличении значения А возрастает максимальный угол от-
клонения шатуна от оси цилиндров и шатун может задеть за
нижний пояс гильзы. Для избежания этого в гильзе иногда
делают вырезы в плоскости качания шатуна. Пределы отношений
(S/D нижний и А = г/1 верхний) зависят от прохождения проти-
вовесов коленчатого вала под нижней кромкой поршня при его
положении в н. м. т. В нижней части поршня для прохождения
противовесов иногда делают выемки.
Блок цилиндров, головка цилиндров. Блок цилиндров не рас-
считывают на прочность вследствие сложности его конструктив-
ных форм и невозможности найти распределение усилий по
отдельным элементам. Необходимую жесткость блока цилиндров
достигают оребрением перегородок, применением наибольшего
числа коренных опор и увеличением расстояния от нижней
плоскости разъема до оси коленчатого вала. Для разгрузки
стенок от дополнительных изгибающих моментов силы давления
газов, передающиеся через шпильки от головки цилиндров,
19* 29t
направляются через ребра во внутренних перегородках непо-
средственно к шпилькам коренных подшипников.
Размеры элементов блока цилиндров принимают на основа-
нии существующих конструкций в зависимости от хода поршня
S и диаметра цилиндров D. Расстояние L между осями двух
соседних цилиндров оценивают по величине отношения L/D
и увязывают с длиной коленчатого вала. У выполненных двига-
телей
— = 1,4-=- 1,55.
D
Ширина картера определяется траекторией движения крайней
точки головки болта шатуна. Минимальное расстояние между
траекторией и внутренней поверхностью стенки картера обычно
составляет 10—15 мм.
Положение оси распределительного вала определяется тра-
екторией крайней точки шатуна, и оно должно быть увязано
с размещением толкателей клапанного механизма.
Минимальная толщина стенок водяной рубашки и перегоро-
док чугунного блока цилиндров ограничивается производствен-
ными возможностями литейных цехов.
Блок-картер изготовляется из серого чугуна СЧ 18-36 с твер-
достью НВ 170—240. В существующих конструкциях головок
цилиндров дизелей высота Нг = (1,00-4-1,25)1), толщина нижней
опорной стенки 6г = 0,05 D + 2 для чугуна и бг = 0,07 D + 2
для алюминиевых сплавов.
Гильзы цилиндров. Толщину б чугунной стенки гильзы прини-
мают равной (0,065—0,075)0 с учетом обеспечения достаточной
жесткости. Проверочное расчетное напряжение на разрыв при
статическом нагружении в стенках мокрой гильзы по образую-
щей цилиндра
о = 0,5р2 — ; а = 400 ~ 600 кГ/см2.
б
Толщину направляющих посадочных поясов принимают на
2—3 мм больше толщины стенки. Для удобства сборки диаметр
верхнего пояса делают на 2—6 мм больше диаметра нижнего
пояса. Поверхность верхнего торца для обеспечения герметично-
сти газового стыка должна выступать над верхней плоскостью
блока примерно на 0,07—0,25 мм. Этот размер зависит от кон-
струкции и материалов прокладки под головку блока. Длину
гильзы устанавливают из условия возможного выхода из нее
кромки поршня в н. м. т. примерно на 15 мм. Площадь сечения
канавки под резиновое кольцо должна быть больше его площади
поперечного сечения. В противном случае при сборке возможна
деформация гильзы в поясе расположения резиновых колец, так
как резина при сжатии, сохраняя свой объем, оказывает сильное
давление на стенку канавки.
292
§ 13. ПОРШЕНЬ
При работе двигателя поршень воспринимает.переменные по
величине усилия от давления газов на его днище и передает их
через поршневой палец шатуну. Кроме того, на поршень дей-
ствуют переменные по величине и направлению силы инерции,
а также силы, прижимающие поршень к стенке цилиндра.
В радиальном направлении и по высоте поршень нагревается
не одинаково (см. рис. 12), следовательно, отдельные части
поршня расширяются на раз-
ную величину, вызывая допол-
нительные внутренние терми-
ческие напряжения.
Толщину днища поршня,
которое является наиболее
термически нагруженной ча-
стью поршня, устанавливают
такой, чтобы обеспечивался хо-
роший теплоотвод. Чем толще
днище, тем лучше отводится
тепло и выравнивается темпе-
ратура пояса расположения
поршневых колец.
С той же целью переход от
днища к стенке выполняется
большим радиусом [/? = Рис. 150. Эскиз поршня
= (0,05-4-0,15)2)].
Определение размеров поршня расчетным путем вследствие
сложности его формы и невозможности учесть влияние всех
факторов невозможно, поэтому размеры поршня назначают
исходя из проверенных практикой соотношений размеров
(рис. 150 и табл. 22). После определения по данным таблицы
Соотношения конструктивных размеров элементов поршня
Таблица 22
Параметр Дизель Карбюраторный двигатель
Длина поршня Н (1,25—1,7) D (1,1-1,4) D
Расстояние до оси пальца Нг ... (0,6—1,0) D (0,45—0,75) D
Длина юбки поршня L (0,8—1,25) D (0,7—1,0) D
Расстояние до первой канавки е . . (0,14—0,20) D (0,06—0,09) D
Толщина днища поршня д (0,15—0,20) D (0,05—0,10) D
Наружный диаметр пальца dn . . . (0,34—0,43) D (0,24—0,28) D
Диаметр отверстия пальца d0 . . . . (0,60—0,75) dn (0,65—0,75) dn
Средний диаметр бобышек d^ . . . Расстояние между торцами приливов (1,3-1 .6) dn
для пальца b (0,35— •0,50) D
Толщина стенки юбки Sj 2—5 мм | 1,5—4,5 мм
2?3
размеров поршня проверяют отдельные его элементы на проч-
ность и износоустойчивость.
Днище поршня можно приближенно проверить на статиче-
скую прочность по напряжениям изгиба, рассматривая его как
круглую плиту, равномерно нагруженную давлением pz, защем-
ленную по окружности или свободно лежащую на кольцевой
опоре. При расчете днища по второму варианту (рис. 151) из-
гибающий момент относительно сечения А—А
Ми = — pji кГсм,
3
где pz — максимальное давление сгорания в кГ)см2.
Момент сопротивления W и напряжение изгиба ои:
Ц7 = -^- = -^; <ju = -^- = pJ—Y кГ/см2.
6 3 IT \ Ъ /
Допустимое напряжение для поршней из чугуна составляет
не более 400—450
Рис. 151. К расчету дни-
ща поршня
кГ1см2, из алюминиевого сплава — до
250 кГ/см2. Для днищ, усиленных реб-
рами, <Уц можно принимать в 2—4 раза
большие. При проверке днища на проч-
ность получаются сравнительно низкие
напряжения, так как его толщина (табл.
22) установлена такой, чтобы обеспечи-
вался хороший теплоотвод.
Толщину стенки поршня в опасном
сечении Б—Б (см. рис. 150) проверяют
на сжатие от силы Pz = pzFn, где Fn —
площадь поршня в см2. Напряжение
осж = -^ кГ/см2,
‘ г min
где Fmin — площадь сечения Б—Б с уче-
том ослабления его отверстиями для от-
вода масла. Напряжения веж не должны
превышать для чугуна 400 кГ1см2, для
алюминиевых сплавов — 250 кГ!см2. Трущуюся поверхность пор-
шня проверяют на износ по наибольшему условному удельному
давлению
= кГ!см2,
где JVmax — сила наибольшего нормального давления поршня
на стенку цилиндра в кГ, ориентировочно прини-
маемая равной (0,08—0,12) (рЛ + Pj)',
L — длина юбки поршня в сантиметрах минус высота
всех масляных канавок. Значение q не должно пре-
вышать 8 кГ!см2.
294
Величина зазоров между поршнем и цилиндром влияет на
срок службы. Чем меньше эти зазоры, тем слабее стук и лучше
условия для смазки. Однако при слишком малых зазорах могут
возникнуть задиры и возможно даже заедание поршня. Вели-
чину зазоров следует определять исходя из минимально необ-
ходимых зазоров для рабочего (горячего) состояния гильзы
и поршня, с учетом температуры поршня и гильзы во время
работы двигателя и коэффициентов линейного расширения мате-
риалов, из которых они изготовлены.
§ 14. ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ
1РгКГ/сМ2=рУп=Рг
Рис. 152. Расчетная схема
пальца
осуществления
Поршневой палец совершает вместе с поршнем возвратно-
поступательное движение, а также колебательное (возвратно-
вращательное) движение вокруг
своей оси. Движение пальца и
тепловая нагрузка (вследствие
передачи ему части тепла от го-
ловки поршня) обусловливают
невозможность
жидкостного трения. Полужидко-
стное трение ускоряет износ тру-
щихся поверхностей пальца. Зна-
копеременные силы инерции воз-
вратно-поступательно движущих-
ся масс, а также силы давления
газов на днище поршня переда-
ются через поршневой палец ша-
туну. Нагрузка на палец дости-
гает больших значений и, резко
изменяясь по величине и направ-
лению, имеет ударный характер.
В соответствии с условиями ра-
боты к конструкции пальца и его
материалу предъявляются сле-
дующие требования: высокая из-
носостойкость (максимальная
твердость трущейся поверхности
пальца), минимальный вес, хо-
рошая сопротивляемость ударной
нагрузке и минимальная дефор-
мация при работе. Поршневые
пальцы изготовляют из стали ма-
рок 20; 20Г, 20Х, 12ХНЗА и др.
Поверхность пальцев цементуют
на глубину 0,5—1,5 мм в зависи-
мости от его размеров с после-
дующей закалкой и отпуском. Та-
295
кая обработка пальца обеспечивает значительную твердость
трущейся поверхности при вязкой сердцевине.
Размеры поршневого пальца определяют в зависимости от
диаметра цилиндра D по эмпирическим соотношениям (табл. 22)
с последующей проверкой расчетом на прочность и условное
давление q между трущимися поверхностями.
При расчете пальца на прочность определяют напряжения
от изгиба, среза и овализации при статическом нагружении.
При расчете на изгиб палец рассматривают как балку, лежа-
щую на двух опорах и нагруженную силой максимального дав-
ления газов без учета сил инерции. Закон распределения на-
грузки по длине поршневого пальца точно неизвестен, поэтому
приближенно рассматривают палец как балку, лежащую на двух
опорах и нагруженную в первом случае равномерно по длине
(рис. 152,а), а во втором — по схеме, показанной на рис. 152,6.
Максимальный изгибающий момент в среднем сечении пальца
в первом Afui и втором Afu2 случаях
ДЛ п f кгЛ~ки \ Рг?п ки __ Pz?п .
и1~ 2 \ 4 / 2 8
____ Рг^п / / । \
м“2—+
Момент сопротивления изгибу для пальца
№ = —
32
Максимальные напряжения изгиба по середине пальца
_ __ _ Ми2
ul ~ ’ и2 W '
Значение напряжений в пальцах существующих двигателей
в зависимости от применяемого материала колеблются в преде-
лах 1000—2500 кГ1см2. Максимальные касательные напряжения
в сечениях пальца между торцами бобышек поршня и верхней
головки шатуна (в сечении /—/ на рис. 152)
0,85ргР п
^тах
кГ/см2>
\ 1 — а4 /
где
Во время работы двигателя под действием нагрузки про-
исходит овализация пальца, т. е. увеличение его диаметра
в направлении, перпендикулярном к плоскости действия нагруз-
ки. Это увеличение размера не должно превышать половины
296
диаметрального зазора между пальцем и втулкой верхней го-
ловки шатуна. В противном случае возможно заклинивание
пальца во втулке и ее разрушение. Диаметральная овализация
в средней части пальца определяется из выражения
max ““
0,09ргГп/г1 + а \з
Eln 1 —а )
где поправочный коэффициент К = 1,5— 15 (а — 0,4)3, завися-
щий от жесткости пальца.
Напряжения сжатия ого<> в точке 2 и сга90» в точке 3
и напряжения растяжения оа0<> в точке 1 и oi90, в точке 4,
Рис. 153. Овализация поршневого пальца:
а — распределение нагрузки по внешней поверхности; б и в — эпюры напряжений
от овализации соответственно на внутренней и на внешней поверхности
возникающие при овализации пальца, в предположении сину-
соидального распределения нагрузки (рис. 153, а) определяются
в вертикальном и горизонтальном сечениях на внешней и внут-
ренней поверхностях пальца на середине его длины (рис. 153, б
и в) из следующих выражений:
aeO.= -^-fo,19/c;—'—}К, ого«= —^-(0Л9К"1+-^-'\К;
Оа90. = —( 0,174/С; + к,
О(.90» = ( 0,1747С1—
Itldn \ ^2 /
где
К’, _ <2+«>(1+_»)_ . (1 + 2»)<1 + «) иХг_,_„.
(1 —а)2 (1— а)2 а 2
297
Поршневой палец проверяют на износ по условному удельно-
му давлению в бобышках поршня и в верхней головке шатуна
п PzPn+Pj
Яш
PzFn~\~Pj
dnku
Для тракторных двигателей допускают Цв и qm =
= 140-г- 260 кГ!см*.
§ 1S. ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
Поршневые кольца обеспечивают герметичность надпоршне-
вого пространства цилиндра и одновременно служат для отвода
тепла от поршня в стенки цилиндра. Кроме того, они препят-
ствуют проникновению излишка масла со стенок цилиндра
в камеру сгорания. Поршневые кольца движутся возвратно-
поступательно вместе с поршнем с высокой скоростью при
высокой нагрузке. Температура колец, особенно первого (если
считать от камеры сгорания), достигает больших значений
и значительно повышается при прорыве через них газов. Высокая
температура вызывает коксование масла и снижает механиче-
скую прочность металла колец.
Схема уплотнения надпоршневого пространства поршневыми
кольцами показана на рис. 154, а. Часть газа из надпоршневого
пространства, давление р в котором принято за 100%, протекает
в зазор между первым кольцом и поршнем, расширяясь до
давления pi = 75% от р. Затем газ проникает в пространство за
первым кольцом, расширяясь до давления р[ — 25% от р. При
дальнейшем протекании газа его давление уменьшается соот-
ветственно до р2, р2, рз и рз и незначительная часть газа попа-
дает в картер. Перетекание газов через малые зазоры между
кольцами и канавками вследствие падения давления ступенями
происходит с небольшой скоростью и, следовательно, с неболь-
шим расходом. Из приведенной на рис. 154, а схемы видно, что
создаваемая поршневыми кольцами герметичность зависит от
совершенства сопряжения колец по наружной поверхности
с цилиндром и боковым поверхностям с канавками поршня.
Поршневое кольцо прижимается к поверхности цилиндра сила-
ми упругости Ру и давлением газов р2, Рз, находящихся
в полостях соответствующих канавок.
Надежное уплотнение получается только тогда, когда кольцо
под действием силы упругости прижимается во всех точках по
окружности к цилиндру хотя бы с небольшим давлением. В этом
случае значительное давление, создаваемое газом, проникающим
в канавку, действует на кольцо только с внутренней стороны
и прижимает его к стенке цилиндра. При наличии просветов
между кольцами и цилиндром через них прорываются газы, что
вызывает резкое местное повышение температуры кольца
298
и поршня, которая становится выше температуры коксования
масла. Упругость колец снижается, зазоры между кольцами
и канавками поршня заполняются нагаром (коксом), в резуль-
тате чего кольца теряют подвижность. Вследствие выгорания
Рис. 154. Схемы к расчету поршневых колец
масляной пленки резко увеличивается работа трения и износ
колец, поршней и гильз.
Все это приводит к еще большему нарушению герметичности
цилиндра, увеличению расхода масла и топлива, снижению мощ-
ности двигателя и быстрому выходу его из строя. Кроме сил от
давления газов и силы упругости, на кольцо действуют сила
трения Т кольца о стенку цилиндра и сила Хк инерции кольца,
возникающая в результате его возвратно-поступательного дви-
жения. Большинство из указанных сил непрерывно изменяется
299
по величине и направлению, поэтому кольцо прижимается то
к верхней, то к нижней торцовой поверхности канавок в поршне.
Незначительные радиальные перемещения кольца в канавке,
обусловливаемые перемещениями поршня под действием силы N
в пределах диаметрального зазора между цилиндром и поршнем,
движением поршня в конусном или бочкообразном цилиндре,
вызывают износ торцовых поверхностей кольца и канавки. Эти
износы возрастают при увеличении удельного давления на
торцах кольца. Удельное давление на торце кольца понижается
с увеличением радиальной толщины кольца t и уменьшением его
высоты.
Материал поршневых колец должен сохранять упругие свой-
ства при повышенной температуре, быть достаточно механически
прочным, иметь возможно лучшие антифрикционные качества
и хорошую износостойкость при недостаточной смазке. Для
изготовления поршневых колец тракторных двигателей приме-
няют чугуны специальных марок. Твердость поверхности обра-
ботанного кольца должна быть НВ 95—105. В качестве леги-
рующих присадок к чугунам применяются в небольших количе-
ствах Ni, Cr, Mo, Си, W.
Поршневое кольцо в свободном состоянии имеет по наруж-
ной поверхности несколько больший размер, чем диаметр
цилиндра. Зазор в замке равен s мм, При установке в цилиндр
кольцо сжимается, зазор его в замке уменьшается с s до sp,
т. е. на величину А = s — sp, В рабочем состоянии в материале
кольца возникают напряжения изгиба от действия сил дав-
ления со стороны стенок цилиндра, радиально направленных
к центру кольца. При этом наружные волокна кольца растяну-
ты, а внутренние сжаты. Максимальные напряжения возникают
в сечении, расположенном против замка. Концы поршневого
кольца в процессе его надевания на поршень разводят, зазор
в замке кольца увеличивается от s до sH, т. е. на величину
А' == sH — s, и кольцо при этом испытывает напряжение из-
гиба Он, противоположное по знаку напряжениям оР, возникаю-
щим в нем в рабочем состоянии. Напряжения изгиба, возникаю-
щие при обработке кольца, имеют повышенное значение по
сравнению с напряжением ор вследствие увеличения толщины
кольца на величину припуска на обработку Д/:
/+д/
Ооб--
t Ор ^1,25ор.
Радиальное давление кольца на стенку цилиндра может
быть равномерным, т. е. примерно одинаковым во всех точках
поверхности прилегания кольца к стенке гильзы, и неравномер-
ным, т. е. с корректированной эпюрой. В последнем случае
характер изменения радиального давления кольца по окружно-
сти его соприкосновения с гильзой может быть представлен
300
графически в виде кривой в полярных координатах (рис. 154,6),
называемой эпюрой давлений кольца.
Характер эпюры давлений кольца зависит от формы кольца
в свободном состоянии. Задаваясь требуемой по условиям рабо-
ты эпюрой давлений кольца, рассчитывают нужную форму
кольца в свободном состоянии. Расчет формы кольца в свобод-
ном состоянии дается в специальной литературе. При обтачива-
нии колец по специальному копиру можно получить любую
форму кольца. В настоящее время на тракторных двигателях
применяются поршневые кольца как постоянного давления, так
и с корректированной эпюрой. Кольца с корректированной эпю-
рой имеют большие давления около замка и меньшие давления
на противоположном участке кольца. К такой форме эпюры
пришли в результате ряда исследований и наблюдения в эксплуа-
тации за работой двигателей с поршневыми кольцами постоян-
ного давления.
Эти наблюдения показали, что кольца постоянного давления
быстрее изнашиваются в пределах дуги в обе стороны от замка.
В результате местного износа давление кольца на стенки цилин-
дра на этих участках снижается до нуля и могут образоваться
просветы. Для удлинения срока службы колец их стали изго-
товлять с максимальным давлением около замка.
Величина максимальных напряжений ар, он и оОб в сечении
кольца напротив замка зависит от отношений диаметра цилин-
дра D и величины А изменения зазора в замке кольца к ради-
альной толщине t кольца
Кроме того, напряжение ок зависит от способа надевания
кольца на поршень, а напряжение сов — от технологии обра-
ботки кольца. Наибольшее значение напряжения он в кольце
получается при его надевании по первому способу (рис. 154, в,
т = 1). Если напряжение в кольце, надеваемом на поршень по
первому способу (вручную), принять за единицу (m = 1), то во
втором случае (надевание при помощи пластин) и в третьем
случае (надевание при помощи щипцов) напряжение снижается
соответственно в 1,57 (т = 1,57) и 2 раза (т = 2). При расчете
обычно принимают т = 1,57. Относительная величина зазора А
замка характеризуется отношением
При увеличении зазора s в случае неизменного значения а
напряжения ан уменьшаются, а напряжения $Об и gp увеличива-
ются. Следовательно, можно подобрать такие значения аир, при
которых напряжения как в рабочем состоянии, так и при наде-
вании приблизительно одинаковы. Основными конструктивными
301
отношениями аир для проектируемого кольца задаются, прини-
мая при D — 50 -г- 100 мм а ~ 22 -г- 24, при D — 100 4- 200 мм
а « 24 4- 28. При выборе значения а учитывают, что равенство
максимальных напряжений <гр « ом в среднем сечении кольца
(напротив замка) для трех способов его надевания на поршень
достигается, если при т = 1; 1,57; 2,0; 0 = 4,7; 3,7; 3,2. Для
существующих двигателей а = 20 -н 30, р = 3,0 4- 4,0.
Зная величины а, 0 и диаметр цилиндра D, можно определить
радиальную толщину кольца t и зазор $ в замке кольца в сво-
бодном состоянии. Высоту кольца принимают в зависимости от
диаметра D равной 2—6 мм.
Значения давления по окружности кольца с корректирован-
ной грушевидной эпюрой определяют из отношения
В = Рф1Рср,
величина которого для отдельных точек эпюры приведена ниже:
ф в град 0 30 60 90 120 150 180
g 1,05 1,05 1,14 0,90 0,45 0,67 2,85
Углы ф в град отсчитывают от точки, находящейся против
замка (рис. 154,6). Давление кольца на стенку цилиндра
в различных точках
Для кольца с корректированной эпюрой давления напряже-
ния в рабочем состоянии сгр и при надевании кольца он:
2Си,Б0
р я(3—р)а(а—1)
4£(1——-Ц-)
а \ (3—р)п/
н та(а—1,4)
кГ]мм2,
кГ/мм2,
где
Е — модуль упругости (для серого чугуна Е = 10 000 кГ/мм2-,
для легированного чугуна Е = 12 000 кГ/мм2); р, и См — коэф-
фициенты, зависящие от эпюры давлений кольца (для эпюры,
построенной по приведенным выше значениям р!рСр, р = 0,2,
См = 1,74); т— коэффициент, зависящий от способа прило-
жения усилий к кольцу при его надевании на поршень.
Среднее давление на поверхности кольца
0,425 с 0 Р/ ,
рсв = —---Е-----— кГмм2.
Иср 3—и (а—1)3 а '
Допускаемые напряжения на изгиб кольца в рабочем
состоянии 30—40 кГ/мм2. Значение <ун принимается обычно боль-
ше ор, так как оно возникает только при надевании кольца при
нормальной температуре. Среднее давление на поверхности
кольца рСр = 0,010 ч- 0,022 кГ1мм2.
302
Если в выражения для определения ор, он и рср для кольца
с корректированной эпюрой давления подставить значения
ц = 0, то получим формулы для определения напряжений
и среднего давления некорректированных колец.
При проверке упругости поршневых колец определяют силу
Ро или тангенциальную силу Рт (рис. 154, г). В том и другом
случае кольцо сжимается с уменьшением зазора замка до
величины температурного зазора sp. Соотношения между силами
и средним удельным давлением находят из равенств
PD = pcpDb, Рт = 0,5pcpDb,
где b — высота кольца в мм. Предел прочности на изгиб <тв.и
определяют прикладыванием диаметрально противоположно на-
правленных сил Р (рис. 154, г) до получения излома. В этом
случае предел прочности
о8.ц = 3^”~- кГ/мм2.
Монтажный (тепловой) зазор sp замка кольца, установлен-
ного в гильзу при сборке двигателя (в холодном состоянии),
должен быть таким, чтобы была исключена возможность сопри-
косновения концов кольца при его расширении от нагревания
во время работы двигателя. При расчетах можно принимать
следующие значения минимального монтажного зазора для пря-
мого замка: для первого кольца sp = 0,004 D\ для второго
sp = 0,003 D; для маслосъемных колец sp = (0,001 4- 0,002)D.
На практике по условиям взаимозаменяемости большей частью
все кольца изготовляют с одинаковым зазором. Для косого зам-
ка значения зазоров уменьшаются умножением на синус угла
наклона.
При определении радиального зазора Дк между кольцом
и канавкой в поршне предполагается, что боковая поверхность
поршня по всей длине прилегает к цилиндру. Поэтому глубина
канавки в поршне tr = t + Д*. Для компрессионных колец можно
принимать Дх = 0,3 -н 0,7 мм, для маслосъемных Дк = 0,5 4-
-?- 1,5 мм. Глубина канавки может несколько уменьшиться за
счет ее эксцентричного расположения относительно наружной
поверхности поршня. Торцовый зазор кольца в канавке уста-
навливают в зависимости от диаметра цилиндра и материала
поршня.
§ 16. ШАТУН
Он подвергается действию знакопеременной нагрузки от сил
давления газов и инерции. В период сгорания при мгновенном
нарастании давления газов внутри цилиндра шатун восприни-
мает ударную нагрузку. Шатун должен обладать большой проч-
ностью и жесткостью при минимальном весе. Минимальный вес
зоз
шатуна, так же как и поршня, необходим для уменьшения сил
инерции.
Расчет верхней головки шатуна. Наружный диаметр верхней
головки шатуна ориентировочно принимается £>г = (1,3 1,7) dn,
радиальная толщина бронзовой втулки б = (0,060-т- 0,ll)dn,
диаметр отверстия под втулку Do = dn + 2d. Верхнюю головку
шатуна рассчитывают на растяжение (при статическом нагру-
жении) по сечению А—А (рис. 155) от сил инерции Рзг посту-
пательно движущихся масс комплекта поршня тп и верхней
половины верхней головки шатуна тв, достигающих макси-
мального значения при положении поршня в в. м. т. в конце
выпуска — в начале впуска:
_ Р/г (mn + m«H*(l + M
р Рг Рг
где тд — масса верхней половины верхней головки
шатуна;
Fe = aiPt — Do) —площадь расчетного сечения.
Расчетным режимом является максимальное число оборотов
холостого хода, устанавливаемое регулятором. Для обеспечения
жесткости головки принимаются допускаемые напряжения
<5Р = 200 ч- 500 kTIcm1. При растяжении силой Р$г верхней
головки шатуна она деформируется в поперечном направлении.
Поперечная деформация, отнесенная к 1 см среднего диаметра
304
головки, характеризует ее жесткость и определяется по сле-
дующей формуле:
0,017^
У Ы ’
гч -Ог ”1“ D0 °
где Dcp = ——2----средний диаметр головки;
Е — модуль упругости материала шатуна; J — момент инерции
площади сечения головки шатуна. Жесткость головки считается
удовлетворительной, если значение у находится в пределах
0,007—0,01.
В верхней головке шатуна при запрессовке бронзовой втулки
с натягом Д создаются дополнительные напряжения. Во время
работы двигателя верхняя головка нагревается до температуры
tem = 100 4- 120° С. При нагревании вследствие большего зна-
чения коэффициента линейного расширения бронзы авт =
= 1,8-10~5 \1град (втулка), чем стали аш = 1,0-10-5 \fzpad
(шатуна), возникает дополнительный температурный натяг Д< =
— Do^aem — Сш)tem- На всей цилиндрической поверхности со-
прикосновения втулки с головкой от суммарного натяга Д + At
создается равномерное давление
р =----------,
О2+О2 D2+d2
_, + и —;—т—и
Ещ Евт
где ц = 0,3 — коэффициент Пуассона;
Еш — 2,1 • 106 кГ1см2 и Евт = 1,15-106 кГ1см2 — соответственно
модули упругости материалов шатуна и втулки. Напряжения,
возникающие от давления р на внешней оа и внутренней а* по-
верхностях головки, определяют по формулам Ляме:
2D2 О2+Г>2
а„ = р--------; о, = р-------.
D2-D2 D2 + Do2
Напряжения оа и могут достигать значений 1000—
1500 кГ1см2.
Размеры сечения А—А верхней головки можно проверить
на усталостную прочность при переменном нагружении от дей-
ствия сил инерции без учета дополнительных напряжений от
запрессовки втулки и от нагрева во время работы. В этом
случае нагрузка меняется по закону пульсирующего цикла от
минимального значения P2min = 0 до максимального
Ег max = Р/г = (тп + Шв)г<02(1 + %).
20 Заказ 848 305
Зная значения Рг ты, Л шах и площадь расчетного сечения
Fs, определяют
П ’ (J - (Т == *^тах
vmax>
малой кривизны
Рис. 156. Расчетная схема ниж-
ней головки шатуна
и затем запас прочности пст по формуле (20), при этом прини-
мают значение коэффициента
1,2-=- 2,0.
®<тест
Расчет верхней головки шатуна по уравнениям кривого бруса
малой кривизны является достаточно сложным и в некоторой
степени условным. Этот расчет
здесь не приводится, его можно най-
ти в специальной литературе.
Расчет крышки шатуна. Разме-
ры нижней головки шатуна опреде-
ляют в зависимости от диаметра и
длины шатунной шейки. Габарит
нижней головки должен обеспечи-
вать прохождение шатуна без
крышки через цилиндр двигателя.
Толщина стенок вкладышей у вы-
полненных двигателей изменяется
в пределах (0,03—0,05) йшли., тол-
щина заливки вкладышей составля-
ет 0,2—0,7 мм. Перемычка между
отверстиями для шатунного болта
и вкладыша делается шириной
1,0—1,5 мм. Для обеспечения на-
дежной работы тонкостенных вкла-
дышей нижняя головка шатуна дол-
жна быть жесткой.
Крышку нижней головки шатуна рассчитывают на изгиб при
статическом нагружении, как криволинейную балку с радиусом
кривизны, равным Ze/2. Максимальная сила инерции PjKP нагру-
жает ее в конце выпуска — в начале впуска. Расчетным режимом
является максимальное число оборотов холостого хода, устанав-
ливаемое регулятором. Сила PjKP складывается из сил инерции
поступательно движущихся масс т3- и центробежной силы вра-
щающейся массы тш.н шатуна без массы ткр крышки и нижнего
вкладыша:
Р, кр = т;-г®2(1 + А.) + (тш.н—ткр)га2.
(23)
Масса ткр может быть ориентировочно принята равной
(0,25 — 0,30) тш. При расчете предполагается, что часть нижней
головки шатуна, расположенная выше места заделки (сечение
306
A—А, рис. 156), не деформируется вследствие большой жестко-
сти в сравнении с остальной частью головки; распределение
давления на крышку от силы PjKP происходит по косинусоидаль-
ному закону; крышка и вкладыш вследствие установки вклады-
шей с натягом и сильной затяжки болтов составляют одно целое
с шатуном; крышка и вкладыш деформируются вместе и оди-
наково, при этом изгибающие моменты распределяются между
крышкой и вкладышем пропорционально моментам инерции JK
и ]в их поперечных сечений, а нормальные силы — пропорцио-
нально площадям Fn и Fe их поперечных сечений. Для крышек
шатунов с углом заделки ср = 40° напряжения в среднем расчет-
ном сечении
0,4 -
Рк + Рв
Р!кр кГ/см2,
где W — момент сопротивления изгибу расчетного сечения Б—Б
(см. рис. 155) крышки. Напряжение а находится в пре-
делах 800—2500 кГ)см2. Поперечная диаметральная
деформация нижней головки шатуна
А 0,0024Р/кр/^
Р (J к. + Je)
Деформация должна быть меньше зазора между вкладышем
и шейкой.
Расчет стержня шатуна. Длину шатуна I определяют из отно-
шения
которым обычно задаются. Стержень шатуна тракторных дви-
гателей имеет двутавровое сечение, средняя плоскость которого
совпадает с плоскостью движения шатуна. Шатуны двутаврово-
го сечения штампуют и стержень механической обработке не
подвергают. При расчете на прочность обычно не учитывают
отверстие в стержне шатуна для подвода масла к поршневому
пальцу. Размеры стержня шатуна Нв (см. рис. 155) у его верхней
головки и Ян у нижней головки приближенно определяют по
следующим эмпирическим формулам:
Нв = (0,48 н- 0,6)D2; Нн = (1,1 1,35)Яб.
Остальные размеры сечения стержня шатуна находят из
соотношений, указанных на рис. 155. При этом размеры В и b
остаются постоянными по всей длине стержня, а размер hH
у нижней головки определяют по формуле hH = Нн — (Нв — he).
Переход от стержня к головкам шатуна выполняют плавным.
20* 307
У работающего двигателя стержень шатуна подвергается зна-
копеременным нагрузкам от сил инерции возвратно-поступа-
тельно движущихся масс, расположенных над расчетным сече-
нием, и сил давления газов. Он рассчитывается на усталостную
прочность при переменном нагружении по асимметричному
циклу при номинальном режиме работы двигателя. Разрываю-
щая шатун сила инерции достигает своего максимального зна-
чения при положении поршня в в. м. т. во время перекрытия
выпуска и впуска:
Р} = — (тп + тш.р)со2г(1 + X),
где тш.р — часть массы шатуна, расположенная над расчетным
сечением. Максимальная сила, сжимающая стер-
жень шатуна,
Рсж = PzFn + Рр
где pz — максимальное давление сгорания, условно принимае-
мое действующим в в. м. т.
У работающего двигателя в стержне шатуна возникают
сложные напряжения в результате одновременного сжатия
и продольного изгиба от сил, действующих вдоль оси шатуна.
Минимальное сечение стержня, расположенное около верхней
головки шатуна, работает на сжатие или растяжение. Макси-
мальную нагрузку это сечение испытывает при положении пор-
шня в в. м. т. во время пуска двигателя, когда шатун сжимает
наибольшая сила pzFn давления газов, а силы инерции почти
равны нулю.
Напряжение сжатия при этом
= ±zPrt
иСЖ >
Г min
где Fm\n — площадь минимального сечения стержня шатуна.
Сила Рсж, действующая вдоль шатуна, кроме сжатия, вызы-
вает в стержне шатуна продольный изгиб. Формула Эйлера
р rt-EJ
в данном случае неприменима, так как отношение l/р (р — ради-
ус инерции) у шатунов существующих двигателей находится
в пределах 15—40, т. е. меньше 60. Поэтому сечение, лежащее
по середине расстояния между осями головок, рассчитывают по
формуле, учитывающей напряжения сжатия и изгиба. Условия
продольного изгиба шатуна в плоскости его движения и
в плоскости, перпендикулярной к ней, различны. В первом случае
шатун изгибается как стержень с расчетной длиной I, который
на концах имеет шарнирные опоры; во втором случае как стер-
308
жень с расчетной длиной Zj, оба конца которого защемлены
(см. рис. 155). Кроме того, различны и моменты инерции отно-
сительно осей х—х и у—у.
Суммарное нормальное напряжение от сжатия и продольного
изгиба в плоскости движения шатуна
__ Р сж । Ое Р р
х ~ Fср я2Е ' Jx сж’
а в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания,
__ Рсж । Ое . р
„ “Г 9р . г г сж>
Fср тс Е 4Jу
где FcP — площадь сечения стержня шатуна по середине
в см2;
ое — предел упругости материала шатуна;
Jx и Jy — моменты инерции среднего сечения стержня
соответственно относительно осей х—х и у—у.
Моменты инерции среднего сечения стержня ша-
туна относительно осей х—х и у—у
jx = _L.(BH3—bh3) см*, Jy = -^-[(H—h)B3 + h(B—b)3] см*.
Значение отношения для различных сталей может
быть принято равным 0,0002—0,0005. Наибольшее положитель-
ное напряжение от растяжения в стержне шатуна для среднего
сечения
Напряжения gx и оу являются наибольшими, а ар— наи-
меньшими значениями напряжений асимметричного цикла.
Средние напряжения за цикл в плоскости движения шатуна
и в плоскости, перпендикулярной к ней,
—ах + ( + Ор) —а1/ + ( + ар)
&тх ~ 2 ’ °ту = 2 ’
амплитуды циклов
— Ох—( + ар) —Оу — ( + Ор)
0ах= 2 ’ °ау 2 ’
Запасы прочности пх или пу:
309
где можно принять
-A- = l; aff = 0,2.
ea8a
Запасы прочности должны быть выше 2,5. Запас прочности
пу должен быть равен или больше пх.
Минимальное сечение Fmill стержня шатуна у верхней го-
ловки шатуна проверяется на усталостную прочность при пере-
менном нагружении по асимметричному циклу. Максимальная
сила сжатия РСж = pzFn + Л?, а максимальная сила растяже-
ния равна силе инерции Р$. Напряжения сжатия и растяжения
соответственно
При определении сил Pj принимают массы поступательно
движущихся частей, расположенных над сечением Fmin.
Среднее напряжение и амплитуда цикла <та:
— 0Сйе+( + СГр) . —<3СЖ—( + Пр)
Запас прочности п определяется по формуле (20). Для су-
ществующих конструкций шатунов значения сгх и ау составляют
800—1200 кПсм2.
При расчете стержня шатуна с учетом напряжений от
продольного изгиба применяется также формула Тетмайера;
Ркр= (4690,5-26,175
где р — меньшее из двух значений радиуса инерции попе-
речного сечения верхней головки шатуна относитель-
но оси х—х или у—у;
Fmin — площадь поперечного сечения стержня шатуна у верх-
ней головки в см2.
При этом запас устойчивости
Р кр
=------
должен находиться в пределах 2,5—5.
В быстроходных двигателях силы инерции массы элементов
стержня шатуна, возникающие в результате его колебательного
движения относительно оси поршневого пальца и действующие
в плоскости его движения, вызывают в стержне шатуна допол-
нительные напряжения от поперечного изгиба. Наибольшее
значение силы инерции приобретают, когда угол между стерж-
310
нем шатуна и радиусом кривошипа равен 90° (рис. 157). На-
грузка от этих сил может быть представлена графически прямо-
угольным треугольником с максимальным изгибающим момен-
том, действующим в сечении на расстоянии 0,578 I от оси верхней
головки шатуна. Максимальные напряжения изгиба в этом
сечении
/ п \2 F cpFr
(J„max = ( ---- ) ----- КГ СМ2,
uma \ 1000 / 180Г
где п — число оборотов вала двигателя в минуту;
Fcp — площадь сечения стержня шатуна по середине в см2;
W—момент сопротивления среднего сечения шатуна в см2.
Суммарное условное напряжение
— Рсж J —
max?
FCp
где Рсж — сила, действующая по ша-
туну при угле поворота вала, соответ-
ствующем Ou max-
§ 17. ШАТУННЫЕ БОЛТЫ
Ориентировочно принимают, что
диаметр шатунного болта de = (0,18-4-
ч-0,25)йш.ш, где йш.ш — диаметр ша-
тунной шейки. Поршень четырехтакт-
ного двигателя вместе со стержнем
шатуна в в. м. т. в конце выпуска под
действием сил инерции стремится отой-
ти от крышки шатуна и разорвать ша-
тунные болты. Для того чтобы при
этом не нарушалась плотность соеди-
нения между стержнем и крышкой по
плоскости стыка, шатунные болты дол-
жны быть достаточно прочными и хо-
рошо затянутыми. Недостаточная их
Рис. 157. Схема к определе-
нию напряжений в стержне
шатуна от поперечного из-
гиба
предварительная затяжка вызывает
ослабление соединения в стыке и наклеп на его
вследствие ударной нагрузки. Перетяжка болтов
кучесть в материале болта с последующим
поверхностях
вызывает те-
ослаблением
затяжки.
Сила Р3 предварительной затяжки при сборке растягивает
болты и сжимает соединяемые части в пределах упругих
деформаций. Значение силы Р3 выбирают так, чтобы противо-
положно направленная ей сила инерции Pj, действующая
в в. м. т. (а = 0), не могла полностью разгрузить стык, т. е.
Рз = (2 н-3)PjKJ>. Силу PjKP определяют по формуле (23).
Опытным путем установлено, что в результате приложения
311
к крышке с нормально затянутыми болтами силы PjKP часть ее
(15—25%) передается на болты и вызывает их дополнительное
удлинение, а другая часть силы Р^кр (85—75%) уменьшает
предварительное сжатие нижней головки шатуна, стянутой
вследствие действия силы Р3. Таким образом во время работы
двигателя на шатунные болты действуют однозначные нагрузки
растяжения: статическая от силы Р3 предварительной затяжки
и переменная PjKp% от сил инерции. Коэффициент % основной на-
грузки резьбового соединения по опытным данным находится
в пределах 0,15—0,20. Максимальная расчетная сила, растяги-
вающая болты,
Рб = (2-^3)Р/ко + хРМр.
При расчете болта на усталостную прочность при переменном
нагружении находят максимальные и минимальные напряжения
в болте:
_____ Рб ' Р б _ Р 3 ' Рз
amax ~ ~ > Отах — > Omin — — , Omjn — — ,
FOZ FpZ FQz Fpz
Рис. 158. Нижняя головка шатуна
с косым разъемом
где площадь наиболее опасных
сечений стержня болта:
Fo — минимального и Fp — по
внутреннему диаметру резьбы
(обычно принимают Fo ==« 0,8 FP);
z — число шатунных болтов. По-
сле нахождения амплитуды оа и
среднего напряжения ат цикла
определяют запас прочности па
по формуле (20). При этом зна-
К.
чения ~~Г7 в витках резьбы для
easa
легированной стали принимают
равным 4,8—5,2 с учетом данных
табл. 18 и 19. Запас прочности па
для болта должен быть не менее
2,0. При косом разъеме шатуна
сила предварительной затяжки
болтов несколько меньше, так
как сила PjKP раскладывается на
две составляющие: силу , на-
правленную перпендикулярно
плоскости разъема и нагружающую шатунные болты, и силу
Р" , действующую в плоскости разъема и воспринимаемую
замками или шлицами (рис. 158). В этом случае сила предва-
рительной затяжки Р3 = (2 ч- 3)Р^б. От возникающих при за-
тяжке напряжений кручения болт разгружают незначительным
поворотом гайки после затяжки.
312
§ 18. КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
Коленчатый вал воспринимает передаваемые через шатун
силы давления газов на поршень, а также силы инерции вра-
щающихся и поступательно движущихся масс. Величина и на-
правление этих сил периодически изменяются в зависимости от
угла поворота вала. Под действием их в материале вала возни-
кают также периодически изменяющиеся сложные напряжения
кручения, изгиба, сжатия и растяжения. Величина нагружающих
сил и возникающих от них напряжений изменяется с изменением
скоростного режима двигателя. Нагружающие силы вызывают
трение и износ шеек вала и подшипников, усталостные явления
в местах переходов от шеек к щекам и в местах выхода масля-
ных отверстий, а также крутильные и изгибные колебания.
При увеличении действующих сил элементы вала деформи-
руются в направлении действия этих сил. При этом работа,
затраченная на эту деформацию, накапливается в виде потен-
циальной энергии внутренних упругих сил. При изменении на-
правления силы, уменьшении ее или устранении происходит
деформация вала в обратном направлении. При этом упругие
силы, стремясь возвратить вал в первоначальное положение,
вызывают его деформацию, совпадающую с деформацией от
внешних сил. Эти явления, периодически повторяясь, вызывают
крутильные, поперечные и осевые колебания вала, которые уве-
личивают его динамическую нагрузку.
В случае совпадения частот собственных крутильных коле-
баний системы вала с частотами вынужденных колебаний, воз-
никающих в результате действия периодически изменяющихся
внешних сил, т. е. в условиях резонанса, напряжения могут
достигнуть такой величины, при которой происходит поломка
вала. Расчет коленчатого вала на колебания в данном курсе не
рассматривается.
К конструкции, размерам и материалу вала предъявляются
следующие требования: достаточная прочность, жесткость и из-
носостойкость при относительно небольшом весе, высокая точ-
ность изготовления шатунных и коренных шеек (размеры, форма
и взаимное расположение шеек) при достаточной поверхностной
твердости и степени чистоты обработки их поверхностей, стати-
ческая и динамическая уравновешенность. Коленчатые валы
тракторных двигателей изготовляются из сталей марок 40, 45,
50Г и 45Г2. Размеры коленчатых валов в осевом направлении
определяются расстояниями между осями цилиндров, которые
зависят от диаметра цилиндра, толщины стенок гильзы и разме-
ров водяной рубашки и числа опор вала. При уменьшении рас-
стояния между осями цилиндров уменьшается длина двигателя
и его вес, увеличиваются прочность и жесткость вала.
Для обеспечения необходимой жесткости вала у дизелей
число опор должно быть максимальным. С уменьшением числа
313
опор уменьшаются вес и длина двигателя, но при этом увели-
чивается деформация вала и нагрузки на подшипники. Величина
нагружающих сил давления газов и сил инерции зависит от
диаметра цилиндра, поэтому в зависимости от него предвари-
тельно по данным табл. 23 определяют размеры щек, шатунных
и коренных шеек. Выбранные размеры вала проверяют расче-
тами на прочность и износ.
Таблица 23
Относительные размеры элементов коленчатого вала
Элементы коленчатого вала Дизель Карбюраторный двигатель
Диаметр шатунных шеек dM ш . . Диаметр коренных шеек dK ш ... Длина шатунных шеек 1ш ш ... Длина средней коренной шейки . . Длина промежуточных коренных шеек Ширина эллиптической щеки .... Толщина щеки Радиус перехода (галтели) от щек к шейкам Наружный диаметр фланца .... Толщина фланца (0,63—0,75) D (0,70—0,90) D (0,73—1,00) ш (0,54—0,82) ш (0,45—0,70) dK ш (1,05—1,30) Ь (0,24—0,28) D (0,05—0 ^фл 0,06 D 1 (0,55-0,70) D (0,63-0,75) D (0,45-0,70) (0,50—0,80) dKtu (0,45-0,60) <1К'Ш (1,0—1,25) D (0,20—0,25) D .08) dM кт 1
Примечание. 3 — ход поршня, / — число цилиндров.
Вал многоцилиндрового двигателя при расчете на прочность
можно рассматривать как многоопорную балку. Расчет по такой
схеме представляет собой большие трудности, и точность его
условна, так как не учитываются деформации блока цилиндров,
упругая осадка опор вала, несоосность отдельных подшипников
и износ коренных шеек. Из других вариантов расчетных схем
вала наибольшее распространение получила схема разрезной
балки, при которой для расчета условно вырезается колено —
часть вала, расположенная между двумя соседними опорами,
а остальная часть отбрасывается. При этой схеме расчета рас-
сматривают каждое колено, считая, что оно свободно лежит на
двух опорах и является абсолютно жестким (рис. 159).
Действующие силы принимаются сосредоточенными и прило-
женными в точках по середине шатунных и коренных подшип-
ников. Колено вала каждого цилиндра двигателя нагружено кру-
тящим моментом и силами: радиальной К, тангенциальной Т,
центробежной Кг от вращающейся массы mr. Силой Кг при рас-
чете вала на прочность чаще всего пренебрегают. Крутящий
31'4
момент, нагружающий колено, складывается из момента, созда-
ваемого силой Т данного цилиндра, и момента от сил Г, дей-
ствующих в цилиндрах, расположенных по отношению к рас-
сматриваемому со стороны первого цилиндра. Второй из этих
моментов будем в дальнейшем называть набегающим моментом
MKi. Силы К, Т и моменты Мкр, возникающие по ходу рабочего
цикла в отдельных цилиндрах, одинаковы, но их значения,
взятые одновременно во всех действующих цилиндрах, разные.
Это происходит в результате смещения рабочих циклов отдель-
ных цилиндров относительно друг друга по времени в соответ-
ствии с порядком работы цилиндров и расположением их
кривошипов.
Рис. 159. Расчетная схема коленчатого вала
Расчет коренных шеек. Коренные шейки рассчитывают только
на кручение без учета напряжений изгиба, тем самым допуская
ошибку в пределах 2—4%. Для определения наибольшего зна-
чения нагрузки от знакопеременного кручения составляют таб-
лицу передаваемых каждой из коренных шеек набегающих
моментов MK.mi для углов поворота кривошипа за один рабочий
цикл: для четырехтактных двигателей от 0 до 720°, для двух-
тактных от 0 до 360°.
Набегающим моментом MKMli называют сумму одновременно
действующих при данном положении кривошипа крутящих мо-
ментов отдельных цилиндров, начиная с первого и кончая
коленом, предшествующим рассматриваемой шейке. Набегающий
момент находят с учетом факторов, определяющих смещение
процессов в отдельных цилиндрах по отношению к первому.
Если кривошип первого цилиндра составляет с осью своего
цилиндра угол си, то угол, составляемый в этот момент криво-
шипом i с осью своего цилиндра, ai = си + Ai, где Ai — угол,
на который сдвинуто протекание цикла в i-м цилиндре по отно-
шению к циклу в первом. Так, например, для шестицилиндрового
рядного четырехтактного двигателя при расположении кривоши-
пов по схеме рис. 147 и порядке работы цилиндров 1—5—3—6—
—2—4 получаются следующие зависимости: сс2 = си + 240° (или
315
—480°); аг = cci + 480° (или —240°); а4 = ai + 120° (или
—600°); а5 = ai + 600° (или —120°); а6 = а, + 360° (или —360°);
для четырехцилиндрового рядного четырехтактного дизеля с
расположением кривошипов по схеме рис. 145 и порядком рабо-
ты цилиндров 1—3—4—2 аг = ai + 180°; аз = ai + 540°; а4 =
= а, + 360°.
Кривые набегающих моментов Л4К.Ш< можно построить графи-
ческим суммированием кривых крутящих моментов соответ-
ствующих цилиндров. На рис. 160 приведено построение кривых
Л4к.шг Для коренных шеек шестицилиндрового однорядного четы-
рехтактного дизеля с порядком работы 1—5—3—6—2—4 и схе-
316
мой расположения кривошипов, показанной на рис. 147. Кривой
набегающего момента Л4к.ш2 для второй коренной шейки будет
кривая крутящего момента для одного цилиндра за один цикл
(кривая 1ц, рис. 160). При построении кривой Мк.ш3 для третьей
коренной шейки необходимо сложить крутящие моменты, одно-
временно действующие в первом и втором цилиндрах (кривая
1ц + 2ц).
Для построения кривой Мкш4 (1ц + 2ц + 3ц) необходимо
к ординатам кривой (1ц + 2ц) добавить ординаты одновремен-
но действующих значений крутящих моментов в третьем
цилиндре (кривая Зц). При построении кривой Мк/м5(1ц + 2ц +
+ Зц + 4ц) складывают соответствующие ординаты кривых
(1ц + 2ц + Зц и 4ц) и т. д. В приведенном случае, как видно
из графиков, наиболее нагруженной является пятая коренная
шейка, которая нагружена наибольшим размахом изменения
набегающего на нее момента, т. е. наибольшим значением
А>Л4тах = .ш max — Л4к-ш min-
Для удобства аналитического расчета значений состав-
ляется вспомогательная табл. 24, в которую вписываются по
горизонталям значения крутящих моментов, одновременно дей-
ствующих в отдельных цилиндрах при данном положении колен-
чатого вала. Значения набегающих моментов MK.mi для каждой
из коренных шеек при данном положении коленчатого вала
подсчитываются суммированием моментов одновременно
действующих и приведенных в одной и той же строчке вспомога-
тельной таблицы, начиная -с первого цилиндра и кончая цилин-
дром, предшествующим данной шейке, как, например:
Мк.ш2 при «!=() = МКр\ при at=05 Мклиз при aj=0 — Мк,ш2 при (Xi=0 +
Н” при a2=2 40° j при €^=0 = при а^О 4" МКр$ при as=480°
И Т. Д.
Результаты подсчетов заносятся в форму 2.
Форма 2
Набегающие моменты, передаваемые коренными шейками
аг град м к. ш 2 м к. ш 3 Л4 к. ш 4 М K.UL 5 м К. UL 6 М к. ш 7
Из формы 2 находят наиболее нагруженную коренную шейку,
для которой значение размаха знакопеременной нагрузки от
кручения
АЛ4тах= [Л4к ^тах ( Мк.ш min)]maX
является наибольшим в сравнении с аналогичными нагрузками
для остальных шеек.
317
Таблица 24
Таблица сил Л, Т и крутящих моментов МкРг, одновременно действующих
в разных цилиндрах для шестиколенного вала двигателя с порядком работы
1—5—3—6—2—4
Цилиндр
Первый Второй Третий Четвертый Пятый Шестой
к т at град W а2 град м Кр2 а3 град а< град а5 град м КРь а« град £ 5
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 0 30 60 90 120 150 180 210 240 480 510 540 570 600 630 660 690 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 0 30 60 90 120 600 630 660 690 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
Максимальные и минимальные
цикла
Мк.ш max
•'max ну и lmin
W хк.ш
касательные напряжения
W
W XK.IU
МК'Щ min
где Wxk-ш — момент сопротивления кручению шейки;
WxK,ui — ——
16
Зная ттах и Тщт, определяют амплитуду напряжений Та
и средние напряжения тт цикла.
Запас прочности коренной шейки находят по формуле (21).
Эффективный коэффициент концентрации напряжений в рас-
318
четном сечении, ослабленном отверстием для смазки, при
кручении можно принимать
8тет
Запас прочности коренных шеек должен быть не менее 3.
Расчет шатунных шеек. Шатунные шейки подвергаются одно-
временно изгибу и кручению. Запасы прочности шатунной
шейки определяют при переменном нагружении раздельно для
изгиба и кручения, так как действие максимальных значений
скручивающих и изгибающих моментов не совпадает по времени.
Для нахождения наибольших значений знакопеременной на-
грузки кручения, действующей на шатунные шейки, составляют
форму 3.
Форма 3
Крутящие моменты, действующие на шатунные шейки шестиколенного вала
двигателя с порядком работы 1—5—3—6—2—4
dj град М си. си 2 М си. шЗ М си. си4 М си. си 5 М CU. сиб
Значение моментов Мш.ш^ скручивающих отдельные шатун-
ные шейки при данном положении коленчатого вала, находят
суммированием набегающего момента MK.mi (из формы 2)
предшествующей коренной шейки с половиной значения кру-
тящего момента MKpi из табл. 24, действующего на рассматри-
ваемую шатунную шейку при одних и тех же значениях угла аь
Так, например: для четвертой шатунной шейки при си = О
при aj==0 = А1/С.Ш4 при at=0 4" 0,5AlKp4 при a4=120°J
для пятой шейки при «1 = 270°
Мш.шЬ при а^2 70° = Л4/С.Ш5 при at=2 70° 4“ 0,5Л4Хр5 при а6=150° И Т. Д.
Значения MK.mi берут по форме 2, а Мкр — из табл. 24 для
одного и того же значения угла аь По форме 3 находят наибо-
лее нагруженную шатунную шейку, для которой значение
размаха знакопеременной нагрузки от кручения ДА4тах =
= {А4ш.штах — [—Л4ш.штп1]}тах является наибольшим в сравне-
нии с аналогичными нагрузками для остальных шатунных шеек.
Изгиб шатунной шейки в среднем по длине сечения рас-
сматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:
моментом Л4/< в плоскости кривошипа и моментом Мт в плоско-
сти, перпендикулярной к ней:
= 0,57-0,5/;
0,5Z + (24)
319
Реакция опоры в плоскости кривошипа для симметричного
колена
RK=- 2-----------
Где Кгш ~ 771ш-нПО2; Агш.ш =
Ктщ ~ (^гц)г^(О2> Ктпр = (^np)r^tt)2»
Для удобства расчетов формулу (24) после подстановки
в нее значения RK [формула (25)] и алгебраического преобразо-
вания можно написать как Мк = (К — В) 0,25 /, где В — посто-
янная величина, равная В = КГш + Ктш.ш + 4-^- (Кгщ — Ктпр)-
Результирующий изгибающий момент Mu= l^Mx + M?-
Наибольшая концентрация напряжений возникает у краев мас-
ляного отверстия.
Изгибающий момент , действующий в плоскости, прохо-
дящей через оси шатунной шейки и смазочного отверстия,
Мер = Мк cos ф — Мт sin ф, где ф — угол расположения оси сма-
зочного отверстия относительно плоскости кривошипа (см.
рис. 137). При расположении оси отверстия для смазки в плос-
кости кривошипа ф — 0, Мер = Мд, а в плоскости, перпендикуляр-
ной к плоскости кривошипа, ф = 90°, Мф = Мт. Крайние значе-
ния знакопеременной изгибающей нагрузки R *тах — min
в плоскости расположения отверстия для смазки могут быть
определены с помощью полярной диаграммы нагрузки на
шатунную шейку (см. рис. 137).
В случае аналитического определения составляют форму 4,
Форма 4
Определение максимальных и минимальных значений изгибающего момента
в плоскости оси отверстия для смазки
at град К K-B мк М-. cos ф /\ Т RT мт sin ф Т М
из которой находят максимальные Мф тах и минимальные Мф min
значения изгибающего момента в плоскости расположения оси
отверстия для смазки.
Зная максимальные и минимальные значения моментов
и Мш.ш, определяют максимальные и минимальные нормальные
напряжения от изгиба и касательные от кручения:
__ ^ф max . _ min , __ max .
^max 9 '-'min > ~max >
"VUl.Ul W (jtu ui w xui.ui
M
Tmin “ 9
W XlU.Ul
320
где Wo ш.ш и шли — моменты сопротивления шатунов шейки
изгибу и кручению без учета эксцентричности в расположении
отверстия;
10
Средние напряжения и амплитуды циклов:
_ ^max + <7min . _ <?тах ^min .
т — 2 ’ а “ 2 ’
~ Ттах + Tmin . _ Ттах Tmin
2 ’ а~ 2
Запасы прочности шатунной шейки для изгиба, кручения
и общий находят соответственно из формул (20) — (22). При
подсчете запасов прочности принимают
8а8а ет8т
Общий запас прочности шатунной шейки должен быть бо-
лее 2,5.
Расчет щек. В щеках коленчатого вала возникают перемен-
ные по величине нормальные напряжения от изгиба и сжатия-
растяжения, а также касательные напряжения от кручения.
Наибольшая концентрация напряжений получается в местах
перехода щек в шейки (галтелях), поэтому сечение В—В
(см. рис. 159) принимается за расчетное.
Запасы прочности при переменном нагружении определяются
в серединах широкой и узкой сторон щеки. Момент, изгибающий
щеку в плоскости кривошипа:
где Кт — суммарная центробежная сила всех вращающихся не-
уравновешенных масс, приведенных к оси шатунной
шейки.
Сжатие или растяжение щеки в сечении В—В происходит
под действием силы
П _ (Кгш + КГщ,Ш + ^гш)
щ~ 2
Суммарное нормальное напряжение от изгиба и сжатия-
растяжения
& Мщ Рщ 0,5(К—Кг)а . 0’5 (Кгш + Krtu ul + 2Krtl^\
Рщ
21 Заказ 848
321
Максимальное и минимальное напряжения переменного цикла
__ •/'Стах—Кг а , ^тах (^гш + ^гш.ш + ^гщ) .
°* i ' ЧГ+ ’
„ Kmin— Кг а. , ^min (^гш + ^гш.ш + ^гщ)
OB min — ~ ~-----1 “ ,
2 2ГЧ
пгт bh2 ,
где Waui =----момент сопротивления изгибу щеки в плоскости
6
кривошипа;
Рщ = Ыг — площадь расчетного сечения щеки.
Амплитуда <за изменения напряжений в щеке не зависит от
величины центробежных сил:
_ CTS max aBmin _ Krnax—Kmin ( Л , 1 \
2 4 к^<ч+Г1ЧЛ
Среднее нормальное напряжение цикла
„ °В max + аа min
m — 2
Зная oa и от, определяют по формуле (20) запас прочности
щеки. Эффективный коэффициент концентрации напряжений
Ка
можно принять в зависимости от отношения радиуса гг галтели
к толщине теки h по следующим экспериментальным данным:
0,15 0,20 0,25 0,30 0,35
h
3,7 2,9 2,5 2,2 2
Момент, изгибающий щеку в плоскости, перпендикулярной
к плоскости кривошипа, и вызываемые им нормальные напря-
жения изгиба:
ЛЛ ЛЛ 1 П fVT’A* /т ^tu.iui + 0 у ЬТЬ
Мщт = МШ.Ш1 + 0,5/0, Ощт =----—;-------,
™ащТ
где b — расстояние рассматриваемого сечения от оси вала;
ТТ77' ^Ь2
№ащт =------момент сопротивления изгибу этого сечения в
6
плоскости, перпендикулярной к плоскости кривошипа. От изгиба
в этой плоскости обычно получаются напряжения, значительно
меньшие напряжения вщ от изгиба в плоскости кривошипа,
поэтому их определяют в порядке проверки. Скручивание щеки
происходит под действием момента МКР1Щ = 0,5 Та. Максималь-
322
ные и минимальные значения силы Т находят графически или
из табл. 24. Крайние касательные напряжения цикла
~ _^кр.щ max . _ _ МКр щ mjn
max ZZ > ~щ min >
™хщ w хщ
где = fibh2 — момент сопротивления кручению прямо-
угольного поперечного сечения щеки. Коэффициент р выбирают
Ь
в зависимости от отношения — по следующим данным:
h
— 1,0 1,5 1,75 2,0 2,5 3,0 4,0 10,0
h
р 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,312
После определения то и тт находят по формуле (21) запас
прочности щеки при кручении. Для сечения у галтели принимают
отношение—т-я-= 2. Общий запас прочности ще-
е-г8г V$
ки по изгибу и кручению находят по формуле R
(22). Запасы прочности щек должны быть не ме-
нее 2,5.
Увеличение прочности коленчатого вала. По- S/Js?
вышение усталостной прочности коленчатого ва-
ла достигается следующими мероприятиями: уве-
личением перекрытия щек, т. е. величины
d д-d Рис. 161. Гал-
д _ к.ш____тель, выполнен-
2 ’ ная тремя ра-
диусами
увеличением радиусов (галтелей) перехода от
шеек к щекам и тщательной полировкой поверхности перехода,
при этом галтель иногда выполняют двумя-тремя сопряженными
радиусами (рис. 161);
эксцентричным расположением внутреннего отверстия в ша-
тунной шейке относительно ее геометрической оси (эксцентри-
ситет а на рис. 159) ;
расположением масляного отверстия в шатунной шейке не
в плоскости кривошипа, а в местах с меньшими значениями ка-
сательных напряжений;
увеличением радиусов в местах выхода масляных каналов на
поверхности шеек и полированием этих поверхностей перехода;
применением методов поверхностного упрочнения, создающих
в поверхностном слое, в местах концентрации напряжений, оста-
точные напряжения сжатия — обкатка роликом или обдувка
стальной дробью галтелей, обжатие краев масляных отверстий
21* 323
шариком; применением химико-термических способов увеличе-
ния прочности поверхностного слоя — поверхностная закалка
т. в. ч., азотирование (см. табл. 20).
Глава 30.
РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
“с
Рис. 162. Основные размеры
клапана
§ 19. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Фазы газораспределения предварительно выбирают на осно-
вании данных практики, ориентируясь на выполненные и надеж-
но работающие двигатели аналогичного типа. Чем быстроходнее
двигатель, тем больше при прочих
равных условиях должны быть углы
опережения открытия и запаздыва-
ния закрытия клапанов. Выбранные
проектные фазы уточняют экспери-
ментально, определяя наивыгодней-
шие их значения для данной кон-
струкции двигателя. Фазы газорас-
пределения ряда существующих
тракторных двигателей приведены
в I разделе.
Диаметры впускных клапанов
для обеспечения хорошего наполне-
ния цилиндра свежим зарядом при
впуске выбирают наибольшими по
условиям их размещения в цилин-
дре. Уплотняющая фаска клапана у
большинства тракторных двигате-
лей выполняется конической с уг-
лом 45° и редко 30°. Преимуще-
ством фаски с углом 45° является большая жесткость клапана,
лучшее его центрирование в гнезде, а также лучшая форма газо-
вого потока при полном и близком к полному открытию клапа-
на. При выборе размеров клапана придерживаются следующих
конструктивных соотношений (рис. 162): диаметр клапана d =
= (0,35 н- 0,45) Д где D — диаметр цилиндра; диаметр головки
клапана d2 = (1,06 4- 1,12) d; диаметр стержня dc = (0,16 н-
-4-0,40)^; высота головки равна (0,08 4- 0,12)rfa; ширина уплот-
няющей фаски е = (0,05 4- 0,12) dz\ диаметр выточки на стержне
клапана под сухари de = (0,74-0,83) dc; радиус перехода от стер-
жня к головке клапана RK = (0,25 4- 0,35) d; длина стержня кла-
пана /с = (2,5-4-3,5)
Диаметр горловины патрубка принимают равным диаметру
клапана d. Значения диаметров горловины и клапана проверяют
324
по средней скорости газов, используя уравнение неразрывности
струи газа:
nd2
----w.
4
^Lv
иср>
4
где w2 = 40 н- 80 м/сек, — средняя скорость газа в горловине
патрубка;
D — диаметр цилиндра в см;
vcp — средняя скорость поршня в м/сек.
Решая последнее уравнение относительно d, получим
d = Dl/см. (26)
V
Значение d, полученное по формуле (26), должно быть равно
или меньше выбранного диаметра клапана во избежание боль-
шой скорости газов.
Клапан открывается и закрывается постепенно. Площадь
проходного сечения f (рис. 162) в каждый данный момент за-
висит от высоты подъема клапана hK и равна площади боковой
поверхности усеченного конуса с образующей b = hK cos ср
и средним диаметром dcp:
dcp = d + b sin ф = d + hK cos ф sin ф;
f = ndcpb = nhK cos ф (d + hK cos ф sin ф). (27)
Площадь проходного сечения в клапане при полном его
открытии нецелесообразно делать более площади сечения гор-
ловины, поэтому размер максимального подъема клапана может
быть определен из равенства площадей проходных сечений
клапана и горловины (без учета площади сечения стержня
клапана)
nhK cos <р (d + hK cos ф sin ф) л?-,
4
При ф 30 Иц max ~ 0,26 d; при ф = 45 ^kmax ~ 0,31 d. Для
тракторных двигателей принимают /к max = (0,16 ч- 0,30) d. Пре-
небрегая в уравнении (27) вторым слагаемым в скобках, полу-
чим приближенно
f = ndhK cos ф. (28)
Таким образом, площадь проходного сечения при подъеме
и опускании клапана меняется в зависимости от подъема hK.
Основным параметром, характеризующим работу механизма
газораспределения, который позволяет судить не только о вели-
чине проходного сечения клапана, но и о продолжительности
его открытия, является «время-сечение», которым называется
интегральная сумма произведений проходных сечений, откры-
^2
ваемых клапаном, на время Ф = ^fdtM2- сек. Если известны время-
325
сечение Ф и объем газов V = поступающих в цилиндр при
впуске, то средняя скорость поступления воздуха при впуске
V .
= — м/сек.
Для тракторных двигателей допускают среднюю скорость
газов 45—80 м/сек. Интеграл, определяющий время-сечение,
находят графо-аналитическим способом. Проходное сечение кла-
пана в данный момент
определяют по формуле
(28). Из выражения для
угловой скорости распре-
делительного вала
Рис. 163. График перемещения клапана
находят, что
dt=^-
ч>р
тогда
, ан.м.т
.51£2L!L Г hKda.
ив.м.т
На рис. 163 дан график изменения величины подъема клапана
в зависимости от угла поворота распределительного вала. Оче-
видно, что заштрихованная площадь F, ограниченная осью абс-
цисс, кривой подъема клапана и ординатами, соответствующими
углам ав.м.т и ан.мт при положениях кривошипа в в. м. т.
ан.м.т
и н. м. т., представляет собой в масштабе величину J hda.
ав.м.т
Если обозначить масштаб подъема клапана 1 мм — у м, а мас-
штаб откладываемого по оси абсцисс угла поворота распреде-
лительного вала 1 мм = х град, то масштаб 1 мм2 площади
диаграммы цл = ху м-град или
лхи 3
ц. = —— м-рад.
Определив графически значение площади F мм2 диаграммы,
находят значение интеграла время-сечение
it
Ф = f f dt = ——- cos ср -Fp, м2-сек.
J ®p
326
§ 20. ПРОФИЛИРОВАНИЕ КУЛАЧКА РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО ВАЛА
При профилировании кулачка необходимо удовлетворить
следующие противоположные требования: обеспечить макси-
мальное время-сечение, допустимые ускорения и небольшие ско-
рости движения клапана при посадке и в начале подъема.
Построение профиля кулачка может быть выполнено одним
из двух способов. По одному из них для профиля кулачка выби-
рают определенную форму и по ней определяют подъемы, ско-
рости и ускорения движения клапана в зависимости от угла по-
ворота распределительного вала. По второму способу вначале
Рис. 164. Различные профили кулачков
задаются законом движения клапана или законом изменения
ускорений и по ним строят кулачок.
В двигателях применяют следующие виды кулачков: с выпук-
лым профилем (рис. 164, а), с вогнутым профилем (рис. 164, в),
тангенциальные (рис. 164,6). Выпуклый профиль кулачка при-
меняется как с плоским, так и с роликовым толкателем. Кулачки
с вогнутым профилем и тангенциальные применяют только
с роликовыми толкателями. В тракторных двигателях широкое
распространение получили выпуклые кулачки. Этот тип кулачков
обеспечивает хорошее значение время-сечения, а величины
ускорений и инерционных сил находятся в допустимых пределах.
Диаметр do шейки распределительного вала между кулачками
первоначально принимают do = (Зн- 4)hK max? а затем его уточ-
няют по результатам проверки на прочность. Диаметр началь-
ной окружности кулачка принимается dH = do + (2н-7) мм.
У двигателей с верхними клапанами коромысло клапана делают
неравноплечим (рис. 165, а) с соотношением плеч
-£- = 1,3 ч-1,5,
причем большее плечо 1К располагают со стороны клапана,
а меньшее плечо 1Т — со стороны штанги. Это позволяет полу-
327
чить необходимое перемещение клапана при меньших перемеще-
ниях и ускорениях толкателя. Высота подъема толкателя hr
меньше подъема hK клапана и пропорциональна отношению
плеч коромысла
hT = h—— .
К 1к
Распределительный вал четырехтактного двигателя вращается
вдвое медленнее коленчатого вала. Угол действия кулачка 2ао,
на который он повернется от начала открытия клапана до пол-
ного его закрытия, определя-
Рис. 165. Клапанный механизм:
а — схема; б — график действующих сил
На начальной окружности (рис. 167, а), откладывая от оси сим-
метрии кулачка углы ао, намечают точки А и В, соответствующие
моменту открытия и моменту полного закрытия клапана. Откла-
дывая от начальной окружности высоту подъема толкателя
hT max, получают третью точку С профиля кулачка. Через точки
А, В и С проводят кривую профиля плавно сопрягающимися
дугами радиусов R и гг. Для плавного сопряжения начальной
окружности и дуги радиуса R в точке А они должны иметь об-
328
щую нормаль, проходящую через центр О. На этой нормали
будет находиться центр Oi дуги радиуса /?. Для плавного сопря-
жения дуг радиусов R и гг их общая нормаль в точке D должна
Рис. 166. Взаимное расположение кулачков впускно-
го и выпускного клапанов (а) и фазы газораспреде-
ления (б)
Рис. 167. Схемы построения профилей кулачков:
а — угол Д = 0; б — угол Д > 0
проходить через точки О2 и Оь Между радиусами гн, Я и гг при
заданных значениях /гттах и угла ао должно быть выдержано
определенное соотношение. Радиус гн уже выбран, одним из
радиусов R или гг задаются, а второй определяют из формул,
выведенных на основе известной из тригонометрии зависимости
329
между элементами треугольника а2 = Ь2 + с2 — 2bc cos а. Для
ТреуГОЛЬНИКа OO2O1 а = R — Гг\ Ь == Гн + ^ттах— Гг\ с =
= R— гн и а = 180° — ао. Подставляя в приведенное выше
уравнение значения сторон и угла треугольника OO2Oi и решая
это уравнение относительно гг или R, получим
r ^ + /irniax)2 + (^-''w)2+2(rK + Armax)(^-''H)COSCto--R2 .
21гн + hT max— Я + - U cos aol
/2+г*-г^-2/гисоза0
2(гк—гг—Zees а0)
Задаются, как правило, радиусом R, а радиус гг определяют
с точностью до тысячных долей миллиметра. Радиус R
у выполненных двигателей находится в широких пределах
(65—200 мм) и приближенно может быть принят R =
= (10 -т- 18)/iT max- Увеличение радиуса R вызывает увеличение
радиуса гг, а его уменьшение — уменьшение радиуса гг. При
слишком малых значениях R может получиться отрицательное
значение радиуса гг. Это означает, что точка Е лежит ниже
точки С. В этих случаях надо принять новое, большее значение
R. Если задаются радиусом гг, то он должен быть больше 2 мм,
а его максимальная величина ограничивается ростом радиуса
R. Откладывая от начальной окружности к центру температур-
ный зазор s, проводят внутреннюю окружность радиусом гн — s,
которая образует затылок кулачка. Внутреннюю окружность
сопрягают с начальной окружностью переходными кривыми 44t
и А\В, выполненными дугой окружности или по спирали.
Подъем спирали принимают равным 0,01—0,025 мм на 1° пово-
рота кулачка.
Иногда профиль кулачка делают с промежуточным углом А
(рис. 167, б) постоянного подъема толкателя, включаемого в об-
щий угол действия кулачка. В этом случае построение кривых
основного профиля подъема и опускания клапана (от точки А
до точки С) производится так же, как и для кулачка без угла Д.
При определении радиуса гг в формулу (29) вместо cos ао под-
ставляют cos ^а0—. Введение или увеличение угла А
позволяет при проектировании кулачка выпускного клапана со-
хранить для него основной профиль кулачка впускного клапана,
обеспечивая необходимое увеличение фазы. При помощи диаг-
раммы фаз газораспределения (рис. 166, б) можно определить
угол фк между осями симметрии кулачков выпускного и впуск-
ного клапанов одного и того же цилиндра (рис. 166, а). При
этом необходимо учитывать, что у четырехтактных двигателей
распределительный вал вращается в два раза медленнее колен-
чатого вала:
2Ч>,- Ь+185 + У‘ + V' + l85 + T; -т,-v<,
330
откуда
= -J-(V3 — У 4 + 360° + ?2 — Yl).
4
Оси симметрии остальных кулачков выпускных клапанов
смещают относительно оси кулачка выпускного клапана цилин-
дра в направлении, противоположном вращению распределитель-
ного вала (с учетом порядка работы цилиндров): у четырех-
цилиндрового рядного на 90; 180; 270°; у шестицилиндрового
рядного на 60, 120, 180, 240 и 300°. Аналогично смещают и ку-
лачки впускных клапанов. Примеры взаимного расположения
Рис. 168. Схемы расположения кулачков однорядных двигателей:
а — четырехцилиндрового; б — шестицилиндрового
осей симметрии кулачков для четырехтактных рядных двигате-
лей показаны на рис. 168, а для четырехцилиндрового двигателя
при порядке работы цилиндров 1—3—4—2 и на рис. 168, б для
шестицилиндрового при порядке работы цилиндров 1—5—3—
—6—2—4.
При определении углов расположения одноименных кулачков
на распределительном валу V-образных двигателей, кроме числа
цилиндров и порядка их работы, учитывается угол развала
цилиндров у.
§ 21. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
С ПЛОСКИМ ТОЛКАТЕЛЕМ
После построения профиля кулачка описанным выше методом
определяют значения перемещений, скоростей, ускорений толка-
теля и клапана, а также сил инерции деталей всего механизма.
Эти величины для движения толкателя по первому участку
профиля, описанному радиусом R (рис. 169, а), определяются
по уравнениям, отличным от уравнений для движения толкателя
331
по второму участку, описанному радиусом гг. На рис. 169, б
плоский толкатель касается профиля кулачка в точке перехода
его с первого участка на второй. Значение угла он, при котором
заканчивается скольжение толкателя по первому участку
ч)
Рис. 169. Определение перемещений плоского толкателя
и начинается скольжение по второму, определится из выражения
(по теореме синусов для треугольника OOiO2)
R-r, _ I
sin (180° — a0) sin a!
где
I ~ 1 н 4“ max •
При движении толкателя по первому участку профиля кулач-
ка (рис. 169, а и б) величина его перемещения hTi для любого
значения угла а поворота распределительного вала в пределах
от a = 0 до a = ai равна разности длины отрезков ОК и радиуса
начальной окружности гн. Длина отрезка ОК равна
R — (R — rn) cos а, тогда
hTi = R—(R—rjcosa— rH = (R — rH)(l — cos a). (30)
Скорость движения толкателя vTi по первому участку опре-
делится как первая производная от пути по времени
332
Умножая числитель и знаменатель этого выражения на da
и дифференцируя выражение (30), получим
где ыр
dhTi da dhT\
Vt\ = ———гг = ——cop = cop(/?—rK)sina,
da dt da
da
-----постоянная угловая скорость распределительного
dt
вала в 1/сек.
Аналогичным образом находим и выражение для определения
ускорения толкателя при его движении на первом участке:
/т! —
dVT\
dt
dvri da
da dt
dvrl
da
<ap = a>2p(R—rK)cosa.
При движении толкателя по второму участку профиля кулач-
ка величина его перемещения /гт2 для любого значения а в пре-
делах от a = ai до а — ао равна разности длины отрезка
гг + I cos (ao — а) и радиуса начальной окружности, где 1 =
— ru + hT — гг. Перемещение толкателя
hT2 = гг + /cos(a0—a)—rH. (31)
Скорость движения толкателя по второму участку
= <лр1 sin(a0—a).
dhT2
da
„ - dhr2 - ‘
VT2~ dt ~
Ускорение толкателя
dvT2 dvT2
]t2 = — ~ ~
dt da
— — — at2pl cos(a0—a).
dt
Профиль кулачка симметричен.
Опускание толкателя происходит так
же, как и подъем, поэтому достаточно
проанализировать законы движения
толкателя при подъеме на первых
двух участках. Участок профиля ку-
лачка, ограничиваемый углом А (см.
рис. 167,6), характеризуется статиче-
ским положением толкателя (vT = 0
и jT = 0).
На рис. 170 изображены графики
изменения скорости и ускорения тол-
кателя в зависимости от угла а пово-
рота распределительного вала. Силы
инерции, действующие в механизме,
Pj = Mj к!\ где М — масса движу-
щихся деталей. Кривая ускорений од-
новременно в определенном масштабе
(32)
Рис. 170. График скоростей
и ускорений толкателя
представляет собой и
кривую сил инерции.
Перемещение, скорость и ускорение клапана двигателя
с нижними клапанами определяются по тем же выражениям, что
и для толкателя.
333
Перемещение, скорость и ускорение клапана двигателя
с верхними клапанами определяются умножением соответствую-
щих значений перемещения, скорости и ускорения толкателя на
отношение плеч коромысла ZK/ZT (где 1К — плечо коромысла»
направленное в сторону клапана; 1Т—плечо, направленное
в сторону толкателя).
Минимальный радиус тарелки плоского толкателя
/ / h \2
гт1п= у (R—rK)2sin2a1 + (c + -^J ,
где с — расстояние, на которое ось кулачка смещена относи-
тельно оси толкателя вдоль оси распределительного ва-
ла; Ьк — ширина кулачка.
§ 22. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В КЛАПАННОМ МЕХАНИЗМЕ
Основными силами, нагружающими детали распределитель-
ного механизма, являются силы: давления газов Рг на головку
клапана, инерции движущихся деталей Pj, пружины Рпр (см.
рис. 165, а) и сила давления кулачка на толкатель. На рис. 165, б
показаны: характер изменения сил Рг, Pj и Рпр в зависимости
от угла а поворота распределительного вала и схема их сум-
мирования (результирующие ординаты заштрихованы). Силы
трения и вес деталей незначительны и ими при расчете прене-
брегают. При движении толкателя на первом участке профиля
(от a = 0 до a = щ) силы инерции и давления газов пружины
складываются, так как направлены в одну сторону. При движе-
нии толкателя на втором участке профиля (от a = ai до a = ao)
сила инерции и сила пружины направлены в разные стороны.
При этом на всем втором участке сила давления пружины во
избежание отрыва толкателя от кулачка должна быть больше
силы инерции.
Для определения сил инерции, возникающих в механизме
газораспределения, находят массы движущихся деталей. Дей-
ствительные массы деталей, движущихся с разными скоростями,
заменяют условными массами, приведенными к оси клапана или
к оси толкателя и движущимся условно с одинаковыми
скоростями.
Приведение масс к оси клапана производят из условия
равенства кинетических энергий действительных масс, движу-
щихся со своей скоростью, и приведенных масс, движущихся со»
скоростью клапана. Кинетическая энергия толкателя с действи-
тельной массой тт, движущегося со скоростью ит, и приведен-
ной к оси клапана массы толкателя m 'т, условно движущейся
со скоростью ик:
mTVT = тт(% т'А =
9 2*9 2 9
334
, a тт — тт\
2
где — угловая скорость коромысла в данный момент;
1Т и 1К — плечи коромысла соответственно со стороны толка-
теля и клапана. Из равенства кинетических энергий
получим
. mT^KlS
2 2
По аналогии определяются приведенные к оси клапана массы
остальных деталей, расположенных на оси толкателя.
Скорости движения отдельных элементов пружины неодина-
ковы: один конец пружины, опирающийся на тарелку, движется
со скоростью клапана, а другой — остается неподвижным. Для
цилиндрической пружины с равномерной навивкой витков при
отсутствии их вибраций возможно принять, что масса пружины
расположена равномерно по ее длине Lo, а скорость vx отдель-
о mn J
ного элемента пружины с массой —— ах изменяется про-
порционально расстоянию х от неподвижной опоры
Lo
При этих условиях кинетическая энергия приведенной массы*
пружины т'п, условно движущейся со скоростью клапана:
Lo 9 2
J 2Z, I I. ' 2L» J 3 2
Таким образом, действительную массу пружины можно заме-
нить некоторой условной массой , движущейся по тому же*
закону, что и клапан.
Приведенную к оси клапана массу т'рк коромысла находят
также на основании равенства кинетических энергий, а именно:
_ JP
2 2 pK (2
К
где Jp — момент инерции коромысла относительно оси качания.
Таким образом, суммарная масса А4К всех движущихся дета-
лей клапанного механизма, приведенная к оси клапана:
/ I- № ! Jp
+ тк -|- тта р + т3 + тп 4
О
о
Мк
Z2 ’
к
где mK, mmap, m3, тп — действительные массы
[ соответственно*
клапана, тарелки, замка и пружины. Суммарная масса МТ всех
движущихся деталей, приведенная к оси толкател Мт = Мк j .
335;
Соответственно силы инерции, приведенные к оси клапана PjK
и к оси толкателя PjT:
Р jK = MKj к, PjT = MTjT = MKjк .
Определение и приведение масс клапанного механизма про-
изводится более точно, если известен вес каждой детали меха-
низма. Приближенно
м = £мл< кГ.сек21м>
g 4
где — конструктивный вес движущихся деталей клапанного
механизма, отнесенный к 1 см2 площади проходного
сечения в горловине клапана;
g = 9,81 м!сек — ускорение свободного падения;
d — диаметр горловины клапана в см.
Для двигателей с верхним расположением клапанов и при-
водом через толкатель, штангу и коромысло £КЛм = (0,04-н
ч- 0,05) кГ1см2\ для двигателей с нижними клапанами =
= (0,02 0,03) кГ!см2.
§ 23. КЛАПАННАЯ ПРУЖИНА
При расчете клапанных пружин исходят из следующих ос-
новных предъявляемых к ним требований:
клапанная пружина
должна удерживать
клапан в закрытом по-
ложении в периоды его
закрытия;
клапанная пружи-
на должна обеспечи-
вать постоянную кине-
матическую связь меж-
ду клапаном и кулач-
ком, т. е. не допускать
отрыва толкателя от
кулачка во время дви-
жения с отрицатель-
ным ускорением.
Сила предваритель-
Рис. 171. К расчету пружины
ного сжатия пружины
Рп.с при закрытом клапане (рис. 171) должна обеспечивать пол-
ное прилегание уплотняющей фаски клапана к гнезду. При не-
достаточной силе Рпл может быть нарушена плотность закры-
тия выпускного клапана во время такта впуска вследствие раз-
режения внутри цилиндра. Абсолютное давление в цилиндре
карбюраторного двигателя во время такта впуска может сни-
336
зиться до 0,2 кГ1см2 (разрежение 0,8 кГ)см2), у дизелей — до
0,7 кГ1см2 (разрежение 0,3 кГ/см2). При наличии заслонки во
впускной системе дизеля, как, например у дизеля КДМ-46, дав-
ление в цилиндре при впуске может снизиться до 0,4 кГ1см2.
Усилие, под действием которого клапан открывается в резуль-
тате создающегося в цилиндре разрежения:
Т~) * T(>d 2
Ро.к= &р—— ,
4
где Др = ртр — ра — разность давлений в выпускном трубопро-
воде и в цилиндре во время такта впуска, значение которой
может доходить до 0,9 кГ1см2\
d — диаметр горловины клапана в см. Сила предваритель-
ного сжатия пружины Рпл должна быть больше усилия, откры-
вающего клапан Р0.к, т. е. Рп.с > Ро.к-
Сила инерции движущихся масс клапанного механизма при
движении толкателя по второму участку направлена в сторону,
противоположную силе пружины, и стремится оторвать толка-
тель от профиля кулачка. В случае отрыва толкателя от кулачка
восстановление нарушенного контакта происходит с ударом,
что неблагоприятно отражается на работе клапанного механиз-
ма. Для предотвращения этого дефекта сила давления пружины
на втором участке должна быть больше силы инерции движу-
щихся частей клапанного механизма, приведенной к оси клапана.
Таким образом, расчетная максимальная нагрузка на пружину
р — ЬР. п
1 пр max ]к 2max’
где k = (1,5 н-2) —коэффициент запаса.
Жесткостью С пружины называется сила, необходимая для
сжатия пружины на единицу длины:
f
где f — деформация пружины в результате приложения си-
лы Рпр-
Сила предварительно сжатой пружины при дополнительном
сжатии изменяется по закону:
Рпр2 ~ Рп.с + ChK, (33)
где Рп-с — сила предварительного сжатия пружины при закры-
том клапане; hK— деформация пружины (в данном случае
равная подъему клапана).
Характеристику пружины для плоского толкателя и выпук-
лого кулачка, очерченного радиусами (см. рис. 167), можно
подобрать по параметрам кулачка. Для этого выразим силу
инерции Pj2K на втором участке через высоту подъема клапана.
Из формулы (31) найдем, что
Zcos(a0 — a) = hT2 + (гн—гг).
22 Заказ 848
337
Подставив полученное выражение в формулу (32), получим
/Г2 = [(гн Гг) + hT?] .
Приведенная к оси клапана сила инерции на втором участке
PiK2 = MKjK2 = MKjT= Мк^гн-гг) -±- + MK(JphK2, (34)
LT LT
где hK2 = hT2-^~.
Подставляя в последнее выражение значения Рп?2 и Pj К2 из
формул (33) и (34), получим
Рп.с + ChK2 = k[MK&p(rH-rs)-!f- + MK®p/zK2].
Силы предварительно сжатой пружины Рпр2 и инерции Р&к
изменяются по одному и тому же прямолинейному закону, по-
этому из последнего равенства следует, что сила Рп.с предвари-
тельного сжатия пружины
Рп.с = kMKtop(rH—,
lT
а ее жесткость
С =
Сила Рп.с должна быть больше силы Р0.к. Если она окажется
меньше, то следует изменить характеристику пружины, увеличив
силу Рп.с до требуемого значения. Деформация пружины при ее
предварительном сжатии (при закрытом клапане)
Максимальная деформация пружины при полностью откры-
том клапане
Lax = fo + К max = (Гк — Гг)-Д + hT = (Гк + hT - r,)^- = I .
v rp *'7' j *T
Характеристика пружины может быть подобрана графичес-
ким путем. Этот метод пригоден как для роликового толкателя,
так и для механизма с рычажным приводом. Построение харак-
теристики пружины производят в следующем порядке (рис. 172).
Строят кривую подъема клапана hK = f(a) и сил инерции PjK\ =
= f(a) и Pjk2 = f(«o— а), справа от кривой подъема клапана
проводят вертикальную ось деформации пружины f и горизон-
тальную— сил пружины Рпр- Изменение силы пружины в зави-
338
симости от деформации происходит по прямолинейному закону,
поэтому для построения характеристики пружины в координатах
РПр и f достаточно найти две точки (Г' и 6")\ Р пр.тах — kPj к2шах
и Рпрв" = kPj кб' при hK, соответствующем углу а = аь Прямая
линия, проведенная через эти две точки до пересечения с верти-
кальной осью, будет характеристикой пружины. Тангенс угла у
наклона прямой к вер-
тикали характеризует
жесткость пружины
С Рпр max
/max
Построенная харак-
теристика дает воз-
можность определить
значения /0 И /max =
= /о -Т йщах. Значение
силы пружины Рп.с
должно быть боль-
ше Ро.к.
Средний диаметр
пружины Dnp выбира-
ют из условия их раз-
мещения. В случае ус-
тановки одной пружи-
ны Dnp = (0,7 -н
+ 0,9) d. Диаметр про-
волоки пружины опре-
деляют из выражения
г -- Г 8%?пр тахВпр
Рис. 172. Построение характеристики пружины
где %= 1,2 — поправочный коэффициент, учитывающий нерав-
номерное распределение напряжений по поперечному сечению
витка; Рпр.тах — максимальная нагрузка на пружину; хкр =
= 3500 4-6000 кГ^м1— допускаемое напряжение для пружинных
сталей.
Полученное значение dnp округляют до диаметра стандарт-
ной проволоки, наиболее близкого к расчетному, и определяют
запас прочности пружины. Максимальные касательные напряже-
ния кручения цикла
Т'тах
пр тахРпр
™*пр
(35)
Минимальное касательное напряжение кручения цикла Tmin
определяют по формуле (35), в которую вместо Pnp.max подстав-
ляют значение Рп.с.
22* 339
Амплитуда та = 0,5(ттах— Tmin) и среднее напряжение
т„, = 0,5(ттах + Tmin). Запас прочности
Кт
Значение коэффициентов в данном случае —= 1,
8тет
ат = 0,1, а предел усталости при кручении для пружинных ста-
лей т-i = 3400 ч-4000 кГ1см2.
Число рабочих витков пружины
<4>Lax
1Р о ’
ЯР Г)3
пр тппр
где G = (84-8,3) 105 кГ1см2— модуль упругости второго рода для
пружинных сталей. Полное число витков i = ip +2. Длина сжа-
той пружины при полностью открытом клапане
Дтмп “ id пр “I”
при полностью закрытом клапане Lo = + hKin&x.
Величина минимального зазора между витками при открытом
клапане Д = (0,05 4- 0,09) см. Длина свободной пружины
^св = -^min “Ь /max,
шаг t витков свободной пружины:
t = dnp + -^+\.
1Р
В случае установки на одном клапане двух пружин средний
диаметр внутренней пружины Dnp^e dem -Ь dnp.e + 2 мм; диа-
метр наружной пружины Dnp,H = Dnp.e + dnp.e + 2 мм, где
dem, dnp-в, Dnp.H — соответственно диаметры: наружный направ-
ляющей втулки клапана, проволоки внутренней и наружной пру-
жин. Для обеспечения минимальных зазоров между пружинами
и между внутренней пружиной и втулкой добавляют 2 мм. На-
грузку Рпр шах распределяют между внутренней Рпр.втах и на-
ружной Рпр-н max пружинами:
Рпр.в max = (0,35 -4- 0,5)Рпр max; РпР'Н max ~ (0,5 -4- 0,65)РПр тах.
Жесткость С и предварительное сжатие каждой из пружин
выбирают конструктивно, но так чтобы суммарная характеристи-
ка обеих пружин обеспечивала требуемые по расчету значения
Р п.с и Рпр •max*
Если частота свободных колебаний клапанной пружины ста-
новится равной или кратной частоте ее вынужденных колеба-
ний, то наступает резонанс. При этом резко возрастают напря-
340
жения в материале пружины и возможна ее поломка. Частота
свободных колебаний пружины может быть приближенно опре-
делена из формулы
псв = 2,17-106-,
lPDnP
где dnp и Dпр в см.
Точное определение частоты свободных колебаний пружины
является сложной задачей, решение которой еще не найдено.
Отношение частоты свободных колебаний к числу оборотов рас-
пределительного вала должно быть больше 10, т. е. > 10.
пр
При установке двух пружин каждая из них имеет свой период
собственных колебаний, поэтому в случае попадания в резонанс
одной пружины другая является гасителем возникших колеба-
ний. Для уменьшения амплитуды и увеличения частоты свобод-
ных колебаний пружины ставят пружины с неравномерным ша-
гом витков. В этом случае при возникновении сильных колеба-
ний витки с небольшим шагом начинают соприкасаться друг
с другом, что уменьшает число рабочих витков пружины и уве-
личивает частоту ее свободных колебаний.
§ 24. ШТАНГА ТОЛКАТЕЛЯ
Для уменьшения массы и, следовательно, возникающих при
движении сил инерции штангу делают трубчатого сечения. Выб-
рав конструктивные размеры, штангу проверяют на продольный
изгиб по формуле Эйлера:
р _ n2EJ
^КР~ г2 ’
L'UUn
где РКр — критическая сила;
Е — модуль упругости первого рода материала штанги;
J — момент инерции сечения штанги;
Ьшт — длина штанги.
Действительно, нагружающая штангу сила РШТ принимает
наибольшее значение в момент открытия выпускного клапана.
При этом усилие, передаваемое от кулачка распределительного
вала через толкатель и штангу, должно преодолеть давление га-
зов в цилиндре на головку клапана, давление пружины и силы
инерции движущихся масс клапанного механизма. Значение
силы
р =
1 шт
(Р Ртр) 4“ Рп.с
I 4“ (Air ^г)/г»
где (1г — диаметр головки клапана; р и ртр — давление газов со-
ответственно в цилиндре в момент открытия выпускного клапана
и в выпускном трубопроводе; Мт — тт — масса движущихся
341
частей клапанного механизма без массы толкателя, приведенная
к оси толкателя; jT — ускорение толкателя при а = 0°. Запас
устойчивости п = РКр!Ршт должен быть в пределах 2—5. Рабо-
чие поверхности наконечников штанги проверяют на напряже-
ние смятия по формуле для случая касания выпуклой и вогнутой
сферических поверхностей:
3 / /1 1 \2
ос = 0,388 у РштЕ2(±—^ ,
где Г\ — радиус сферической головки; г2 — радиус сферического
гнезда.
§ 25. РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ВАЛ, КЛАПАНЫ И ТОЛКАТЕЛИ
Распределительный вал. Диаметр шейки распределительного
вала между кулачками принимают в зависимости от высоты
подъема клапана do = (3+4)hK max; ширина кулачка Ьк = 0,36 ds.
Рис. 173. Расчетная схема распределительного вала
При расчете распределительный вал условно разрезают на от-
дельные участки плоскостями, перпендикулярными к его оси
и проходящими через середины опор (рис. 173). На прочность
проверяют тот участок вала, на котором возникают наибольшие
изгибающие моменты. Наибольшая изгибающая распределитель-
ный вал сила Ppji так же, как и для штанги толкателя, будет на
выпускном кулачке в момент его открытия:
р.в —
4 (р Ртр)+ ?п.с
-р- + MTjT кГ.
Распределительный вал одновременно с изгибом подвергает-
ся действию скручивающего момента, наибольшее значение ко-
торого Мкр от каждого кулачка (для плоского толкателя) будет
в конце первого периода подъема толкателя (рис. 173) при пово-
роте распределительного вала на угол «ь
MK^(p„p-^ + PiT}a,
\ т /
342
где Рпр и PjT — силы пружины и инерции при а = аг,
а — наибольшее плечо действия силы, определяемое
из выражения:
а = \~Г“(гн + hT max—re)sin oto.
При роликовом толкателе
Л4 — (Р I* л- Р-\ а
\ Ч / cos у
Напряжение изгиба <уп и скручиваний. тте:
<т М“ • т Мкр
u w ’ к Го ’
где
W—момент сопротивления расчетного сечения распредели-
тельного вала;
№0 — момент сопротивления кручению того же сечения.
Сложное напряжение
ас=УГ02и + 4т;2к.
Значения
ос = 300 -4- 1000 кГ!см\
Диаметр вала, подсчитанный по допустимым напряжениям от
нагружающих сил, не обеспечивает достаточной жесткости, необ-
ходимой для нормальной работы клапанного механизма. Поэто-
му принятые размеры распределительного вала проверяют
по стреле прогиба
р /2 /2
е _ V1 *2
~ ЗЕЛ ’
где Е = (2 4- 2,2) • 106 кГ1см2— модуль упругости стали;
J — момент инерции сечения распределительного вала в см*.
Прогиб fp распределительного вала не должен превышать
0,06 мм. Напряжение смятия, возникающее на поверхности ку-
лачка и толкателей:
для плоского толкателя _____
о1 = 0,4181/
И bKR
для роликового толкателя
а2 = 0,4181/ +
V ьк \R г J
где R — радиус дуги профиля первого участка кулачка;
Гр— радиус ролика.
Допускаемые напряжения смятия о = 6000 ~ 12000 кГ{см2.
343
Распределительные валы изготовляют из сталей 15, 20, 20Г
и 45. При изготовлении из сталей 15, 20 и 20Г рабочие поверхно-
сти вала цементуют и затем закаливают. При изготовлении из
стали 45 рабочие поверхности вала закаливают т.в.ч.
Клапаны. Клапаны во время работы двигателя нагреваются
от горячих газов и подвергаются их разъедающему действию
(коррозии). При закрытом клапане часть тепла отводится от него
через уплотняющую фаску головки и стержень. При открытом
Рис. 174. К расчету роликового тол-
кателя
клапане тепло отводится
только через стержень. По-
этому особенно сильному
нагреву подвергается го-
ловка выпускного клапана,
омываемая горячими отра-
ботавшими газами. Темпе-
ратура головки выпускного
клапана у дизелей достига-
ет 700—800° С, а у карбю-
раторных двигателей — еще
более высоких значений. В
таких тяжелых условиях
клапан подвергается дей-
ствию сил пружины, давле-
ния газов и инерции дви-
жущихся деталей.
Материал для выпуск-
ных клапанов должен обла-
дать хорошими механиче-
скими свойствами при высоких температурах (800—850° С),
быть устойчивым против коррозии и износа и не должен коро-
биться и образовывать трещины при повторных нагревах. Вы-
пускные клапаны изготовляют из жаростойких сталей ЭСХ8,
ЭСХ8М и Х9С2. Впускные клапаны работают в более легких
температурных условиях, поэтому их изготовляют из сталей 40Х,
40ХН, 50ХН, 65ХН.
Толкатели. Боковую поверхность толкателя проверяют на
удельную нагрузку от боковых сил. Максимальная удельная на-
грузка для плоского толкателя qx max (рис. 173), для роликового
?2тах (РИС. 174):
п _ 6Л^ . п _ Л , бу
Vlmax j го > Ч2тах — , г 1 • г
аЛ2 аЛь \ L
Допустимая нагрузка 7тах 100 кГ/см2. Ось ролика толка-
теля рассчитывают на напряжения, вызываемые силой
Рчр-^+Р1т
р=-------т-----
cos у
344
(рис. 174). Напряжения изгиба <ju и среза тс:
_ Р(1 + Ь) . _Р_
и 8№ ’ с f ’
Удельное давление на оси ролика qx и в опорах оси q2*
Р Р
n bd 4 (l—b)d
где f — площадь поперечного сечения оси;
W — момент сопротивления сечения той же оси.
Допускаемые значения ои = 500-н 1500 кГ1см2, тс = 1004-
4-250 кГ1см2.
Глава 31. РАСЧЕТ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ, СМАЗКИ
И ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
§ 26. СИСТЕМА ЖИДКОСТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Количество тепла, отводимого системой жидкостного охлаж-
дения. Основной исходной величиной для расчета системы
охлаждения является количество тепла 0ж, отводимого от дви-
гателя за один час, которое может быть определено по данным
испытаний прототипа. Ориентировочно на основании опытных
данных можно принять для тракторных дизелей
Qac = (1,5 н- 3,5)g-eA^e max ж (250 -ь 700) Ne max ккал!ч,
где ge — удельный расход топлива в а/л. с. ч. Меньшие значения
Qw относятся к дизелям с наддувом, с непосредственным впрыс-
ком топлива, с большим числом оборотов и меньшим отношени-
ем S/D. При выборе величины С}ж для вновь проектируемого дви-
гателя следует учитывать данные испытаний прототипа. Количе-
ство тепла (?ж достаточно точно определяется при лабораторных
испытаниях двигателя. Для этого измеряют количество жидкости
вж кг/ч, идущей на охлаждение двигателя, и ее температуру при
входе и выходе из двигателя. Количество тепла, уйосимо-
го охлаждающей жидкостью:
Qw ~ CGM(tвых tex) = С0ж№ж ккал!ч,
где С — теплоемкость охлаждающей жидкости в ккал!кг-град,
которую принимают для воды равной 1, для масла 0,4—0,5; для
этиленгликолевых незамерзающих смесей 0,5;
А^ж = teux—tex — перепад температур.
Водяной насос. Количество жидкости, прокачиваемой через
систему охлаждения:
345
Расчетный перепад температур А/ = 64-12°. Расчетная произ-
водительность насоса
Где т]н = 0,84-0,9— коэффициент подачи насоса. Напор Н, соз-
даваемый насосом, зависит от гидравлического сопротивления
системы охлаждения и составляет 4—15 м вод. ст. Мощность NH,
затрачиваемая на приведение в действие насоса, составляет от
0,5 до 1% от А/’етах и может быть подсчитана по формуле
ат днН
N =----------- Л. С.,
75.3600^
где т]г и — гидравлический и механический к.п.д. насоса,
т\г = 0,6 4-0,7; г].™ = 0,74-0,9. Входное отверстие насоса (рис. 175)
Рис. 175. Расчетная схема водяного насоса
должно обеспечивать подвод жидкости со скоростью Ci =
= (14-2) м!сек, для чего необходимо выполнение условия
GH = л(Г1—го)С1?ж-36ОО;
г 1 / G« I г2
г 1 — I /-----------И г о,
у лС1Уж-3600
где Г1 и го—радиусы входного отверстия и ступицы крыльчатки
в м (обычно го ~ de)\ уж — удельный вес жидкости (для воды при
температуре 80—90° С уж = 968 кГ1м3). Число лопастей на
крыльчатке принимают z =44-8. Профиль лопастей крыльчатки
346
выполняется так, чтобы обеспечить безударный вход жидкости
в насос. Окружная скорость и2 схода жидкости
и2 = У1 + tg a2ctg |321 / м/сек,
[ Пг
где (Х2 = 8-И2°, р2 = 10ч-15°. С возрастанием угла р2 напор Н,
•создаваемый насосом, увеличивается, а к.п.д. насоса уменьшает-
ся. Иногда этот угол для увеличения Н делают равным 35—50°.
При р2 = 90° крыльчатка имеет радиальные лопатки. Зная и2
и Н, находят г2 — радиус схода жидкости:
tin 30«2
г2 =--2— =-----2— ж,
сон тн
где сон и пн — угловая скорость и число оборотов в минуту крыль-
чатки насоса. Окружные скорости схода и входа жидкости свя-
заны между собой зависимостью = и2— м/сек. Угол между
Г2
направлением абсолютной и окружной скоростей обычно
принимают ai = 90°, тогда tg Pi = —. Ширина лопастей на входе
fei ------------------------ М\
/ di \
3600\'жС1 2ЯГ! — Z——
\ sin pj /
на выходе
fe2 =----------—------------ м,
/ 62 \
3600\жсг ( 2 л г—г-—
\ sin р2 /
где 61 и 62— толщина лопастей у входа и выхода, принимаемая
равной 0,003—0,005 м. Значение радиальной скорости схода
Hg +
cr = с2 sin a2 = —— tg a2.
ВДг
Построение профиля выполняется в следующем порядке: из
общего центра О проводят две окружности радиусами г{ и г2.
Строят угол р2 с вершиной В, расположенной на окружности ра-
диуса г2, и одной стороной ОВ, строят угол Pi + |32 с вершиной
в точке О и одной стороной ОВ; проводят прямую BNA до вто-
ричного пересечения ее с окружностью радиуса п; из середины от-
резка ВА (точка С) восстанавливают перпендикуляр CD до пе-
ресечения его с линией BD; из точки D, как из центра, через
точки В и А проводят дугу, представляющую собой очертание
лопасти.
Производительность, напор и мощность, потребляемая насо-
сом, изменяются пропорционально соответственно п, п2, п3 об/мин
рабочего колеса насоса,
347
Емкость принудительной системы охлаждения Qe.c = (0,6 4-
1,5) Л^ешах^. Сечения трубопроводов и проходов для воды
в рубашке системы охлаждения выбирают так, чтобы скорость
воды не превышала 1,5—3 м!сек. Радиальные зазоры между
крыльчаткой и корпусом насоса должны быть не более 1 мм, осе-
вые— не более 0,2 мм. Валики насоса для повышения износо-
стойкости подвергают закалке, а иногда хромируют.
Радиатор. При расчете радиатора количество тепла, переда-
ваемого жидкостью воздуху, принимают равным количеству теп-
ла к,кал/ч, уносимого из двигателя охлаждающей жидкостью.
Основным параметром, определяемым при расчете радиато-
ра, является его суммарная охлаждающая поверхность (поверх-
ность отдачи) Fp. В трубчато-пластинчатом радиаторе эта по-
верхность складывается из наружных поверхностей трубок
и пластин, омываемых воздухом. Охлаждающая поверхность
пластин определяется как удвоенная сумма их площадей без
удвоенной суммы площадей отверстий под трубки. Из теории
теплопередачи известна следующая зависимость между величи-
нами С}ж и Fp:
ф \0.Ж — KFр({ж.ср ^воэ.ср} — KFр
Ж. в*
^воз
г
(36)
где <pi = 1,1-4-1,15 — коэффициент запаса;
К — полный коэффициент теплопередачи радиатора,
представляющий собой количество теплоты
в ккал, отдаваемой 1 м2 его охлаждающей по-
верхности за 1 ч при разнице температур между
жидкостью и воздухом 1°С;
/ж.ср и te03.cp — соответственно средние температуры жидкости
в радиаторе и просасываемого через него воз-
духа;
1ж.вх =904-100° С — температура жидкости при входе
в радиатор, принимаемая равной температуре
tebLX при выходе из двигателя;
1воз = 404-45° С— температура воздуха перед радиато-
ром;
Д^оз=-^- = 204-30° С — перепад температур воздуха
С pL
в радиаторе;
Ср = 0,24 ккал!кг • град — весовая теплоемкость воз-
духа при постоянном давлении;
L= (140 4- 270)Дзетах кг/*/ — количество воздуха,
проходящего через радиатор.
Коэффициент К зависит от толщины стенок трубок и пластин
решетки радиатора, их расположения и материала, из которого
они изготовлены. При прочих равных условиях значение К в зна-
348
чительнои степени зависит от весовой средней скорости движе-
ния воздуха перед радиатором we03 и скорости течения жидкости
сж в сердцевине радиатора.
Расход воздуха
wen3 =-----— кг/м2-сек,
° ЗШРЛ
(37)
где Рл— площадь лобовой поверхности радиатора в м2.
Эту площадь принимают в зависимости от размеров двигате-
ля в поперечном направлении.
Скорость жидкости в сердцевине радиатора
3600-10Рж у ж
где Рж — площадь живого сечения сердцевины радиатора по
жидкости, определяемая
одной трубки на их
число. Значение не
рекомендуется прини-
мать менее 0,4 м/сек.
Значение К для проек-
тируемого радиатора
определяют, задавшись
значениями we03 и
из графиков для серд-
цевины радиатора со-
ответствующего типа и
характерных размеров.
Значение К для приме-
няемых радиаторов
при изменении we03 от
2 до 16 кг/м2- сек (при
= 0,4 м/сек) нахо-
дится в пределах 20 —
120 ккал/м2 • град • ч
(рис. 176, а — в).
Определив из вы-
ражения (36) поверх-
ность охлаждения ра-
диатора при выбран-
ном типе и размерах
элементов сердцевины,
определяют необходи-
мую глубину 1Р радиа-
тора, подбирая число
как произведение проходного сечения
12-
0
36
28
20
К
ккал/м^ч-град
48
44
4 8м/сек
Скорость воздуха
к а)
^ккал/м^ч-град_
200------
100——
Расход Воздуха
0 10 20 30 40 м/сек
Скорость охлаждающей воды
Рис. 176. Изменения коэффициента теплопе-
редачи К в зависимости от массовой скорости
воздуха
рядов трубок и их расположение. Поверхность охлаждения серд-
цевины радиатора приближенно определяют по эмпирической
формуле Fp = (0,3 ч-0,4) max ^и2.
349
Испытания и эксплуатация двигателей показали, что мощ-
ность, экономичность и взносы их основных деталей в значитель-
ной степени зависят от теплового состояния двигателя. Постоян-
Рис. 177. Схема к рас-
чету вентилятора
ное наивыгоднейшее тепловое состояние
двигателя поддерживается при измене-
нии его нагрузки или климатических ус-
ловий работы путем изменения расхода
охлаждающего воздуха или расхода
жидкости. Расход охлаждающего возду-
ха изменяют дросселированием воздуш-
ного потока, проходящего через радиа-
тор. Для этого перед радиатором уста-
навливаются жалюзи, управление кото-
рыми может быть ручным или автомати-
ческим. Изменение расхода жидкости че-
рез радиатор осуществляется с помощью*
термостатов.
Вентилятор. Необходимую часовую*
производительность L вентилятора опре-
деляют по формуле (37). Влиянием до-
полнительного обдува радиатора встреч-
ным потоком воздуха, возникающим в ре-
зультате движения трактора, пренебре-
гают. Диаметр вентилятора приближенно'
можно определить из выражения для
производительности
вентилятора, задавшись отношением —:
L = у л (R2 — г2) К sin 0 cos 8 кГ/ч,
где у = 1,2 кГ1м? — удельный вес воздуха;
R и г — внешний и внутренний радиусы крыльчатки (рис. 177);
п — число оборотов вала вентилятора в минуту;
b и z— ширина и число лопастей;
0 — угол наклона лопастей по отношению к направлению-
воздушного потока (у большинства тракторных двига-
телей 0 = 30°);
— коэффициент, учитывающий сопротивление при выходе
воздуха из-под капота, зависящий от отношения .
л/?2
где — площадь сечения отверстия для выхода возду-
ха из-под капота. При значениях = 0,25; 0,50; 0,75;.
л/?2
1,00 т]к = 0,36; 0,52; 0,60; 0,70.
§ 27. СИСТЕМА ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Схема движения воздуха, охлаждающего рядный четырех-
цилиндровый двигатель, дана на рис. 178. На рис. 179 показана
схемы направляющих устройств (дефлекторов) для подачи ох-
350
лаждающего потока воздуха к оребренным поверхностям голов-
ки цилиндров (рис. 179, а) и цилиндров (рис. 179, бив).
Расчет системы воздушного охлаждения сводится к определе-
нию количества теплоты, отводимой от двигателя воздухом, па-
Рис. 178. Схема си-
стемы воздушного
охлаждения
раметров оребрения раздельно для головки цилиндров и цилинд-
ров, производительности и размеров вентилятора, а также
мощности, затрачиваемой на его привод. В дизелях воздушного^
охлаждения количество теплоты Q06w, отводимой воздухом, со-
ставляет Q06uf = (2504-650)Ne max ккал!ч, т. е. несколько меньше-
значения для двигателей жидкостного охлаждения. Количе-
ство теплоты, отводимой воздухом через оребрение головок
цилиндров §гол и цилиндров Q^, для дизелей составляет: фгол =
— (0,450,60) Qo6u/> Qy = (0,55н-0,40) Q06^. Расчетную темпера-
туру окружающего воздуха принимают равной 40° С. Средняя
температура у оснований ребер находится в предедах: для ребер
цилиндров из чугуна 130—170° С, из алюминиевых сплавов 130—-
150° С; для ребер головки цилиндров соответственно 170—220°
и 160—200° С.
Максимально допустимые температуры равны 250° для чугу-
на и 230° С для алюминиевого сплава. Минимальные; темпера-
туры должны быть не ниже 120° С, т. е. значительно, выше точки
росы выпускных газов (65—70° С).
35Р
Количество воздуха Л, необходимого для отвода теплоты
^общ, можно определить из формулы
г Q-Общ .
L =----— кг ч,
срЫ
где Д/= 40-^60° — разность температуры воздуха на выходе
и входе.
Температуру входящего воздуха принимают равной темпера-
туре окружающей среды, а температуру выходящего — 90° С.
Расход воздуха ориентировочно составляет (40—75) М? max
Среднее значение коэффициента теплопередачи Кв можно опре-
делить приближенно по эмпирической формуле
Кв = 1,18(1 + 0,0075Тор)(ивоэ-3,6)°’73 ккал] м2-ч-град,
где Тер — среднее арифметическое температуры ребра и обдува-
ющего его воздуха в °К; ve03 — скорость воздуха в м/сек, которая
у выполненных двигателей рав-
на 20—50 м/сек для двигателей
с диаметром цилиндра D —
= 75 4- 125 мм и 50—60 м/сек
для двигателей с D = 125 4-
4- 150 мм. Величина Кв нахо-
дится в пределах 100—
200 ккал/м2 • ч • град. Меньшие
значения Кв соответствуют чу-
гунному стакану с напрессо-
ванным на него алюминиевым
цилиндром с отлитыми за одно
целое с ним ребрами, а боль-
шие — головке из алюминие-
вого сплава. Необходимая теп-
лорассеивающая поверхность
воздухом, определяется отдель-
для цилиндров F4 по выраже-
ниям:
О-гол ~ Кв.гмРг<,л(1ет.гс1Л ^воз)»
Q-ц ~ К-в.цРц^ст.ц 1воз)>
где Кв.гол и Кв.ц — коэффициенты теплопередачи для головки ци-
линдра и цилиндра; 1ст.гол и tcm.4 — средние температуры у осно-
ваний ребер головки и цилиндра; te03 — средняя температура
обдувающего воздуха в межреберном канале. Для дизелей ве-
личина общей поверхности, охлаждаемой воздухом, F = (0,030 ч-
ч-0,045) Мгтах-и2. Примерные значения размеров оребрения при-
ведены в табл. 25. Обозначения указаны на рис. 180. Высоту
352
Таблица 25
Примерные размеры оребрения
(рис. 180)
Размер •оребрения В ММ Чугун Алюминиевый сплав
Ци- линдр Голов- ка Ци- линдр Голов- ка
h ... . 14—30 15-50 15-35 15-75
s . . . . 6—12 6—12 3,5-8 3,5—8
1 ... л 4—8 4—8 2-6 2—6
б . . . . 2-4 2—4 1,5— 2,5 1,5— 2,5
F я2, омываемая охлаждающим
НО ДЛЯ ГОЛОВКИ цилиндра РгОл и
ребер цилиндра по окружности выполняют меньшей в направле-
нии продольной оси двигателя и большей в направлении попе-
речной оси.
Конструктивная теплорассеивающая поверхность может быть
приближенно определена через приведенную поверхность охлаж-
b
Рис. 180. Основные размеры ребер
дения цилиндра Fnp,4 и коэффициент оребрения <р0Р, равный
4,4—8,0, F' = Fnp.4(p0p. Приведенная поверхность охлаждения
Fnp.u,= ft(D + 2бч)/гц,
где бч и D — толщина стенки и диаметр цилиндра; h4 = (1,2-ь
ч-1,4) S — высота оребренной части цилиндра, где S — ход порш-
ня. Зная основные размеры ребер и задаваясь средней скоростью
воздуха №в.ц.сР в минимальном сечении межреберных каналов,
можно определить сечение межреберных каналов цилиндров
W
== лЛ
W
в.ц.ср
где We,4— объем воздуха, проходящего в межреберных каналах
цилиндра, в м3/сек\
h4 — высота оребренной части цилиндра в м\
= 0,50-ь0,72 — коэффициент живого сечения оребрения
цилиндра.
Средняя ширина воздушного канала между цилиндрами
b = 2йср + Др,
где hcp — средняя высота ребер;
Ар — зазор между вершинами ребер. Расстояние между ци-
линдрами;
/ = 0 + & + 26ч.
23 Заказ 848
353
Для головки сечения f2 межр.еберных каналов можно опреде-
лить из выражения
ft =
где рг = 0,098-4- 0,205—коэффициент живого сечения оребрения
головки;
Лг—высота оребренной части головки.
Аэродинамическое сопротивление воздушной сети (напор
вентилятора)
^Рвен ~ ^Рц.г + ^рнап.ч + ^Рвых /М2,
где Ар^.а, Аркап.ч, ApeWx— потери давления при прохождении воз-
духа соответственно в межреберных каналах цилиндра и голов-
ки, в направляющей части и на выходе из межреберных каналов.
Их значения в кТ/м2 определяются по формулам:
~= (ОД - 0,2)\рвен-
Дрвых = (0,25 - 0,30) Дрвгя,
где £ = 24-3 — коэффициент потерь;
рв.ср кГ • сек?1м! и : We.cj> м!сек — .средние плотность воздуха
и скорость в межреберных каналах. '
Приближенно, в зависимости от диаметра цилиндра D, мож-
но принимать Д/?вен = 754-100 кГ)м2 при D < 100 мм, 150—
200 кГ/м2 при D = lOQ-e-150 мм и 250—300 кГ1.м2 при D > 150 мм.
Расход мощности, на привод вентилятора
' " 1 Ывен=----------• л. с.,
м75пве„ут-3600 '
ГДе Цвен к.п. д. вентилятора (г]вен = 0,3-5-0,4 — для клепаных
осевых вентиляторов и г|век = О,6-5-О;7— для литых вентилято-
ров). В дизелях Neen = (0,03 4-0,08) Л^е шах л. с.
§ 28. ЭЛЕМЕНТЫ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Масло, подводимое к трущимся поверхностям, уменьшает
силы трения и износ деталей, а также отводит образующуюся
при трении теплоту и продукты износа. В механизмах двигате-
лей преобладает трение скольжения, которое принято разделять
на сухое, жидкостное, граничное, полужидкостное и полусухое.
Шатунные и коренные подшипики коленчатого вала работают
в условиях жидкостного трения, поэтому для их расчета приме-
нимы основы гидродинамической теории смазки.
Образование несущего масляного слоя. Вал, нагруженный
постоянной силой Р, при вращении занимает положение, указан-
ное на рис. 181, а. При вращении вала масло, поступающее под
354
избыточным давлением в зазор между шейкой и подшипником,
вовлекается во вращательное движение. При этом скорость час-
тиц масла, соприкасающихся с валом, равна его окружной ско-
рости; скорость частиц, отстоящих дальше от поверхности вала,
меньше, и на поверхности подшипника она равна нулю. Масло,
вовлекаемое вращающимся валом, попадает в постоянно умень-
шающийся объем и стремится вытекать в осевом направлении.
Его истечению из подшипника препятствуют силы внутреннего
трения, поэтому в клиновидной части масляного слоя возникает
гидродинамическое давление, величина которого увеличивается
по мере сужения зазора и с увеличением числа оборотов вала.
Рис. 181. К расчету подшипника:
а — положение вала в подшипнике; б — микронеровности
на поверхности вала и подшипника
Вертикальные составляющие гидродинамического давления при
определенном числе оборотов вала уравновесят внешнюю силу
Р, действующую на вал.
В результате этого вал поднимется («всплывет») и между по-
верхностями вала и отверстия появится разделяющий слой
масла. Одновременно вал под действием горизонтальных состав-
ляющих сдвинется в горизонтальном направлении. При даль-
нейшем увеличении числа п оборотов вала минимальная толщина
масляного слоя /гтш (рис. 181, а) увеличивается и достигает ве-
личины /imin > hKp, при которой гребешки микронеровностей вала
проходят, не задевая, над гребешками микронеровностей отвер-
стия, т. е. обеспечивает жидкостное трение. Критическая толщи-
на масляного слоя hnp зависит от точности обработки поверхно-
стей шейки и отверстия, а также от степени искажения их геомет-
рической формы. В общем случае
^кр ~ от 4” Н в 4"
где Нот и Нв—высоты микронеровностей отверстия и вала
(рис. 181, б);
Нг — величина, учитывающая искажения формы.
23*
355
Для приработанных двигателей можно принимать hKP =
= 3-4-5 мкм. Рабочая толщина hp масляного слоя принимается
равной 2 мкм. Величина минимального зазора Zimin зависит от
вязкости масла, числа оборотов, размеров шейки вала, нагрузки
на подшипник.
Значение /imtn может быть определено на основании гидроди-
намической теории смазки по формулам
М а т
---см; Л = —!—
'фС qcp
спз-об/мин
кГ/см2
условия работы под-
ftmin = 55-10
где A
характеризующая
d
— величина,
шипника;
— диаметр шейки вала в см;
— относительный зазор, где А = D — d см — диамет-
ральный зазор (для подшипников, залитых бабби-
том, ф = 0,00054-0,0010, для свинцовистой брон-
зы ф = 0,0007-^0,0015);
С = 1 + -у— поправочный коэффициент; здесь I — рабочая дли-
на шейки вала;
т] — динамическая вязкость масла в спз в нагружен-
ной части масляного слоя подшипника при темпе-
ратуре tn;
п — число оборотов вала в минуту.
Вязкость масла зависит от его температуры. На рис. 182
представлены графики изменения кинематической вязкости v сст
в зависимости от температуры для применяемых в тракторных
дизелях масел. Динамическая вязкость масла равна произведе-
нию кинематической вязкости v сст на плотность жидкости
кГ* * сск2
р —, т. е. т] = 98,1 vp спз. Для определения значения ц
предварительно задаются температурой tn = 704-90°С, в после-
дующем проверяют принятое значение tn по формуле (40)
и в случае несовпадения делают перерасчет для другой величины
tn. Порядок определения среднего условного удельного давления
qcp на шатунные и коренные подшипники дан в гл. 27. За расчет-
ный режим принимают режим работы двигателя на максималь-
ной мощности.
У существующих двигателей для шатунных шеек #ср = 254-35,
^тах = 804-120, для коренных шеек qcp = 354-40, gmax = 604-
4-80 кГ/см2. Величина Атт всегда должна быть меньше 0,5А, так
как с увеличением /imin уменьшается эксцентриситет е = 0,5А —
— ^min, а при малой величине е возможны вибрации вала в под-
шипнике.
Надежность работы подшипника скольжения оценивают ко-
эффициентом надежности жидкостного трения Кнад, который
356
равен отношению минимальной толщины масляного слоя к кри-
тической:
К" ___ ^min
^над — ~7 •
Пкр
Для обеспечения нормальной работы Кнад > 2. При умень-
шении /imin до hKP режим работы подшипника становится проме-
жуточным между жидкостным
и полусухим трением, что недо-
пустимо. Для определения вяз-
кости масла в нагруженной ча-
сти масляного слоя и суждения
о температурном режиме рабо-
ты производят тепловой рас-
чет подшипника.
Тепловой расчет подшипни-
ка. В тепловом расчете под-
шипника определяют устано-
вившуюся температуру масла
в подшипнике, т. е. температу-
ру, при которой количество
теплоты Qmp, выделяющейся в
подшипнике в 1 сек в резуль-
тате работы трения, равно ко-
личеству теплоты Qmp, отводи-
мой от подшипника в 1 сек:
Рис. 182. Зависимость вязкости масла
от температуры:
1 — Дп-14; 2 — ДС-11 (М10Б); 3 — ДС-8
(М8Б); 4 — АКЗп-6 (М6Б)
Qmn = —~- PV0 = ЯсокЦЩ =
^тр 497 ГПр 497 497 ^Ср 1
= 1,17-10 5qcpd2 Itof ккал/сек,
где Lmp — работа в кГм/сек\
F— сила в кГ\
_ ndn _ гаЛЗОсо _ dco
° ~~ 60-100 60- 100-ат ” 200
— скорость на поверхности шейки в м/сек\
f — коэффициент жидкостного трения.
Коэффициент f по П. И. Орлову
f = 3,33 • 10"9 — + 0,55 (—У ’ V
ф \ I /
Значение f находится в пределах 0,002—0,008. Количество
теплоты, отводимой маслом:
Q.„ = CMpMM(teux — tex) 10“3 ккал!сек, (38)
где См в ккал/кг - град и рж в кг/дм3 — теплоемкость и плотность
масла при рабочей температуре; М — количество масла, прока-
357
чиваемого через подшипник, в см31 сек-, tex и tebiX— температуры
масла на входе в подшипник и выходе из него в °C. Температуру
tex можно принимать равной 70—75°. С повышением температу-
ры значение рм уменьшается, а См увеличивается, поэтому в ин-
тервале рабочих температур произведение Смрм может быть
приближенно принято постоянным и равным 0,43—
0,45 ккал!дмг-град. Температура подшипника tn определяется
как среднее арифметическое tn = 0,5(/вЪ(Ж + tex), отсюда
te-ых = 2£n — tex. Подставляя полученное значение в формулу
(38), получаем
=2-Ю“3СЛ,Рл/Л1(^—tex) ккал/сек.
Количество проходящего через подшипник масла по
П. И. Орлову
М = 0,8 rf0,8A2,2q/” + 2,5• 106 д3,4рна см?/сек, (39)
X0-6 d0-4^0-2
где
о'-(1 +4-)°-в, « = (1 + -^-f = («Т;
рн = 2 4- 5 кГ1см2— давление масла, подаваемого насосом.
В формуле (39) значения d, I и А даются в мм, в остальных
формулах теплового расчета подшипника эти значения даются
в см. Можно принять, допуская небольшую погрешность в сто-
рону увеличения действительного запаса надежности работы
подшипника, что вся теплота Qmp отводится маслом, а количест-
во теплоты, передаваемой через стенки подшипника и вала в ок-
ружающую среду, равно нулю, тогда Qmp = QM, т. е.
l,17.10-VM = 2.10-3CAM(^-^).
Решив последнее равенство относительно температуры под-
шипника tn, найдем
W .с
200СжрЛЛ1
(40)
Требуемую температуру подшипника tn можно получить: при-
менением масла соответствующей вязкости, изменением давле-
ния рм и расхода М масла, проходящего через подшипник, сни-
жением температуры масла tex путем охлаждения его в масля-
ном радиаторе.
Реактивная масляная центрифуга. При установившемся дви-
жении ротора (я = const) реактивная сила F (рис. 183), направ-
ленная по оси отверстия сопла в сторону, противоположную ис-
течению масла, на основании теоремы импульсов сил, равна
F = mvM + mvc = -^-(ои—vc) = -----— fl) Г,
M c 2g M c> 2-9,8 \ 2efc 30 /
358
где vM — скорость истечения масла из сопла в см!сек;
vc — окружная скорость сопла в см I сек;
G4 и V4 — секундные весовой в г и объемный в см3 расходы ма-
сла через два сопла центрифуги;
g — ускорение свободного падения в см!сек~;
— удельный вес масла в Г1см3;
8 — коэффициент сжатия струи, вытекающей из сопла
(для длинных цилиндрических сопел 8=1, для сопел
других форм 8 = 0,94-1,1);
fc — площадь сечения отверстия сопла в см2;
п — число оборотов ротора в минуту;
R — расстояние от оси вращения ротора до оси сопла в см.
Рис. 183. Схема реактивной масляной центрифуги
Секундный объемный расход масла через два сопла центри-
фуги
уч = 2ц7е 1/ А-р = 2И7₽ 1/ (р,-Др„ + Арч) см3/сек,
у Ум т Ум
где р/ = 0,804-0,89 — коэффициент расхода масла через сопло
по экспериментальным данным;
р = р! — Арп. + Ар^ — давление масла перед соплом;
Р! — давление масла на входе в. центрифугу;
Дрп = 0,10 -т- 0,25 кГ/см? — общая потеря давления масла на
участке от входа в корпус центрифуги до сопел;
R
Лп Г Y* р ( ум [ЛП\2(р2 2\
Гр
приращение давления масла в центрифуге в результате действия
центробежных сил;
г о — радиус оси ротора.
359
Реактивный крутящий момент двух сопел
MKpll = 2FR = ]^y^(——— R] Г-см.
9,8 \ 2efc 30 )
При этом принимается, что скорость истечения масла из соп-
ла направлена по касательной к радиусу вращения.
Момент сопротивления вращения ротора, который зависит
от аэродинамических сопротивлений и трения в подшипниках, на
основе экспериментальных данных НАМИ приближенно опреде-
ляется из выражений
Мс — а + Кп,
где а — 6-Ю-4 Пр, Г-см — момент сопротивления, соответствую-
щий началу вращения;
Q — емкость ротора в cmz; р,— динамическая вязкость масла
в спз;
К. = (0,034-0,002 ц) 10-3 П Г-см-мин/об — нарастание момен-
та сопротивления в зависимости от числа оборотов;
п — число оборотов ротора в минуту.
Для центрифуги ЦФ-2 с подшипником качения: а = 60 Г-см,
К — 0,054 Г-см-мин/об; с подшипником скольжения: а —
= 135 Г-см, К = 0,045 Г-см- мин/об. При установившемся числе
оборотов ротора Мкр.ч = Мс, откуда получаем
9,8-2efc
+ А] об/мин.
9,8-30
Хорошая очистка масла достигается при п > 5000 об/мин.
Число оборотов возрастает с увеличением секундного расхода
масла, уменьшением значения R. Оптимальное значение R, при
котором число оборотов п наибольшее:
2-9,8aefс , / / 2-9,8аеМ2 30-9,8Л
Устанавливаемые на отечественных тракторах масляные ре-
активные центрифуги имеют по два сопла и следующие основные
размеры и показатели: расстояние между соплами 2R = 704-
4-80 мм, диаметр ротора Dp = 1104-115 мм, диаметр оси ротора
d0 = 2г0 — 164-16,8 мм, диаметр сопла dc = 1,75 мм, высота ро-
тора hp—100-4-101 мм, число оборотов ротора 5000—6000 об/мин,
расход масла 7,2—10 л/мин.
Масляный насос. Масляный насос рассчитывают на произво-
дительность Км.к, которую определяют по эмпирической фор-
муле:
Уци.н ~ max л/ч,
где К — удельная производительность масляного насоса с уче-
том перепуска масла через редукционный клапан по
данным практики: для дизелей К. = 20 4- 40 л/л. с. ч;
360
для карбюраторных двигателей К = 10 4- 20 л/л. с. ч. На трактор-
ных двигателях применяют масляные насосы шестеренного типа
(рис. 184). Ведущая 1 и ведомая 2 шестерни насоса вращаются
в расточках корпуса с минимальными зазорами как в радиаль-
ном, так и в осевом направлениях. В полости впуска в масло на-
полняет впадины зубьев по мере выхода их из зацепления и в ре-
зультате вращения шестерни масло перемещается из полости
впуска в полость нагнетания, как показано стрелками на рис. 184.
В полость нагнетания масло выжимается из впадин при входе
зубьев в зацепление, при этом
объем, в котором могут воз-
никнуть чрезмерно высокие
давления. Для предупрежде-
ния их возникновения дела-
ют канавки а, соединяющие
запираемое между зубьями
масло с полостью нагнета-
ния, или применяют шестер-
ни с косыми зубьями.
За один оборот ведущей
шестерни с числом зубьев z
масло выжимается из z впа-
дин ведомой и ведущей ше-
стерен. Приближенно при-
нимают, что объем впадин
во впадине получается замкнутый
Рис. 184. Схемы работы масляного
насоса
шестерни равен объему зубь-
ев. Тогда объем масла VM,T (теоретический), подаваемого за
один оборот ведущей шестерни, будет равен объему VK кольца
с радиальной толщиной 2т и высотой, равной длине зубьев ше-
стерен:
VK = 2mnDHJ)b = 2mnzmb мм3,
где DH 0 — диаметр начальной окружности ведущей шестерни.
При п об!мин ведущей шестерни объем (действительный,
с учетом т]н), подаваемый в час:
= 2л-60 л)ч,
где ^rt=0,7 -4-0,8 — коэффициент подачи насоса, учиты-
V\M.T
вающий утечку масла через зазоры. Из этой формулы, предвари-
тельно задавшись значениями т]н, я, т и г, определяют длину
зуба
6 =---------------мм.
2л-60-10 %Hm2zn
Коэффициент т]н зависит от числа оборотов насоса, вязкости
(температуры) и давления масла, точности изготовления (ради-
361
альные и торцовые зазоры) и изношенности насоса. С увеличе-
нием числа оборотов коэффициент т]н сначала повышается, а за-
тем снижается. Коэффициент т]н уменьшается с уменьшением
вязкости масла и увеличением радиальных и торцовых зазоров
вследствие увеличения утечки масла через них. Величину модуля
шестерни выбирают в пределах 2—4 мм, число зубьев z — 6-е-12.
-Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса,
= wi7 л‘ с'г
где т]ж = 0,85-е-0,90 — механический к.п.д. насоса; рвых— рвх —
перепад давлений в кГ!см2. Сечения входного и выходного кана-
лов определяют исходя из величины скорости циркулирующего
в них масла, принимая для входного канала vM — 0,34-0,6 м!сек,
для выходного vM = 0,8-е-1,5 м!сек. Емкость системы смазки
с мокрым картером принимается VCM = (0,24- 0,45) Ne max л.
Охлаждающая поверхность воздушно-масляного радиатора.
.Для охлаждения масла в тракторных дизелях применяют воз-
душно-масляные радиаторы, т. е. такие, в которых трубки с цир-
кулирующим по ним маслом омываются атмосферным воздухом.
Масляный радиатор устанавливают перед водяным, впереди
трактора. Расчет его производится аналогично расчету водяного
радиатора. Количество теплоты, отводимой маслом от двигателя:
$м = СмРмУм.н(1вых—*вх) ккал/ч
должно равняться количеству теплоты, отдаваемой радиатором
воздуху;
Q-M ~ мРлУвх ^вых} Ч,
где VM.H и Vp — количество масла, прокачиваемого соответствен-
но через двигатель и масляный радиатор в л!ч, определяемое
из условий надежной смазки двигателя; tex и teblx— температуры
масла на входе в радиатор и выходе из него.
Количество теплоты, которую необходимо отвести от масла
через масляный радиатор за 1 ч работы двигателя, ориентиро-
вочно определяют по формуле
О.м = е max ККил)Ч,
где qM для тракторных двигателей жидкостного охлаждения
можно принимать qM = (20 4- 50) ккал!л. с. ч, для двигателей,
в которых масло используется для охлаждения поршней, qM до-
стигает 100 ккал{л. с. ч. В системах смазки с последовательным
соединением (Vm.h = Vp) охлаждающая поверхность радиатора
F =_______________ м2
1 Р К (t —t \ м ’
м\м.р 1воз.р)
где Км = (0,35 4-0,55) К — коэффициент теплопередачи от масла
к воздуху; К—коэффициент теплопередачи для водяных радиа-
362
торов, одинаковых в конструктивном отношении с масляными;
G.p и te03.p — средние температуры масла в радиаторе и воздуха
(^.р = 754-85°; te03.p = 45°). Перепад температур масла на вхо-
де в радиатор и выходе из него для карбюраторных и газовых
двигателей 10—20°, для дизелей 20—40°. Живое сечение трубок
масляного радиатора определяют, задавшись скоростью движе-
ния по ним масла 0,1—0,5 м!сек.
§ 29. ОСНОВЫ РАСЧЕТА СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ
Определение основных размеров топливного насоса. Основ-
ными размерами топливного насоса, определяющими подачу
топлива за рабочий цикл, являются диаметр йпл и ход 8пл плун-
жера. Число рабочих циклов, которые происходят за час в каж-
дом из цилиндров четырехтактного двигателя, в 2 раза меньше
М-60
числа оборотов коленчатого вала за то же время / —— , а во
n-60i \ тт
всех i цилиндрах —-—]. Цикловая подача, т. е. количество
топлива, которое необходимо подавать насосной секцией в ци-
линдр двигателя за один цикл при часовом расходе топлива GT,
составляет
Qd =----- кг или уд = -------- мм\
п-ЬЫ n-60ipT
где п — число оборотов коленчатого вала в ми-
нуту;
i — число цилиндров двигателя;
От = 0,88-10-6 кГ!мм3— удельный вес топлива.
Предусматривая 20—30%-ный запас на возможную перегруз-
ку двигателя и уменьшение подачи топлива вследствие износа
плунжерной пары, топливный насос рассчитывают на действи-
тельную подачу топлива за один цикл: Vq = (1,24-1,3) V'd мм3.
Полный ход плунжера Snjl складывается: из холостого хода плун-
жера Sx, при котором закрываются впускные окна; активного
хода плунжера Sa, в течение которого происходит сжатие
и впрыск топлива через форсунку, и дополнительного хода плун-
жера от конца впрыска до крайнего верхнего положения
плунжера. Теоретическое количество топлива, подаваемое в ци-
линдр двигателя насосной секцией за один цикл, равно объему,
описываемому плунжером за активный ход;
Действительное количество топлива Vo, поступающее в ци-
линдр через форсунку, всегда меньше теоретического VT вслед-
ствие утечки топлива через зазоры и неплотности, сжимаемости
363
топлива, расширения топливопроводов высокого давления из-за
его упругих деформаций, дросселирования во впускных и пере-
пускных окнах и т. п. Определяемое опытным путем отношение
объема топлива, действительно подаваемого системой за цикл,
к объему, описываемому плунжером за активный ход, называет-
ся коэффициентом подачи насоса
Таким образом, объем, описываемый плунжером в течение
активного хода, определяют из выражения
(1,2 4- 1,3) Vd
у f — мм /цикл.
Пк
Коэффициент подачи насоса = 0,74-0,9 и при неблагопри-
ятных условиях может доходить до 0,6. Величина активного хода
плунжера составляет примерно 0,35 от полного хода плунжера
Snjlf поэтому объем, описываемый плунжером за полный ход,
Vt
VH = мм3/цикл.
У существующих насосов отношение р = находится
&пл
в пределах 0,8—1,7. Определив VH и задавшись отношением р,
находят значения диаметра плунжера с1пл и полный ход
плунжера, исходя из равенств:
е _nd . у _ с _ Я<р. _ 4VH
^пл — Рапл^ Ун— ~ ^пл~ ' > апл— •
4 4 яр
Диаметр плунжера во избежание затруднений при изготов-
лении должен быть не менее 6 мм. Профиль кулачка вала насоса
проектируется на основании принятого хода плунжера, продол-
жительности и закономерности процесса впрыска. Угол подачи
(продолжительности впрыска) р в градусах угла поворота колен-
чатого вала составляет 20—35°. Подача топлива через форсунку
должна происходить при нарастающей скорости движения плун-
жера, т. е. когда ускорения плунжера положительны. В против-
ном случае давление в трубопроводе высокого давления будет
падать, и впрыск топлива через форсунку может стать прерывис-
тым. Средняя скорость плунжера у существующих насосов нахо-
дится в пределах 0,5—1,5 м!сек.
Определение основных размеров форсунки. Основными раз-
мерами, которые определяют при расчете форсунки, являются
диаметр распыливающего отверстия (суммарная площадь сече-
ния сопловых отверстий) и высота подъема иглы в момент
впрыска. Продолжительность подачи топлива t за цикл можно
364
ориентировочно определить по принятому углу подачи р из сле-
дующего выражения:
. р п р
t = —— :-----= —— сек,
360 60 6п
где п — число оборотов коленчатого вала в минуту. Средняя ско-
рость истечения топлива из сопла форсунки
ЮОф 1/ 2 g мм/сек,
Ф— коэффициент истечения, учитывающий сопротивление
сопла форсунки (для открытых форсунок ф = 0,74-0,8,
для закрытых ф = 0,64-0,7);
g = 9,81 м/сек1— ускорение свободного падения;
реп — среднее давление впрыска топлива под иглой в кГ/см2;
рг — давление газов в цилиндре в момент впрыска в кГ/см2;
Ут — удельный вес топлива, впрыскиваемого форсункой,
в кГ/см3.
Скорость обычно бывает выше (14-1,5)-105 мм/сек. Сум-
марная площадь fcyM сечения сопловых отверстий форсунки
и диаметр сопла форсунки определяют из выражений:
U = ^ = 1/^-.
&ф1 у гл
где Vq — максимальное количество топлива, впрыскиваемое фор-
сункой за один рабочий цикл, в мм3;
t — продолжительность подачи топлива за цикл в сек;
г — число сопел.
Высота подъема иглы форсунки зависит от ее конструкции
и должна обеспечивать проходное сечение, необходимое для про-
пуска максимального количества топлива, подаваемого за цикл.
Скорость истечения топлива в этом сечении
= ЮОф | / 2g -Р™~~Рг мм/сек
f Ут
Пружину, нагружающую иглу, подбирают таким образом,
чтобы сила ее предварительной затяжки была равна сумме дав-
лений начала подачи топлива и газов внутри цилиндра.
§ 30. РЕГУЛЯТОР
Нагрузка двигателя при эксплуатации трактора изменяется
в широких пределах, при этом число оборотов вала двигателя
поддерживается центробежным регулятором автоматически при-
мерно постоянным. Регулятор освобождает тракториста от по-
стоянного воздействия на механизм, управляющий подачей топ-
365
лива. Регулятор тракторного карбюраторного двигателя,
управляя дроссельной заслонкой, изменяет количество поступаю-
щей в цилиндры горючей смеси в соответствии с изменением на-
грузки. Такое регулирование называют количественным. Регуля-
тор дизеля связан с рейкой топливного насоса и, перемещая ее,
изменяет количество впрыскиваемого в цилиндр двигателя топ-
лива в соответствии с изменением нагрузки при постоянном ко-
личестве поступающего в цилиндр воздуха за один впуск. Так
как при этом изменяется состав (качество) горючей смеси, то
такое регулирование называется качественным. На тракторных
двигателях наиболее широкое распространение получили всере-
жимные центробежные регуляторы. При всережимном регулято-
ре изменением растяжения пружины можно устанавливать лю-
бой скоростной режим двигателя в пределах от минимальных до
максимальных чисел оборотов. Применение всережимного регу-
лятора повышает производительность и экономичность трактора
и облегчает его управление.
Характеристика центробежного регулятора. Центробежная
сила, возникающая при вращении грузов регулятора,
С = mA,
где т — масса грузов в кГ*сек21м\ со — угловая скорость грузов
в рад!сек. Изменение угловой скорости со вала регулятора вызы-
вает изменение центробежной силы С и расстояния х (рис. 185).
Если в прямоугольных координатах по оси абсцисс откладывать
расстояния х, а по оси ординат — соответствующие им значения
центробежной силы С, то получим график, называемый характе-
ристикой регулятора (рис. 185, а, прямая НВ). Характеристика
позволяет проанализировать работу регулятора и установить его
пригодность для работы на двигателе.
Центробежная сила С при любом положении грузов уравно-
вешивается натяжением пружины регулятора, поэтому она при
изменении расстояния х изменяется по тому же закону, что
и сила натяжения пружины. Так как натяжение применяемой
в регуляторах винтовой цилиндрической пружины изменяется
с изменением ее длины по закону прямой, то характеристика
центробежного регулятора будет прямой линией. Рассмотрим
возможные характеристики регуляторов. Особенностью характе-
ристики НВ (рис. 185, а) является то, что она проходит через
начало координат. Для любой точки этой характеристики отно-
шение ординаты к соответствующей абсциссе равно tg ф и будет
величиной постоянной, т. е.
С .
—г = tg ф = const.
х
Так как С = тсо2х, то для данного регулятора
Q
— = mco2 = const.
X
366
Регулятор с такой характеристикой называется астатическим.
Он будет находиться в равновесии лишь при одном определен-
ном числе оборотов. При дальнейшем увеличении числа оборо-
тов муфта регулятора переместится до упора в верхнее
предельное положение, а при незначительном снижении числа
оборотов — переместится до упора в нижнее предельное
Рис. 185. Характеристики регулятора и двигателя
положение. У тракторного двигателя при любой постоянной;
нагрузке в пределах одного цикла коленчатый вал вращается,
неравномерно, поэтому при установке на двигатель астатическо-
го регулятора он будет все время переводить муфту из одного
крайнего положения в другое, нарушая работу двигателя. Аста-
тические регуляторы не пригодны для установки на тракторных
двигателях. Для всех характеристик регуляторов, проходящих,
через точку Н и расположенных вне линии НВ, каждому из
положений грузов (расстоянию х) соответствуют определенные
различные угловые скорости.
367
Характеристики, расположенные выше линии НВ (например,
НВ'), отличаются тем, что с увеличением расстояния х уве-
личиваются угол q/ и tg q/, а следовательно, возрастает и угло-
вая скорость. Регуляторы, угловая скорость которых увеличи-
вается с увеличением расстояния х, называются устойчивыми.
Характеристики, расположенные ниже линии НВ (например,
НВ"), отличаются тем, что с увеличением расстояния х умень-
шаются угол q/z и tgq>", а следовательно, уменьшается и угловая
скорость. Регуляторы, угловая скорость которых уменьшается
с увеличением расстояния х, называются неустойчивыми.
Для работы на двигателях пригодны только устойчивые
регуляторы, так как неустойчивые регуляторы перемещают
муфту в сторону увеличения подачи топлива при снижении
нагрузки (увеличении числа оборотов) и в сторону уменьшения
подачи топлива при увеличении нагрузки. Для применяемого на
двигателях устойчивого регулятора верхнему положению муфты
соответствует число оборотов холостого хода, нижнему — число
оборотов при максимальной мощности.
Степень неравномерности регулятора. Отношение разности
числа оборотов холостого хода nxmax и числа оборотов при мак-
симальной мощности nN к среднему значению числа оборотов
называется степенью неравномерности регулятора:
g__ Пх max <*х max
Пер ®ср
Для астатического регулятора 6 = 0. Степень неравномерно-
сти устойчивого регулятора дает представление о том, насколько
он приближается к астатическому. Очевидно, что чем больше 6,
тем больше разница между числом оборотов холостого хода
и числом оборотов при полной нагрузке двигателя. Степень
неравномерности регуляторов тракторных двигателей не превы-
шает 0,1.
Степень нечувствительности регулятора. При работе двига-
теля с установившейся нагрузкой регулятор находится в равно-
весии. При этом центробежная сила грузов уравновешивается
натяжением пружины, и регулирующий механизм (рейка топлив-
ного насоса дизеля) находится в положении, при котором
количество подаваемого топлива за рабочий цикл соответствует
нагрузке двигателя. При изменении нагрузки на двигатель
регулятор переходит из одного положения равновесия в другое,
перемещая при этом регулирующий механизм также в новое
положение, обеспечивающее соответствие количества подаваемо-
го топлива изменившейся нагрузке.
При изменении нагрузки двигателя вначале положение
регулирующего механизма, а следовательно, и подача топлива за
цикл остаются без изменения, что вызывает нарушение равно-
весия между развиваемым двигателем крутящим моментом
и моментом сил внешних сопротивлений. С уменьшением на.
36В
грузки избыточный крутящий момент двигателя вызывает угло-
вое ускорение коленчатого вала, т. е. увеличение числа оборотов.
При увеличении нагрузки вследствие недостаточности крутящего
момента, развиваемого двигателем, коленчатый вал начинает
вращаться с замедлением, т. е. его число оборотов умень-
шается.
Изменение числа оборотов двигателя и соответственно вала
регулятора вызывает изменение центробежной силы грузов при
неизменной силе натяжения пружины регулятора. В результате
этого равновесие между силами натяжения пружины и центро-
бежной силой нарушается, и муфта регулятора стремится пере-
меститься в новое равновесное положение, соответствующее из-
менившейся угловой скорости грузов регулятора.
Для достижения нового равновесного положения регулятора
должны измениться сила натяжения пружины и соответственно
переместиться регулирующий механизм. При этом регулятор
должен преодолеть сопротивление сил трения как в самом регу-
ляторе, так и в регулирующем механизме. Перемещение муфты
регулятора в новое равновесное положение начнется тогда, когда
положительное или отрицательное приращение центробежной
силы грузов, вызванное изменением числа оборотов вала, будет
достаточным для преодоления сопротивления сил трения внутри
самого регулятора и регулирующего механизма. При незначи-
тельном изменении числа оборотов вала регулятор не придет
в движение.
Если регулятор находится в равновесии при числе оборотов
п вала двигателя и начнет действовать в случае уменьшения
нагрузки двигателя при числе оборотов Пг, а в случае увеличения
нагрузки — при числе оборотов то отношение
п2—ю2—
е —-------— ——------
п (О
называется степенью нечувствительности регулятора. Чем мень-
ше сопротивление сил трения в самом регуляторе и регулирую-
щем механизме, тем чувствительнее регулятор к изменению на-
грузки, тем меньше значение 8. Степень нечувствительности ре-
гулятора тракторного двигателя не должна превышать 0,05.
Выражение для степени нечувствительности регулятора мож-
но написать в следующем виде:
2 2
<Л>2 —-СО, _ g>2—т1 + Ц>1 _ Ю2 —И1 _ С2—£1_ ,. | ч
<0 а <о2 + И1 2со2 2С ’
где С = mx®2; Ci = mx®2; С2 = mx® 2 а ©2 + ©i = 2ю.
Обозначим через АС величину, на которую должна увели-
читься или уменьшиться центробежная сила С, прежде чем нач-
нется движение грузов. Тогда АС — С2— С = С—Сь а
24 Заказ 848 3^9
С2— С] = 2ДС. Подставляя в уравнение (41) вместо С2— Сг
величину 2ДС, получим
8 = —; ДС = ёС.
С
Обозначим через W силу сопротивления регулирующего меха-
низма, называемую перестановочной силой, через R — силу
сопротивления самого регулятора, приведенную к муфте, тогда
общее сопротивление движению муфты Р = W + R. Увеличение
или уменьшение центробежной силы АС должно быть больше
сопротивления перемещению муфты. Полная центробежная сила
С должна уравновешивать все остальные силы, действующие на
муфту регулятора: вес грузов, вес муфты, силу пружины. Обо-
значим равнодействующую всех этих сил, приведенную к муфте
через Е. Так как передаточное отношение между АС и Р равно
передаточному отношению между С и Е, то
АС _ С
Р ~ Е ’
поэтому
AC Р W R
8 =---=---=--------.
СЕБЕ
В этом уравнении отношение &м = — является степенью
Е
R „
нечувствительности регулирующего механизма, а — = 8Р—
Е
нечувствительностью самого регулятора. Очевидно, что
, w
8 ““ &м 4~ ,
£
е—8Р
Работу, затрачиваемую при перестановке муфты и всего
регулирующего механизма, называют работоспособностью регу-
лятора
A = ES = -^-S,
е—8р
где S— ход муфты (рис. 185, а).
Сила сопротивления регулирующего механизма W зависит
от его конструкции. Так, сопротивление движению рейки топлив-
ного насоса зависит от числа секций насоса и изменяется
с изменением числа оборотов. Ориентировочно величину W мож-
но определить с помощью пружинных весов (динамометра) для
регулятора существующего двигателя, по конструкции и схеме
близкого к проектируемому. Величину хода муфты S выбирают
370
из конструктивных соображений. Величину &м = е — &р можно
принимать равной 0,05. Зная величины W, S и определяют
работоспособность регулятора
8—8р‘
Работоспособность регулятора равна произведению среднего
значения центробежной силы грузов Сср на их перемещение по
направлению этой силы, т. е. А = Ссра19 откуда
По среднему значению центробежной силы определяют сум-
марный вес G обоих грузов, а по весу — размеры грузов
регулятора
Сср = m^pR = —G>cpR} G = кГ.
S $pR
Задавшись степенью неравномерности регулятора б, опреде-
ляют угловые скорости грузов при их крайних положениях»
решая систему уравнений с двумя неизвестными:
4" max = (0х тах (0я = бб)^,
где сон — угловая скорость коленчатого вала при максимальной
мощности двигателя в рад!сек\
о)хшах — угловая скорость коленчатого вала при холостом ходе
в рад!сек.
Центробежная сила, соответствующая верхнему положению
муфты регулятора:
Св = mcox тах(7? 4- 0,5^);
сила, соответствующая нижнему положению:
Сн = —0,5^).
Так как центробежная сила грузов регулятора в любой мо-
мент уравновешивается натяжением пружины F, то можно на-
писать, что сила натяжения пружины Fe = Св кГ и FH = Сн
(с учетом размеров плеч рычагов).
Размеры пружины находят по общепринятым для расчета
пружин формулам исходя из требуемой силы ее натяжения.
24*
РАЗДЕЛ III
ОСНОВЫ
ТЕОРИИ
ТРАКТОРА
Глава 32. ДИНАМИКА
§ 1. ВЕДУЩИЕ МОМЕНТЫ, ПРИЛОЖЕННЫЕ К ДВИЖИТЕЛЯМ ТРАКТОРА
Характеристики тракторного двигателя внутреннего сгорания
рассмотрены в гл. 26. Моменты, передаваемые от двигателя
к ведущим колесам через трансмиссию, называются ведущими.
На рис. 186 показана кинематическая схема передачи трактора
Т-130 от двигателя к ведущим колесам. Отношение числа оборо-
тов коленчатого вала Пэ к числу оборотов ведущего колеса пк
при отсутствии буксования муфты сцепления называется переда-
точным числом трансмиссии i. Передаточное число трансмиссии
определяется как произведение передаточных чисел отдельных
механизмов трактора
L
где iK, iz.n и iK.n — соответственно передаточные числа коробки
передач, главной и конечной передач.
В случае применения на тракторе планетарного механизма
поворота с передаточным числом in.M в формулу для определе-
ния i входит и его передаточное число, тогда i =
Передача крутящего момента к ведущим колесам трактора со-
провождается потерями на трение в подшипниках и в зацепле-
нии шестерен коробки передач, главной и конечной передач. Эти
потери характеризуются к. п. д. трансмиссии который равен
произведению к. п. д. ее отдельных механизмов:
^\м — ЛкЛг.пЛп.лПк.л»
где г]к, г]г.п, Лп.л и — соответственно к. п. д. коробки пере-
дач, главной передачи, планетарного механизма поворота
и конечной передачи. К. п. д. фрикционной муфты поворота
принимается равным единице. К. п. д. отдельных механизмов
трансмиссии определяется в зависимости от числа пар шестерен,
через которые передается момент. При этом к. п. д. одной
цилиндрической пары шестерен принимается равным 0,985—
0,990, конической — 0,975—0,980. Число оборотов ведущего
372
§ 2. ВНЕШНИЕ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ТРАКТОР
На рис. -188, iara"fr изображены силы, действующие^на колес-
ный ии^еениааьи^-трактори. в случае неравномерногоЧкг^виже-
ния на подъем с углом а. При неу стан овившемся ускоренном
Рис. 188. Схема сил, действующих на трактор:
а — гусеничный; б — колесный
движении трактора учитывают следующие внешние силы: вес
трактора G; сила тяги на крюке Ркр; суммарную силу сопротив-
ления движению трактора Р/; сОс.те^^101цую«1мь<1ивипГ'Сопро-
тйвлёния~~-гуеен'И'Чпых движителей,—дар аллельную- иевер-хигости
пути-Хй-; реакцию почвы, параллельную поверхности пути трак-
тора Хк и толкающую его по направлению движения; реакцию
375
почвы У, нормальную к поверхности пути трактора; силы инер-
ции массы трактора Pj. &нвду~ 'моо^^ткпрости- движения..
нетрадшордадых-гусеничных тракторов ~ сопротивлением воздуха
при расчетах пренебрегают.
У колесных тракторов в отличие от гусеничных реакция
почвы, нормальная к поверхности пути, рассматривается как
состоящая из двух составляющих,^ действующих отдельно на
ведущие (Ук) и на направляющие (Уп) колеса. Сила сопротив-
ления качению также складывается из двух составляющих, дей-
ствующих на ведущие (XfK) и направляющие (Xfn) колеса;
реакция почвы Хк, параллельная поверхности пути (толкающая
трактор), действует на ведущие колеса. У колесного трактора
при неравномерном движении касательные силы инерции на-
правляющих колес образуют момент Mjn, а касательные силы
инерции ведущих колес и кинематически с ними связанных де-
талей двигателя и трансмиссии — момент MjK.
Вес трактора. Вес отдельных частей трактора заменяется
равнодействующей, равной эксплуатационному весу трактора G,
приложенной в его центре тяжести и направленной всегда вер-
тикально вниз.
На трактор, неподвижно стоящий на горизонтальной площад-
ке, из внешних сил действует лишь вес G и вызываемая им
нормальная реакция грунта У. Для трактора, находящегося на
подъеме или уклоне, вес G раскладывают на две составляющие,
направленные по отношению к поверхности дороги: параллель-
но — G sin а и нормально — G cos а. Составляющая сила G sin а
оказывает дополнительное сопротивление движению трактора
на подъемах.
На уклонах эта сила направлена по ходу трактора и является
движущей силой, частично возвращающей энергию, затраченную
на подъем. Сила Geos а вместе с другими силами и моментами
определяет величину и точку приложения нормальной реакции У
со стороны грунта..
Сила сопротивления качению. Абсолютная величина суммар-
ной силы Pf сопротивления качению трактора при установив-
шемся движении его на горизонтальном участке соответствует
силе, затрачиваемой на передвижение самого трактора. Сила Pf
при холостом ходе трактора приближенно равна силе, необхо-
димой для его буксирования, и может быть замерена динамомет-
ром при буксировании трактора на горизонтальном участке.
Сила Pf складывается из сил трения в механизмах ходовой ча-
сти и сил сопротивления качению гусениц со стороны грунта,
возникающих в результате его деформации в направлении, нор-
мальном к поверхности пути.
Силы трения, возникающие при движении в механизмах
ходовой части гусеничного трактора, разделяют на две группы:
1) силы трения, в трущихся элементах ведущего участка
гусеницы, возникающие под действием ведущего момента;
376
2) силы трения, возникающие в подшипниках опорных и под-
держивающих катков, при качении последних по беговым дорож-
кам звеньев гусеницы и в трущихся элементах звеньев гусеницы
от ее предварительного натяжения. Сила сопротивления каче-
нию трактора включает силы трения второй группы. Потери от
сил трения первой группы учитываются к. п. д. ведущей части
гусеницы и не учитываются силой Pf.
Сила Pf всегда направлена против движения трактора. Ее
величина зависит от веса трактора и положения его центра
тяжести, конструкции движителя, вида и состояния грунта. При-
нимается, что сила Pf не зависит от скорости движения трак-
тора, которая измеряется в незначительных пределах. Силу со-
противления качению для проектируемого трактора определяют
по формуле
Pf = fG cos а,
где f — коэффициент качения трактора;
G — полный эксплуатационный вес трактора;
а — угол подъема или уклона пути.
Зная силу Pf и полный вес трактора G, определяют коэффи-
циент f для данного грунта и типа трактора:
G
Силу сопротивления качению трактору/ можно также опреде-
лить экспериментально по показаниям динамографов, устанав-
ливаемых на ведущих колесах. В этом случае измеряется кру-
тящий момент, затрачиваемый на передвижение трактора.
Значения коэффициентов качения /, определенные опытным пу-
. тем, приведены в табл. 26. 77
Сила тяги на крюке? С^та-~тяпг* на'”1””’крюке трактора
Лср/cos у затрачивается на буксировку прицепного инвентаря
и в общем случае направлена под углом у. Силу тяги на крюке
перенесем в точку пересечения ее направления с плоскостью,
нормальной к поверхности пути и проходящей через геометри-
ческую ось ведущих колес. Указанная точка называется услов-
ной точкой прицепа. Разложим силу тяги на крюке на состав-
ляющие: Ркр, параллельную поверхности пути, и PKPtgy,
нормальную к поверхности пути.
Силы инерции отдельных частей трактора. Они возникают
при его неравномерном прямолинейном поступательном движе-
нии и могут быть заменены их равнодействующей, приложенной
в центре тяжести трактора и направленной параллельно пути
движения трактора в сторону, противоположную ускорению.
Величина этой равнодействующей
Pj = — mj,
где m и j — масса и ускорение прямолинейного поступательно-
го движения трактора.
377
Таблица 26
Коэффициенты качения f и сцепления ф колесных и гусеничных тракторов
Путь Трактор
Колесный Гусеничный
Стальные колеса Колеса с баллонами f ф
f ф f ф
Асфальт Сухая укатанная дорога на глинис- 0,02 — 0,02 0,7 0,06 —
том грунте 0,05 0,8 0,03 0,8 0,06 1.0
То же на песчаном грунте 0,06 1,0 0,04 0,7 0,06 1,1
То же на черноземе 0,08 0,6 0,05 0,6 0,07 0,9
Влажный скошенный луг 0,14 1,0 0,08 0,7 0,08 1.2
То же некошенный луг — 0,8 —. 0,5 0,07 0,6
Влажная стерня 0,15 0,7 0,10 0,6 0,08 0,9
Слежавшаяся пахота 0,16 0,4 0,12 0,5 0,08 0,6
Свежевспаханное поле 0,20 0,3 0,18 0,4 0,10 0.7
Влажный песок , . 0,20 0,2 0,16 0,4' 0,10 0,5
Сухой песок 0,30 0,2 0,20 0,3 0,15 0,4
Болото . . . 0,40 0,2 0,25 0,1 — 0,3
Укатанная снежная дорога .... 0,05 0,4 0,03 0,3 0,06 0,6
При равномерном движении трактора сила инерции равна
нулю. При замедленном движении, например при торможении,
направление силы инерции совпадает с направлением движения;
при ускоренном движении она направлена в сторону, противо-
положную движению.
Реакция почвы Хк. Вращение ведущего колеса при движении
трактора вызывается ведущим моментом, переданным к нему от
двигателя через трансмиссию. При качении ведущего колеса
или гусеницы кроме нормальной составляющей реакции почвы
появится составляющая реакция почвы Хк, направленная в сто-
рону движения трактора параллельно поверхности пути. Эта
реакция почвы является движущей, толкающей трактор силой,
вызывающей перемещение тракторного агрегата. С достаточной
для практики точностью можно считать, что при равномерном
движении реакция почвы Хк равна окружному усилию на ободе
ведущего колеса Рк, т. е. касательной силе тяги, определенной
с учетом потерь на трение в ведущей части гусеницы. В этом
случае силу Рк для гусеничного трактора определяют по фор-
муле (42). Для кдлесного трактора силу Рк определяют также
по формуле (42), но без к. п. д. гусеницы х]г. Возможное макси-
мальное значение ведущего момента и касательной силы тяги
зависит не только от двигателя и передаточного числа трансмис-
сии, но и от сцепления ведущих органов (колеса или гусеницы)
с грунтом.
378
Реакция почвы Y. Для гусеничного трактора точка прило-
жения нормальной к поверхности пути реакции Y называется
центром давления. Значение реакции почвы у гусеничного
трактора
Y = G cos а + Ркр tg у G cos а. (43)
Координата хд расположения центра давления определится
из уравнения моментов всех внешних сил относительно оси, про-
ходящей через точку О (рис. 188, а):
Ga cos а = PKphKp 4- (G sin а + Pj)h + Yxd + Xny + M, cyM, (44)
где Mj cyM — суммарный момент касательных сил инерции ве-
дущих и направляющих колес, катков, соответ-
ствующих звеньев гусеницы и деталей передачи,
установленных на поперечных валах.
Решая это уравнение относительно Хд, предварительно заме-
нив в нем значения Y из выражения (43), получим
Ga cos а — PKphKp—(6 sin а + Pj)h—Mj Сум~ХпУ
д 6 cos а + Ркр tg у
Реакции почвы Yn и YK у колесного трактора. Числовые зна-
чения этих реакций определяют в зависимости от условий
работы трактора. Реакция почвы на ведущие колеса нор-
мальная к поверхности пути, расположена на расстоянии ак от
оси ведущего колеса. Реакция YK приближенно может быть
определена из выражений
FK = XG; % = -Lz5-cosa + -^-, (45)
где G и L — соответственно вес и продольная база трактора;
% — коэффициент, учитывающий долю веса трактора,
приходящуюся на задние колеса трактора при его
работе.
Точное значение нормальной реакции почвы YK может быть
определено из уравнения моментов относительно оси, проходя-
щей через точку О2-
Реакция почвы Yn, действующая на направляющие колеса
перпендикулярно к поверхности пути, приложена на расстоянии
ап (рис. 188, б) и равна части веса трактора G, приходящейся
на передние колеса во время его движения. Нормальную реак-
цию Yn можно определить из уравнения моментов относительно
оси, проходящей через точку Оь
Сопротивление качению ведущих колес (реакция почвы XfK)
v YKaK _ Мск , MiK
— —-------h-----,
rK rK
где Л1с.к — момент сопротивления качению ведущих колес;
— момент касательных сил инерции ведущих колес.
379
Сила сопротивления качению направляющих колес Х/п.
Она приложена на расстоянии гп. Величина этой силы опреде-
ляется из равенства
гп
где
Л4с.п — момент сопротивления качению направляющих
колес;
Mjn — момент касательных сил инерции направляющих
колес.
§ 3. УРАВНЕНИЯ ТЯГОВОГО БАЛАНСА
Тяговый баланс гусеничного трактора. Зависимость между
развиваемой силой тяги и силами сопротивления, называется
тяговым балансом трактора. При тяговом расчете трактора при-
нимается, что реакция почвы Хк (рис. 188) по абсолютной
величине равна касательной силе тяги Рк.
Уравнение проекций всех внешних сил на ось, параллельную
поверхности пути, называется уравнением тягового баланса.
Уравнение тягового баланса при неустановившейся работе
трактора на подъеме имеет следующий вид:
Р« = PKp + Pf + G sin а + Р}.
При установившейся работе трактора на горизонтальном
участке силы Pj и G sin а равны нулю, поэтому уравнение тяго-
вого баланса
Р к = ?кр + Р f-
Уравнение моментов относительно оси ведущих колес при
неустановившейся работе трактора на подъеме
Мк = (Ркр + G sin а + Pj)rK + Мс + Aly сум + Мг>
т. е. ведущий момент Мк с учетом потерь в ведущей части
гусеницы равен сумме следующих моментов:
1) момента, соответствующего составляющей силы тяги на
крюке, параллельной поверхности пути, и равного Ркргк;
2) момента, соответствующего составляющей веса трактора,
параллельной поверхности пути, и равного Gsina«rK;
3) момента, соответствующего силе инерции при прямолиней-
ном поступательном движении трактора и равного
4) момента Мс, соответствующего сопротивлению качению
движителей и равного Хпгп;
5) момента MjCyM, соответствующего силам инерции вра-
щающихся деталей гусеничного движителя;
380
6) момента Мг, соответствующего сопротивлению всех сил
трения в механизме гусеничного движителя.
Тяговый баланс колесного трактора. Сумма проекций всех
сил (рис. 188, б) на ось, параллельную поверхности пути:
Рк = Ркр + Pj + sin а + XfK + Xfn.
Учитывая, что XfK + Xfn = Pf, получим
Рк = Ркр + P,+G sin а + Р}.
Уравнение моментов при движении трактора
= (Ркр + Pf + G sin a)rк + (Л4С. л + Mjn)— + Мс.к-\- MjK.
г п
Для частного случая равномерного движения по горизон-
тальному участку пути
М М
PK=PKP+—+—=PKP+Pf,
гп гк
Мсп М
тле —— 4----—— сумма сил, равная общему сопротивлению
гп Гк
при установившемся режиме работы Pf = fG.
$ 4. БУКСОВАНИЕ ТРАКТОРА
Я КОЭФФИЦИЕНТ СЦЕПЛЕНИЯ С ГРУНТОМ
Буксование трактора. Движение трактора по грунту сопро-
вождается деформацией почвы. В результате деформации
почвы в плоскости, нормальной к поверхности пути, образуется
колея. Работа, затрачиваемая на образование колеи, а также на
'Смятие грунта при входе почвозацепов в грунт и выходе их из
него, при повороте звена гусеничной цепи относительно пальца
учитывается потерями на передвижение трактора. Одновременно
с деформацией почвы по нормали происходит деформация почвы
в плоскости, параллельной пути трактора, в результате взаимо-
действия почвозацепов с грунтом. При этом почвозацепы, по-
груженные в грунт, под действием ведущего момента деформи-
руют (спрессовывают) пласты почвы до тех пор, пока
возрастающая реакция почвы не уравновесит касательную силу
тяги. Указанные горизонтальные деформации почвы происходят
в направлении, противоположном движению трактора, поэтому
в результате их действия снижается скорость движения тракто-
ра — происходит буксование.
С увеличением касательной силы тяги увеличивается гори-
зонтальная деформация почвы и соответственно буксование
трактора. Скорость движения трактора, которая получилась бы
при качении ведущего колеса (или гусеницы) по поверхности
.грунта без буксования, называется теоретической скоростью
(Ут.к, Vr).
381
Теоретические скорости движения колесного vT.K и гусенично-
го трактора vT могут быть определены из выражений:
= 2^-60 = 0 377 _п^_ v = 0,06/3ez км/ч,
МООО к i i-1000 38 i
(46)
где z — число звеньев гусеничной цепи, укладывающихся на
окружности ведущего колеса; гк и 1зв в м.
Действительная скорость v движения трактора вследствие
буксования несколько меньше теоретической.
Отношение
VT
называется коэффициентом буксования. Работа, затрачиваемая
на деформацию почвы в результате буксования, учитывается
к. п. д. буксования, величина которого определяется отноше-
нием
V
ъ=
откуда v — и]бУт-
Между коэффициентами б и т|б существует зависимость
6 = AZL=1-------(47)
VT VT
Очевидно, что при полном буксовании v = 0; 6 = 1; = 0.
В этом случае вся энергия, подводимая к ведущим колесам,
расходуется на трение и деформацию почвы.
Потери от буксования, при установившейся работе трактора
на горизонтальном участке, зависят от величины горизонталь-
ной составляющей силы тяги на крюке, конструкции ходовой
части и почвозацепов, длины опорной поверхности гусениц
и механических свойств почвы. Механические свойства почвы
в зависимости от ее вида и состояния колеблются в широких
пределах.
Потери от буксования движителей проектируемого трактора
устанавливаются по данным испытаний существующих тракто-
ров аналогичного типа.
Потери от буксования могут быть определены опытным пу-
тем, для чего измеряют теоретическую и действительную
скорости движения трактора на горизонтальном участке. При
этом принимают, что трактор при установившемся холостом
ходе на горизонтальном участке работает без буксования, т. е.
в этом случае его теоретическая скорость равна действительной
и может быть измерена при испытаниях. Определив теоретиче-
скую и действительную скорости движения трактора при раз-
382
личных нагрузках, находят по формуле (47) потери от буксова-
ния, которые изменяются с изменением нагрузки.
Коэффициент сцепления с грунтом. При увеличении каса-
тельной силы тяги увеличиваются потери от буксования трак-
тора. Вначале это увеличение происходит пропорционально
увеличению горизонтальной составляющей силы тяги на крюке,
а с некоторого ее значения (Ркр = 7000 кГ, кривая б на рис. 197)
это увеличение начинает происходить быстрее (до полного бук-
сования). Таким образом, возможности увеличения касательной
силы тяги трактора ограничиваются способностью ведущих
органов сцепляться с грунтом без его срезания. Допустимая по
условиям сцепления ведущих органов с грунтом касательная
сила тяги по аналогии с сухим трением принимается про-
порциональной нормальной нагрузке Q на опорную поверхность:
Рф = <pQ.
Коэффициентом сцепления <р гусениц с почвой называется
отношение наибольшей допустимой по сцеплению с почвой силы
тяги к сцепному весу трактора
где Л — коэффициент, учитывающий изменение нагрузки на
ведущие колеса при данных условиях работы.
Для колесных тракторов с двумя ведущими колесами он
определяется по формуле (45); для колесных тракторов со все-
ми ведущими колесами и для гусеничных X = 1.
Коэффициент сцепления <р обычно определяют эксперимен-
тально. Его значение зависит от механических свойств почвы,
допускаемой потери от буксования и конструкции ходовой части
трактора. При экспериментальном определении значения <р
измеряют касательную силу тяги трактора при наибольшем до-
пустимом буксовании. Для колесных тракторов принимают
наибольшее допустимое буксование б = 0,1, для гусеничных
б — 0,04. Определенные экспериментальным путем значения
коэффициента <р для движителей различных типов на разных
грунтах приведены в табл. 26.
Глава 33. УСТОЙЧИВОСТЬ
Трактор должен работать без опрокидывания на уклонах,
подъемах и при боковых кранах. Предельные углы продольного
и поперечного уклонов, на которых может стоять, не опрокиды-
ваясь, заторможенный трактор, называются углами продольной
и поперечной устойчивости трактора. Они служат параметрами
для оценки продольной и поперечной устойчивости трактора.
383
§ 5. ПРОДОЛЬНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ТРАКТОРА
И ВЛИЯНИЕ НА НЕЕ СИЛЫ ТЯГИ НА КРЮКЕ
На заторможенный колесный трактор (рис. 189, а), движу-
щийся по наклонной поверхности, действует вес G, который мо-
жет быть разложен на две составляющие: G sin а, параллельную
поверхности пути, и G cos а, направленную нормально к нему.
Составляющая G sin а стремится опрокинуть трактор, повернув
его относительно оси, проходящей через точку О. Составляющая
G cos а действует в обратном направлении и стремится при-
жать трактор к поверхности пути. При увеличении угла подъема
Рис. 189. Схема сил, действующих на заторможенные на подъ-
еме тракторы:
а — колесный; б — гусеничный
а опрокидывающая трактор сила G sin а и момент ее относи-
тельно точки О увеличиваются, а прижимающая к поверхности
пути сила G cos а и момент ее относительно той же точки
уменьшаются.
Тракторы, движущиеся по наклонной поверхности (рис. 189,
а и 190, а), не опрокинутся при увеличении угла а до значений,
при которых сохраняются условия:
на подъеме
hG sin а &G cos а;
на уклоне
hG sin —d)G cos а',
откуда
- а ' L—a
атах ~~ > tg Ctmax — ~ •
h L
Предельный угол продольной устойчивости колесного трак-
тора остах, при котором он без прицепа и навесных орудий
384
может стоять, не опрокидываясь, в заторможенном состоянии,
определится из выражения:
на подъеме
tg amax ~ “7“ »
h
на уклоне
. ' L—a
tg ccmax — -
Гусеничный трактор (рис. 189,6 и 190,6) при опрокидыва-
нии на подъеме или уклоне повернется относительно оси, про-
Рис. 190. Схема сил, действующих на заторможенные на уклоне
тракторы:
а — колесный; б — гусеничный
ходящей через точку О. Определяем аналогично колесному
трактору значения предельных углов подъема и уклона, на
которых может стоять, не опрокидываясь, заторможенный гусе-
ничный трактор без прицепа и навесных орудий:
на подъеме
на уклоне
j ' Cfl—Cl
tg Ctmax ~ ‘ •
h
Для существующих тракторов угол атах находится в преде-
лах: для колесных 40—45°, для гусеничных 45—50°.
Влияние силы тяги на крюке на устойчивость колесного
трактора. Как видно из рис. 188, б, устойчивость колесного
трактора в общем случае движения на подъеме определяется
силой Yn, т. е. устойчивость трактора обеспечена, если его пе-
редние колеса прижаты к земле (У„ 0). Увеличение угла
25 Заказ 848 385
подъема а, сил Ркр, Pj и моментов Мс.к, Мк> Ме.п, Mjn ведет
к уменьшению реакции Yn и, следовательно, к возрастанию
опасности опрокидывания трактора. Увеличение силы Ркр ог-
раничено предельным значением номинального крутящего мо-
мента ведущих колес на первой передаче Мк.коде.
Наибольшее, теоретически возможное значение силы тяги на
крюке имеет место при равномерном движении трактора на
первой передаче по идеальной дороге (Р/= 0) при реализации
максимальной мощности двигателя.
Реакцию Yn определяют из уравнения моментов, написанно-
го для этого случая (Рк = Рк.НОм', Мс.к = 0; Мс.п = 0; Pj = 0;
MjK = 0; Mjn = 0) относительно точки О (см. рис. 188, б):
Ga cos а—Ркр maKhKp-hGsrn а
Для рассматриваемого случая движения
Мк.ном = {Ркр max G а)Гк,
откуда
РКр max = Мк-ном--G sin а = PK.HOM—G sin а.
Гк
Подставляя в предыдущее уравнение для Yn последнее зна-
чение Ркр max, получим
Gacos а—(Р,. „Л„—Gsin - /iG sin а
Для обеспечения устойчивости трактора необходимо, чтобы
числитель правой части последнего уравнения был больше или
равен нулю, т. е.
Ga cos a—(PK.HOlM—G sin a) hKp—hG sin a > 0.
После преобразования получим
Рк.ном < —------------- + G sin a = f(a). (48)
“кр
В момент при a = amax, соответствующий началу опрокиды-
вания, величина G(a cos а — h sin a) =0, поэтому общее усло-
вие продольной устойчивости колесного трактора при его дви-
жении на подъеме: Рк.ном G sin amax, т. е. при любом угле
наклона а < amax наибольшая величина касательной силы тяги
должна быть меньше составляющей G sin amax- В случае
Рк.ном G sin а движение трактора невозможно, т. е. трактор
для обеспечения возможности трогания с места должен работать
на подъемах с углом a < amax-
Максимальный угол подъема, при котором еще не нарушает-
ся устойчивость, называют критическим ак.к и его величину
386
определяют графически. Для определения ак.к строят характе-
ристику продольной устойчивости колесного трактора (рис. 191,
а)—кривую f(a) по формуле (48). Отложив по оси ординат
величину Рк.нол, проводят линию, параллельную оси абсцисс, до
пересечения с кривой /(а). Абсцисса точки А их пересечения
равна ак.к. Для случая движения трактора на подъеме по очень
плохой дороге без прицепа при условии Рк = Pf, т. е. при пол-
ном использовании касательной силы тяги на передвижение,
Рис. 191. Характеристика продольной устойчивости
тракторов:
а — колесного; б — гусеничного
реакция Yn определится из уравнения моментов относительно
точки О' (рис. 189, а) с учетом силы Рх.коле:
v °а cos a- G (ft- rj sin a - PKMM rK
откуда при Yn 0 имеем неравенство
Ga cos a—G (h—rK) sin a—Рк.номГк^-®.
Решая это неравенство относительно Рк.ном, получим
р . Р a cos a — (h—rK)sina
* к. HOM
ГК
ИЛИ
n Q (a cos a—h sin a) , n . x/ ч
PK.MM < —--------------L + G sin a = f(a). (49)
rK
Сравнивая правые части формул (48) и (49) и зная, что при
a = amax величина G (a cos а — h sin a) = 0, можно сделать
вывод, что условия устойчивости в обоих случаях определяются
уравнением Рк.ном G sin аШах- Для определения критического
угла подъема акк в этом случае на рис. 191, а наносят кривую
/i(a) из уравнения (49).
25* 387
Абсцисса точки В пересечения линии, параллельной оси
абсцисс, соответствующей ординате Рп.ном, с кривой fi(a) равна
величине угла акк . Из рис. 191, а видно, что ак.к > Это
справедливо в случаях, если точка прицепа расположена ниже
оси ведущих колес.
Влияние силы тяги на крюке на продольную устойчивость гу-
сеничного трактора. Для обеспечения устойчивости при движе-
нии гусеничного трактора на подъеме, т. е. во избежание опро-
кидывания его около задней кромки опорной поверхности
гусениц (точка О” на рис. 188, а), необходимо, чтобы коорди-
ната хд центра давления была больше расстояния сп от указан-
ной кромки опорной поверхности гусениц до плоскости, прове-
денной через геометрическую ось ведущих колес нормально
к поверхности пути, т. е.
хд—ск>$.
Координата xq центра давления [уравнение (44)] при работе
трактора уменьшается с увеличением силы тяги на крюке, угла
подъема а, силы инерции трактора, составляющей лобового
сопротивления Хп и момента MjCyM (касательных сил инерции
деталей трактора, вращающихся на поперечных валах).
Наибольшее влияние на устойчивость трактора оказывает
сила тяги на крюке, которая только и будет учитываться при
определении угла ак.г.
Наибольшее теоретически возможное значение силы тяги на
крюке имеет место при равномерном движении трактора (сила
Pj = 0; MjCyM = 0) по идеальной дороге (сила Хп = 0) на пер-
вой передаче, при номинальной величине касательной силы тяги
Рк.ном = —Хк. Напишем для этих условий уравнение моментов
сил относительно точки Ох// (рис. 188, а) и, решив его относи-
тельно величины (xq — ск), получим
G(a-CK)C0Sa—G(h~flKp)Sina-PK.H<>MhKp А
Из последнего неравенства, решая его относительно Рк.ном,
находим
G[(a—ск) cos а—(Л—ftKp)sin а]
Рк.ном <---------------------------= f (а) • (50)
Пкр
Критический угол подъема ак.г, на котором при движении
трактора с прицепом не произойдет опрокидывания, определяют
графически. Для этого так же, как и для колесных тракторов,
строят, используя правую часть формулы (50), характеристику
продольной устойчивости гусеничного трактора (рис. 191,6), на
которой, отложив ординату Рк.НОм, определяют критический
угол ак.г. При анализе продольной устойчивости колесного
388
и гусеничного тракторов с навесными орудиями учитывают
внешние силы, действующие на весь агрегат в целом. При этом
устойчивость рассматривается отдельно для рабочего и отдель-
но для транспортного положений навесного оборудования. Эти
вопросы подробно изложены в специальной литературе по тео-
рии трактора.
§ 6. ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ТРАКТОРА
В данном курсе рассматривается только статическая попе-
речная устойчивость тракторов. Динамическая поперечная
устойчивость трактора изложена в специальной литературе по
теории трактора. Предельный
угол |3тах поперечного уклона
(рис. 192), на котором может
стоять, не опрокидываясь, за-
торможенный колесный или
гусеничный трактор, опреде-
лится из условия
Рис. 192. Схема сил, действующих на
трактор, заторможенный на попереч-
ном уклоне
G sin р • h <G cos рВ—-
откуда
tg Ртах
в + ь
~ 2/i
Трактор при опрокидыва-
нии на поперечном уклоне по-
вернется относительно оси,
проходящей через точку 0.
Кроме того, поперечная устойчивость гусеничных и колесных
тракторов характеризуется сопротивлением сползания при бо-
ковом скольжении опорной поверхности по почве с поперечным
уклоном. Уравнение проекций всех сил на ось, параллельную
поверхности дороги (рис. 192):
G sin р = + Z2 = (p2G cos p,
где ф2 — коэффициент, характеризующий боковое сцепление
ходовых частей трактора с почвой. Этот коэффициент зависит
от сил трения, механических свойств почвы и площади упорной
поверхности деталей ходовой части трактора, которые погру-
жены в почву. Условие невозможности сползания трактора
G sin р < cp2G cos р или tg р ср2,
т. е. тангенс угла поперечного уклона должен быть меньше ко-
эффициента ф2.
389
Глава 34. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ
$ 7. БАЛАНСЫ МОЩНОСТЕЙ И К. П. Д. ТРАКТОРА
Производимая трактором полезная работа на крюке в кило-
граммометрах за 1 ч определится как произведение силы тяги
на крюке Ркр в кГ на действительную скорость у в км;ч. По-
лезная мощность трактора на крюке (работа за 1 сек в л. с.)
PKpv-1000 РKpV
Nkd =-----------= —— л. с.
р 3600-75 270
При установившемся (равномерном) прямолинейном движе-
нии трактора без отбора мощности на горизонтальном участке
пути суммарные потери мощности складываются из потерь:
1) на трение в механизмах передачи от двигателя к ведущим
колесам и на ведущих участках гусеницы Nmp,
2) на буксование ведущих колес или гусениц N$ ;
3) на передвижение самого трактора Nf. ‘
Уравнение баланса мощностей в этом случае
Ne = NKp 4- Nmp + jVs + Nf,
откуда мощность на крюке трактора
NKp = Ме Nmp N& Nf.
Мощность Nmp, потерянную на трение в механизмах переда-
чи от двигателя к ведущим колесам и на ведущих участках
гусениц, определяют в зависимости от общего к. п. д. трансмис-
сии t)jh и к. п. д. ведущего участка гусеницы т)г:
Mmp = Ne(l— пл) л. с.
Для колесного трактора т]3 = 1.
Мощность Afs, потерянная на буксование ведущих колес
или гусениц:
Nz = бУлл;
мощность Nf, потерянная на передвижение самого трактора:
yf =
PfV
270~
fGv
270
Л. с.
Теоретическую скорость
рость v движения трактора
Сила тяги на крюке
Uf ИЛИ ^т.к
определяют
и действительную ско-
по формулам (46).
р
1 кр
270NKp
-----— кГ
V
Отношение полезной мощности на крюке трактора или мощ-
ности, затрачиваемой навесным орудием, к соответствующей
390
эффективной мощности двигателя называют тяговым к. п. д.
трактора. Тяговый к. п. д. трактора
МКр
Ркр Ркр Рк — Pf 1 Pf
где rjf — —— =------— = —------!— = 1--— к. п. д., учитыва-
Р К Ркр + Pf Р К Р к
ющий потери на передвижение самого трактора.
При отборе мощности трактора для приведения в действие
механизма прицепных или навесных орудий полный к. п. д.
трактора определяют как отношение мощности, использованной
на полезную работу, к соответствующей эффективной мощности
двигателя:
Мкр + ^oNo
где г)0 — к. п. д. привода шкива или вала отбора мощности;
No — мощность двигателя, расходуемая на привод шкива
или вала отбора мощности.
Приведенное выше выражение полного к. п. д. трактора мож-
но представить в следующем виде:
= Мкр X]0N0 = Мкр Ме—М0 _No_
Л Ne Ne Ne—N0 ’ Ne ’° Ne ’
Мкр c No
где----------к. п. д. т]г трактора. Если отношение —, харак-
N е No N е
теризующее мощность, передаваемую приводу вала отбора мощ-
ности, обозначить через х, то выражение полного к. п. д. трактора
т] = Пг(1 —Х) + ПоХ-
Увеличение коэффициента х вызывает повышение полного
к. п. д. трактора, так как к. п. д. г]0 значительно больше тяго-
вого К. П. Д. Т]т.
§ 8. ВЫБОР ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ
В выражении (42) для определения значения касательной
силы тяги Рк произведение является величиной при-
мерно постоянной. Приняв эту величину за постоянный коэф-
фициент и обозначив его буквой С, получим следующую зависи-
мость между значениями силы тяги Рк и момента двигателя Мд:
Рк = амд. (51)
Построим
в которой по
так называемую лучевую диаграмму (рис. 193),
оси абсцисс отложим величины касательной силы
391
тяги PKi а по оси ординат — соответствующие им значения кру-
тящего момента Мд двигателя. Указанная диаграмма будет
прямой линией, проходящей через начало координат, так как
уравнение Рк = С1Мд представляет собой уравнение прямой ли-
нии вида
найти еще одну какую-либо лежащую
Мд
Мн
Ритах
о.
Рис. 193. Лучевая диаграмма
точке
О
где х = Рк, у = Мд, a k — Ci,
Прямая линия определяется двумя лежащими на ней точ-
ками, поэтому для построения лучевой диаграммы достаточно
на ней точку, кроме точки
начала координат. Такой
точкой будет точка А
(рис. 193) с ординатой,
равной в принятом мас-
штабе расчетному момен-
ту двигателя Мд = и
абсциссой, равной наи-
большей касательной си-
ле ТЯГИ /\тах. Момент
двигателя Л1а и касатель-
ная сила тяги Рк в
О равны нулю.
Таким образом,
мая линия ОА дает
симость между изменением крутящего момента двигателя
сательной силы тяги Рк при постоянном данном передаточном
числе Z.
Сила тяги на крюке РКр = Рк — Pf, поэтому точку рас-
положенную по оси абсцисс на расстоянии Pf от точки О, можно
считать началом координат для отсчета сил тяги на крюке Ркр.
Ордината точки на прямой ОД, соответствующая абсциссе Pf,
равна в принятом масштабе моменту, развиваемому двигателем
при холостом ходе трактора Мо.х.х-
Удельный расход топлива в граммах на 1 л, с. ч работы
трактора на крюке
ПрЯ-
зави-
и ка-
GT-1000
1Укр
где GT — часовой расход топлива двигателя в кг/ч.
Для выявления экономичности работы трактора при различ-
ных силах тяги на крюке построим на том же графике (рис. 193)
диаграмму изменения удельного расхода топлива gKP. Мини-
мальный удельный расход топлива будет при расчетном крутя-
щем моменте двигателя Мн и, следовательно, при силе Ркр тах.
Поэтому наиболее экономичная и производительная работа
трактора также будет при максимальных значениях силы тяги
на крюке при нагрузке двигателя моментом, близким к расчет-
392
ному (Л4э = Мн). Практически двигатель всегда загружается
моментом, меньшим расчетного момента Мн.
Отношение крутящего момента двигателя Мэ при данной
нагрузке к расчетному моменту двигателя Мн называется коэф-
фициентом нагрузки двигателя
Рис. 194. Лучевая диаграмма при рядах
передаточных чисел:
а — геометрическом; б — арифметическом
видно, что в
Крутящий момент двигателя, коэффициент нагрузки и произ-
водительность трактора уменьшаются при уменьшении силы
тяги на крюке, а удельный
расход топлива увеличива-
ется. Очевидно, что работа
трактора с уменьшенной
силой тяги на крюке при
данном передаточном чис-
ле i нецелесообразна, так
как при этом повышается
удельный расход топлива и
снижается производитель-
ность трактора. Для того
чтобы трактор мог эконо-
мично работать с разными
орудиями, для которых тре-
буются различные силы тя-
ги на крюке, в трансмиссию
вводят коробку передач, по-
зволяющую изменять пере-
даточное число i передач от
коленчатого вала к ведущим
колесам трактора.
Из уравнения Рк = CiMd
передаточного числа i при неизменном значении расчетного
момента двигателя Мн уменьшится соответствующее ему зна-
чение касательной силы тяги Рк. Новому уменьшенному значе-
нию передаточного числа i соответствует лучевая диаграмма
ОД1 с большим углом наклона к оси абсцисс. Соответственно
сдвинется влево и кривая удельных расходов топлива g*p. Трак-
тор, у которого уменьшено передаточное число трансмиссии,
работает более экономично при меньших значениях силы тяги.
При наличии на тракторе коробки передач, позволяющей
получить несколько разных, правильно подобранных передаточ-
ных чисел i, возможна экономичная и производительная работа
в более широком диапазоне тяговых усилий.
Геометрическая прогрессия передаточных чисел трансмиссии.
Передаточные числа трансмиссии при геометрической прогрессии
подбирают так, чтобы наименьшие коэффициенты xmin нагрузки
были одинаковы при работе трактора на всех рабочих переда-
393
чах. Лучевая диаграмма трехступенчатой трансмиссии, удовлет-
воряющей указанному требованию, приведена на рис. 194, а.
Обозначим передаточные числа трансмиссии на I, II и III пере-
даче соответственно через 1ц и гщ. Из диаграммы видно, что
работа должна производиться на I передаче при изменении
силы тяги на крюке трактора от Ркр max до Ркр, на II — от Ркр
до Ркр, на III — от Ркр до РКр min- Так как наименьшие коэф-
фициенты нагрузки
х = min
Мн
всех передач равны, то точки Д, В, D лежат на прямой, парал-
лельной оси абсцисс. На этом основании получим
1/ Pf 4" Ркр max Pf + Ркр Pf + Ркр .
_ Pf 4" Ркр Pf + Ркр _Pf + Ркр min
- с.п - о.1и •
Решая эти уравнения относительно Pf + Ркр и Pf 4- Ркр,
получим
Pf + РКР = -^~(Pf + Ркр max) = -^~(Pf + Ркр min)! (52)
Pf + Р"кр = -^(Pf + Ркр max) = ~^(Pf + PKp min). (53)
li Чп
Разделив почленно уравнение (53) на уравнение (52), полу-
чим г’ш: in = г’п • h, т. е. передаточные числа трансмиссии, удов-
летворяющей указанным требованиям, образуют геометриче-
скую прогрессию. Обозначим знаменатель геометрической про-
грессии через q, тогда получим in = ад, iin = inq = hq2. Под-
ставляя эти выражения в уравнение (52), можно написать:
+ Pкртах)=(] 2(Pf + Pкр min),
откуда
3/-Pf + РкР min = 3/~РК min
_ г Pf + Ркр max Г Рк max
Наименьший коэффициент нагрузки двигателя
Мд min Pf 4" Ркр min
• Pf + Ркр max Ч Pf 4“ Ркр min
С/щ Q’j Чп Pf 4- PKp max
Следовательно, xmm = q, т. e. наименьший коэффициент на-
грузки двигателя при его работе на тракторе с трехступенчатой
трансмиссией, передаточные числа которой образуют геометри-
394
ческую прогрессию, равен знаменателю этой прогрессии. Полу-
ченные выводы для трехступенчатой трансмиссии можно рас-
пространить на трансмиссию с большим количеством ступеней.
При числе ступеней трансмиссии е знаменатель геометрической
прогрессии передаточных чисел трансмиссии
4 = ]/%^- (54>
г ‘к max
Показатель геометрической прогрессии всегда меньше еди-
ницы. Д^дсчетные скорости движения трактора на различных
передачах также представляют собой геометрическую прогрес-
сию. Расчетные скорости движения трактора на первой Uj и вто-
рой передачах, выраженные через радиус ведущего колеса
и угловую скорость со коленчатого вала:
Разделив почленно эти уравнения, получим Ui: Уц = /ц • h. =
= q. Увеличение числа ступеней трансмиссии, как видно из
формулы (54), приводит к увеличению знаменателя геометриче-
ской прогрессии передаточных чисел, т. е. к повышению мини-
мального коэффициента нагрузки двигателя. Можно считать,
что бесступенчатая трансмиссия имеет бесконечно большее
число ступеней, поэтому она обеспечит наивысший коэффициент
нагрузки двигателя, равный единице. В бесступенчатой транс-
миссии передаточные числа могут устанавливаться автоматиче-
ски в соответствии с нагрузкой трактора, поэтому двигатель
всегда работает при расчетном режиме с наименьшим расходом
топлива на единицу проделанной работы, при этом производи-
тельность трактора также увеличивается.
Арифметическая прогрессия передаточных чисел трансмис-
сии. При арифметической прогрессии передаточные числа транс-
миссии подобраны так, чтобы интервалы сил тяги Рк для всех
передач были одинаковыми. На рис. 194, б показана лучевая
диаграмма трехступенчатой трансмиссии, отвечающей указан-
ному требованию.
По уравнению (51)
Pf + Pкр max — CixMH; Pf + Pfcp = CiuMH\
Pf 4“ Pкр ~ CimMH.
Вычитая почленно из первого уравнения второе, а из вто-
рого третье, получим
^xp max—Ркр = С(1{ Ркр PKp = C(ju Чц)Л4н- (55)
395
По условию для данного ряда интервалы сил тяги Ркр на
всех передачах одинаковы, т. е.
Ркр max Ркр = Ркр Ркр = Ркр Р кр min “ COnS^ •
Следовательно, if — in = in — ini = ••• = — ie = const,,
т. e. передаточные числа трансмиссии образуют арифметиче-
скую прогрессию. Обозначим разность арифметической прогрес-
сии через d, т. е. ii— in = d. Для определения значения d со-
ставим следующее уравнение:
D Ркр max Ркр min
кр max кр — >
где е — число ступеней трансмиссии.
Выражая разность Ркр max — Ркр через расчетный момент
двигателя Мн из уравнения (55), получим
. ,, Ркр max Ркр min
C(zt—1П)МН = —,
е
откуда
, . . Ркр max—Ркр min
Когда передаточные числа трансмиссии образуют арифме-
тическую прогрессию, как видно из рис. 194, б, минимальный
коэффициент нагрузки двигателя уменьшается при работе трак-
тора на высших передачах. Для режима работы двигателя при
теоретические скорости движения трактора на I (oj), II (t»n)
передачах можно определить по формулам
COu (дн
^ = гк-/--, un = rKT*-.
I и
Решая эти уравнения относительно ii и in, получим
. СОм . (дц
h = rK~'> = •
I UII
Вычитая из первого уравнения второе, имеем
Следовательно, при арифметической прогрессии передаточ-
ных чисел трансмиссии скорости трактора образуют так назы-
ваемый гармонический ряд. При этом
1 1= J 1
ип ип
1 1 *1^11 4-
--------------= —-—= const;
Ve-1 ‘ Ve гк(дн
396
§ 9. ДАННЫЕ ДЛЯ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА
М ПОРЯДОК ТЯГОВОГО РАСЧЕТА
^При тяговом расчете трактора определяют основные пара-
метры, характергизующие трактор и обеспечивающие использо-
вание его заданных или выбранных тяговых свойств. Тяговые
свойства трактора в основном определяются его весом, мощно-
стью и числом оборотов двигателя, передаточными числами
трансмиссии, диаметром ведущих колес и сцеплением движи-
телей с почвой. При тяговом расчете также определяют к. п. д.
отдельных механизмов и всего трактора в целом.
Скорости движения проектируемого трактора. Высшая ра-
бочая скорость Утах Движения трактора при выполнении основ-
ных сельскохозяйственных работ с машинами и орудиями
существующих конструкций может быть принята, согласно тре-
бованиям агротехники, равной 7—9 км)ч. Обработка пропаш-
ных культур производится при скорости трактора до 4,5 км/ч.
Кроме рабочих скоростей, тракторы имеют более высокую
транспортную и более низкую резервную скорости. Транспорт-
ные скорости для колесных тракторов до 25 км!ч, для гусенич-
ных тракторов с полужесткой подвеской а с эла-
стичной подвеской свыше 15 км!ч. Резервная’скорость выбирается
в процессе тягового расчета из условий получения наиболь-
шего значения силы тяги на крюке.
Передаточное число трансмиссии fi, соответствующее I ра-
бочей передаче yj движения трактора, для колесного трактора
^=0,377^-^, (56)
для гусеничного трактора
у1==0,06/^-^, (57)
где пн — число оборотов в минуту коленчатого вала при мак-
симальной мощности двигателя.
Радиус гк начальной окружности ведущих колес гусеничных
тракторов определяют в зависимости от длины 1зв звеньев гусе-
ничной цепи и от числа звеньев г, соответствующих полной
окружности, из выражения
г _ 2^зв
' К п '
2л
Радиус начальной окружности ведущих колес с баллонами
•определяют с учетом деформации протектора, соответствующей
работе трактора на I передаче при расчетном режиме.
Показатель q геометрической прогрессии передаточных чисел
находят по формуле (54). Максимальное и минимальное значе-
ния касательных сил тяги на рабочих скоростях являются задан-
397
ными исходными данными или их устанавливают в результате
анализа данных о сопротивлении тяги прицепных и навесных
сельскохозяйственных машин и орудий, предназначенных для
работы с проектируемым трактором.
Передаточные числа трансмиссии, соответствующие другим
рабочим передачам:
ie-l = — ; ie-2 = и Т. Д. ИЛИ I, = —; 1ц = ~7=Г И т- Д-
? <72 я я
После определения передаточных чисел трансмиссии, рас-
пределения их по отдельным механизмам и уточнения в резуль-
тате подбора чисел зубьев определяют величины Рп и РКр на
всех передачах. Определение передаточных чисел трансмиссии
и окончательное установление скоростей движения трактора
производят параллельно с тяговым расчетом.
Вес проектируемого трактора. Вес трактора намечают, учи-
тывая вес выполненных тракторов аналогичного типа и мощно-
сти. Намеченный вес проверяют из условий обеспечения требуе-
мой силы тяги по сцеплению с почвой в различных условиях
эксплуатации. Касательная сила тяги по сцеплению с грунтом
при установившейся работе тракторного агрегата на горизон-
тальном участке определяется из выражения
Рк* = .
где Z — коэффициент изменения нагрузки на движители трак-
тора (для гусеничного трактора X = 1; для колесного трактора
при предварительном определении веса колесного трактора
с задними ведущими колесами X = 0,75-4-0,85). Окончательную
величину X определяют по формуле (45). Подставляя в выраже-
ние Рк = Ркр + Pf силу РК(р = <pZG и вместо силы Pf ее значе-
ние fG и решая полученное уравнение относительно G, опреде-
лим вес трактора
q ?кр max
f
Вес трактора, определенный для наименее благоприятных
условий эксплуатации, в других условиях окажется слишком
высоким, что приведет к увеличению потерь на передвижение
самого трактора. Изменение эксплуатационного веса колесных
тракторов в зависимости от условий их работы достигается
установкой специальных съемных грузов и заливкой воды
в баллоны ходовой части. Определив вес трактора, дополнитель-
но проверяют удельную мощность трактора. Удельная мощность
тракторов находится в пределах 13—22 л. с./т. Удельный
Q
вес колесных тракторов находится в пределах до 45—60 кг/л. с.„
а гусеничных тракторов — до 65—100 кг/л. с.
398
Расчетная мощность двигателя. Расчетная мощность двига-
теля
Р«тах°т1 , (58)
270тиЪ
ГДе Рк max — касательная сила тяги на I передаче при мощности
двигателя, равной расчетной NH;
итх — теоретическая скорость движения трактора на
I передаче в км)ч.
Ведущее моменты. Расчетный момент двигателя Мн и веду-
щие моменты, приложенные к движителям при расчетной мощ-
ности двигателя NH на различных передачах, определяются из
выражений
,, .ЛуГ u 716,27VW „
Мк = ПЛЖ; Мн =------------кГ-м.
Пн
. —
Расчетные касательная сила тяги Рк и сила тяги на крюке
Ркр при установившемся движении трактора на горизонталь-
ном участке пути
; PKp = PK—Pf = PK—fG.
Гк
Теоретическое определение
коэффициента буксования дви-
жителей 6 неточно, поэтому
для его определения обычно
используют кривые изменения
значения 6 в зависимости от
удельной силы тяги на крюке
D =
кр G
полученные экспериментально
для аналогичных типов трак-
торов. На рис. 195 изображе-
ны кривые зависимости коэф’
фициента 6 от удельной силы
тяги DKP для различных трак-
торов.
Порядок тягового расчета.
Исходными данными для тяго-
вого расчета являются: силы
тяги на крюке на I и на выс-
шей рабочей передаете Ркр max и
тора на I (^i) и на высшей рабо
Рис. 195. Зависимость коэффициента
буксования тракторов от удельной
силы тяги DKP'.
а — при работе на рыхлой почве; б —
при работе на плотной почве; 1 — «Бела-
русь»; 2 — ДТ-14; 3 — ДТ-75; 4 — Т-100М;
5 - Т-130
Ркр min скорости движения трак-
1ей передаче ve\ число передач е\
транспортная ътранс и vpe3 скорости движения трактора; вес
трактора О. В начале тягового расчета на основе данных по
тракторам аналогичного типа задаются коэффициентом сопро-
399*
тивления качению f, радиусом начальной окружности ведущего
колеса гк и числом оборотов двигателя пн, после чего определя-
ют силы
~ > Р к max ~ РКр max “Ь Pf, ^/cmin ~ Ркр min + Pf
и по формуле (58) расчетную мощность двигателя NH.
Используя характеристики выполненных подобных двигате-
лей и формулы (13) и (14), строят внешнюю характеристику
двигателя с регуляторной ветвью. Приняв в зависимости от типа
трактора и величины силы Ркр тах коэффициент буксования 6
(зная, что =1 —б), находят из выражений (56) и (57) пе-
редаточное число трансмиссии на I рабочей передаче ij. Задают-
ся числом е рабочих передач коробки передач и намечают схему
трансмиссии. В зависимости от схемы трансмиссии и числа пар
шестерен, участвующих одновременно в передаче крутящего
момента от двигателя к ведущему колесу трактора, находят
к. п. д. трансмиссии и ведущей части гусеницы. Зная число ра-
бочих передач, силы Рктах и Рк min, по формуле (54) находят
показатель q геометрического ряда, а по формулам
hi = ‘ni = h<72> •••> h =
находят расчетные передаточные числа трансмиссии на всех
рабочих передачах, которые распределяют между ее отдель-
ными узлами.
Подбирают числа зубьев шестерен трансмиссии так, чтобы
действительные передаточные числа трансмиссии были наиболее
близки к расчетным. Возможны, кроме рассмотренного, и дру-
гие варианты определения передаточных чисел трансмиссии на
отдельных рабочих передачах.
Наиболее прогрессивной является бесступенчатая трансмис-
сия, в которой передаточные числа «устанавливаются» автома-
тически в соответствии с силами сопротивления тракторного
агрегата. При этом двигатель всегда работает при расчетном
режиме (NH при пн и и = 1), обеспечивая наиболее высокую
производительность тракторного агрегата с наименьшим рас-
ходом топлива на единицу производимой работы. Для оценки
сделанного выбора числа передач и передаточных чисел
трансмиссии трактора на передачах (по геометрической про-
грессии) целесообразно построить его внешнюю потенциальную
характеристику, которая отображает тяговые качества трактора
в случае установки на него бесступенчатой трансмиссии. Из этой
характеристики наглядно виден тот диапазон значений сил тяги
на крюке, при котором получается максимальный тяговый
к. п. д. трактора. Для ее построения определяют мощность Nez,
передаваемую от двигателя к ведущей части гусеницы;
N ег
400
Задаваясь через определенные интервалы различными зна-
чениями касательной силы тяги — от несколько меньших Рк min
До Рктах И дальше до полного буксования трактора, определя-
ют соответствующие им:
а) теоретические скорости vT и силы тяги на крюке Ркр по
формулам:
Vt------------ > ^кр - —О»
* к
б) действительные скорости движения трактора а =
= vT(l —б), где б находят в зависимости от Ркр (удельной си-
лы тяги DKp = —— ) по кривым потерь от буксования анало-
гичных типов тракторов, полученным опытным путем (напри-
мер, на рис. 195);
в) мощность на крюке трактора NKP и тяговый к. п. д.
трактора г)т по формулам:
NKP
Р kpv
270
Хкр
Кн
Результаты расчетов сводят в табл. 27.
Таблица 27
Внешняя потенциальная характеристика гусеничного трактора с двигателем
мощностью 140 л. с.
Р в кГ кр Р в кГ к N f в л. с. v в км/ч т 8 в % V в км/ч N в л. с АСр
1000 2 040 62,592 16,250 0,2692 16,2060 60,02 0,429
2 000 3 040 42,003 10,905 0,5231 10,8477 80,35 0,574
3 000 4 040 31,606 8,205 0,69615 8,1485 90,54 0,647
4 000 5 040 25,335 6,577 0,9731 6,5135 96,45 0,689
5 000 6 040 21,140 5,488 1,3077 5,4167 100,30 0,716
6 000 7 040 18,137 4,709 1,4923 4,6386 103,10 0,736
7 000 8 040 15,881 4,123 1,7077 4,0528 105,10 0,750
8 000 9 040 14,124 3,667 2,1384 3,5887 106,30 0,759
9 000 10 040 12,717 3,302 3,3193 3,19225 106,40 0,760
10 000 11040 11,565 3,003 6,1850 2,8170 104,30 0,745
11 000 12 040 10,605 2,753 19,2712 2,2228 90,50 0,646
12 000 13 040 9,792 2,542 100,0000 0 0 0
По данным таблицы строят внешнюю потенциальную харак-
теристику (рис. 196). Кривые vT = f(PBP); v = f(PKP)\ б =
— f {Ркр);
[NH-{Nmp + Nf)] = f(PKp); NKp = f(PKp).
Абсциссами точек этих кривых являются значения Ркр,
а ординатами — соответствующие им значения vT, v, б,
[NK-(^mp + Nf)l = f(f>Kp) и NKp.
26 Заказ 848
401
В табл. 27 даны результаты расчетов внешней потенциальной
характеристики гусеничного трактора Т-130 мощностью Ne =
= 140 л. с. при 1070 об/мин. Вес заправленного трактора
G = 13 000 кГ, f = 0,08, = 0,877. По данным этой таблицы
построена внешняя потенциальная характеристика, приведен-
ная на рис. 196. На внешней потенциальной характеристике
находят точки NKP max для каждой из рабочих передач, наме-
чают на ней точки NKp max Для транспортной и резервной скоро-
Рис. 196. Расчетная тяговая характеристика гусеничного трактора
стей и определяют для них передаточные числа и числа
зубьев.
Тяговые расчеты трактора на передачах производят в диа-
пазоне чисел оборотов от Пднп До пн и от пн до Интервалы
между отдельными режимами при расчете принимаются:
50—100 об/мин при расчете по внешней скоростной характери-
стике и 10 об/мин — по регуляторной (табл. 28).
Для каждого из расчетных режимов определяют следующие
величины:
1. Эффективную мощность двигателя Ne и соответствующее
ей число оборотов п. Значения Ne и п для разных режимов
работы определяют по внешней скоростной и регуляторной ха-
рактеристикам двигателя. Эти данные остаются одними и теми
же для всех передач.
402
Таблица 28
Теоретическая тяговая характеристика гусеничного трактора с двигателем
мощностью 140 л. с. на III передаче
пд в об 1 мин е в л. с. в кГм V т в км,ч р к в кГ р кр в кГ V в км/ч N кр в л. с. л т 8
600 78,5 94,0 2,46 7550 6520 2,42 58,4 0,0160
700 99,7 99,0 2,87 8220 7180 2,82 75,0 0,753 0,0170
800 117,0 103,0 3,28 8450 7400 3,22 88,3 0,755 0,0180
850 124,0 104,5 3,48 8420 7390 3,42 93,6 0,755 0,0180
900 129,5 103,0 3,69 8310 7270 3,62 97,6 0,753 0,0176
1000 138,2 99,7 4,10 7980 6940 4,03 103,6 0,749 0,0169
1070 140,0 93,7 4,39 7560 6510 4,31 104,2 0,744 0,0160
1080 116,0 77,0 4,43 6200 5160 4,37 83,5 0,720 0,0133
1090 90,5 60,5 4,47 4790 3750 4,43 61,6 0,681 0,0087
1100 66,0 43,5 4,51 3460 2420 4,48 40,3 0,610 0,0059
1110 40,5 26,5 4,55 2110 1070 4,54 17,9 0,421 0,0029
1120 14,0 9,0 4,59 720 — — — — —
2. Теоретическую скорость движения трактора по форму-
ле (46):
1зегп- 60 ,
VT = —2--------- КМ/Ч.
1000Z
3. Касательную силу тяги
Р =
К_ . ________
4. Тяговое усилие на крюке трактора Ркр = Рк — Pf-
5. Коэффициент буксования б, соответствующий данному
режиму, из расчета внешней потенциальной характеристики для
значения Ркр.
6. Действительную скорость движения трактора
— _р = (1—6)иг км!ч.
--------------
7. Мощность на крюке трактора
р 270
л. с.
Тяговый к. п. д. трактора
Результаты подсчетов сводят в таблицы, отдельные для
каждой передачи (табл. 28). По данным расчетов строят до-
полнительно на том же графике внешней потенциальной харак-
теристики для каждой из передач кривые (рис. 196).
^Р = ЖР), v = f(PKp).
26:
403
Абсциссами точек этих кривых являются значения Рпр,
а ординатами — соответствующие значения Nnp и и (рис. 196).
Результаты тягового расчета для III передачи гусеничного трак-
тора мощностью Ne = 140 л. с. при 1070 об/мин\ ini = 3861%
= 0,203 z = 13; G = 13 000 кг; f = 0,08; = W при-’
ведены в~таол. 28. По'данным этой таблицы построена тяговая
характеристика трактора на III передаче, приведенная на
рис. 196.
Из тяговой характеристики трактора (рис. 196) видно, что
при принятых в расчете значениях коэффициентов 6 и f макси-
мальные крюковая мощность (NKP — 106,1 л. с.) и тяговый
к. п. д. трактора (т]т = 0,76) получаются на II передаче при
скорости движения v = 3,7 км/ч и 6 = 2%. Потери мощности
в трансмиссии трактора и ведущей части гусеницы NT,Z приняты
постоянными для всех передач. Потери на самопередвижение
трактора Nf увеличиваются с повышением скоростей его дви-
жения, а потери от буксования, наоборот, увеличиваются по
мере снижения скоростей и увеличения тяговых усилий. Суще-
ственное влияние на тяговые показатели трактора на более
высоких скоростях оказывают потери Nf, а на более низких —
потери N& . Максимальное тяговое усилие Ркр = 1OJ55O кГ по-
лучается на I передаче при v = 2,1 км/ч и 6 = 11*8J%^ '
Большое число передач и правильно подобранные передаточ-
ные числа трансмиссии обеспечивают работу трактора с высо-
ким коэффициентом загрузки двигателя в широком диапазоне
тяговых усилий (Ркр = 3170 н- 9430 кГ) и скоростей (v =
= 3,0-е- 10,4 км/ч). Благодаря этому достигается высокопроиз-
водительная и экономичная работа трактора с различными
прицепными и навесными агрегатами. Из приведенной тяговой
характеристики видно, что на гусеничный трактор данного веса
при работе на принятом в расчете почвенном фоне возможна
установка более мощного двигателя. При этом повысятся крю-
ковые мощности и тяговый к. п. д. трактора, а коэффициент
буксования также повысится, но останется в допустимых
пределах.
§ 10. ТЯГОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТРАКТОРА
Для выявления тяговых свойств и эксплуатационных пока-
зателей трактора производят его тяговые испытания на горизон-
тальном участке. Испытания производят при различных значе-
ниях сил тяги на крюке на каждой из передач. Результаты
испытаний для данного почвенного фона изображают в виде
кривых на одном и том же графике, называемом тяговой
характеристикой трактора. Тяговая характеристика представ-
ляет собой диаграмму, по оси абсцисс которой отложены силы
тяги на крюке Ркр, а по оси ординат — соответствующие зна-
чения на каждой из передач мощности на крюке трактора NKP,
404
потерь на буксование 6, действительной скорости движения v,
часового GT и удельного расходов топлива gKP.
Величину gKP определяют из выражения
G--1000 ,
ё*Р = —^----- г/Л- С‘ Ч'
Тяговые характеристики снимают и изучают отдельно для
каждого
фона. На рис. 197 показана тяговая характеристика
трактора Т-130, снятая на стерне ячменя, а на рис. 198 — тяг-
говая характеристика того же трактора, снятая на глинистой
дорожке. В обоих случаях двигатель имел следующие основные
показатели: мощность NH = 139 л. с. при 1070 об)мин, Мн = _
= 93 кГм, Л4тах = ЮЗ кГм. На рис. 198 штриховой огибающей'
показана характеристика (так называемая внешняя потенци-
альная характеристика), которая могла бы быть получена при
405
установке на тракторе бесступенчатой трансмиссии с тем же
тилг, что и ступенчатая.
Тяговая характеристика для проектируемого трактора может
быть получена по данным тягового расчета или графически,
В первом случае используют табличные данные результатов
Рис. 198. Тяговая характеристика трактора Т-130, снятая на глинистой дорожке
тягового расчета (см. рис. 196). Во втором случае (рис. 199)
вначале строят в левом нижнем углу графика регуляторную
характеристику двигателя, предназначенного к установке на
трактор, откладывая по оси ординат от точки О вниз момент
двигателя Мд, а по оси абсцисс влево от точки О — эффектив-
ную мощность Ne, число оборотов п и часовой расход топлива
GT. В правом нижнем углу графика строят зависимость силы
тяги Рк при работе трактора на различных передачах от вели-
чины момента двигателя Мд. Методика построения этих графи-
ков рассмотрена ранее (см. выбор передаточных чисел транс-
406
миссии). Точка О является началом координат для отсчета
силы Ркр, а начало координат для отсчета силы тяги Рк нахо-
дится в точке 01, лежащей левее точки О на величину, пропор-
циональную силе Pf.
В левом верхнем углу графика строят для всех передач
зависимости теоретической скорости vT движения трактора от
числа оборотов п коленчатого вала. При этом используют зна-
чения чисел оборотов п, ранее отложенные по оси абсцисс при
построении регуляторной характеристики двигателя, а соответ-
ствующие им значения vT откладывают по оси ординат вверх
от точки О. Указанные зависимости будут прямыми линиями,
проходящими через начало координат, так как формулы (46),
определяющие теоретическую скорость движения трактора,
представляют собой уравнения прямых линий у = kx, проходя-
щих через начало координат, у которых х = п,у — vT:
k = 0,377
для колесного и
k = 0,06-^
i
для гусеничного тракторов.
Одной точкой искомой прямой является начало координат
(точка О), а другая точка найдется по значению теоретической
скорости vTf определенной по формулам (46) для передаточного
числа i и числа оборотов двигателя п, соответствующего холо-
стому ходу трактора на данной передаче.
407
В правом верхнем углу графика наносят кривую изменения
потерь от буксования движителей по данным динамометрирова-
ния тракторов соответствующего типа, кривые действительной
скорости движения трактора на всех передачах, зависимость
полезной мощности на крюке NKP от силы тяги на крюке Ркр.
Глава 35. ТЕОРИЯ ПОВОРОТА
$ 11. ПОВОРОТ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Поворот колесного трактора достигается изменением поло-
жения передних направляющих колес относительно остова
трактора. При этом направляющие колеса могут поворачивать-
ся вместе с передней осью или поворачиваются только направ-
ляющие колеса при неподвижной оси. В некоторых случаях
дополнительно применяется также притормаживание соответ-
ствующего ведущего колеса трактора. В колесных тракторах
с четырьмя ведущими колесами, положение осей которых отно-
сительно остова при поворотах не изменяется, поворот дости-
гается регулировкой ведущих моментов, передаваемых ведущим
колесам.
При повороте трактора его колеса должны катиться по ду-
гам различных радиусов. Для этого используют дифференциал,
который позволяет сообщать различные угловые скорости ве-
дущим колесам, обеспечивая тем самым их движение без
пробуксовки. Качение расставленных направляющих колес без
скольжения по дугам различного радиуса достигается при по-
мощи рулевого управления. Для того чтобы при повороте
трактора с неподвижной осью происходило качение направляю-
щих колес, а не скольжение, необходимо, чтобы направляющие
колеса поворачивались на различные углы так, чтобы при лю-
бом угле их поворота продолжения осей цапф передних колес
(рис. 200, а) пересекались в одной точке Оь лежащей на про-
должении задней оси трактора. При этом внутреннее колесо (по
отношению к центру поворота) должно всегда поворачиваться
на больший угол, чем внешнее (£ > а). Поворот передних колес
на различный угол достигается с помощью так называемой
рулевой трапеции, т. е. шарнирного четырехзвенника, который
образуется передней осью 1 (рис. 200,6), поперечной рулевой
тягой 2 и двумя поворотными рычагами 3.
Найдем соотношения между углами поворота направляющих
колес при повороте трактора вокруг точки Оь лежащей на пе-
ресечении осей всех колес (рис. 200, а):
ctga = ^ = -^; ctg₽ = ^£. = ^.
6 AD L ’ ВС L
408
Отсюда имеем
OJ)—ОХС L*
ctg a—ctg Р = L...-1-- = —,
где L"— расстояние между шкворнями поворотных кулаков
в см\
L — база трактора в см.
Из уравнения следует, что разность котангенсов углов пово-
рота направляющих колес
Для того чтобы со-
блюдалось необходимое
соотношение между угла-
ми а и р при различных
радиусах поворота трак-
тора, необходимо, чтобы
форма и размеры элемен-
тов рулевой трапеции бы-
ли согласованы с базой
и шириной трактора. Уг-
лы поворота передних ко-
лес зависят от длины по-
перечной рулевой тяги и
наклона боковых ее ры-
чагов.
При правильной длине
поперечной рулевой тяги
прямые линии, проходя-
щие через шарниры руле-
вой трапеции, при движе-
нии трактора по прямой
должны пересекаться в
точке О', лежащей на
продольной оси трактора
на расстоянии */4L от зад-
выражается постоянной величиной.
L
Рис. 200. Поворот колесного трактора
ней ОСИ.
Длиной поворотных рычагов при проектировании задаются
из конструктивных соображений. В существующих конструк-
циях
-у = 0,12-ь 0,16.
Для облегчения поворота трактора, а также для достижения
устойчивого прямолинейного движения и уменьшения износа
шин важна правильная установка колес. Правильно установлен-
ные колеса характеризуются углом развала колес у = 0°30'4- 5°
и сходимостью колес (для трактора «Беларусь» МТЗ-50 она
равна 8—12 мм).
409
§ 12. ПОВОРОТ ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
Кинематика поворота. Поворот гусеничного трактора обеспе-
чивается различными силами тяги и скоростями движения на
каждой гусенице. Гусеница, движущаяся с большой скоростью
(забегающая гусеница), поворачивает трактор в сторону от-
стающей гусеницы. При этом трактор одновременно как бы
участвует в двух движениях — поступательном и вращательном
вокруг какого-то полюса О (рис. 201, а).
Угловая скорость вращения трактора около оси поворота О
найдется из выражения
где vc — скорость точки Оц\ R — радиус поворота трактора.
Скорости прямолинейного поступательного движения забе-
гающей и отстающей гусениц:
V2 = (о(/? + 0,5В);
vx = (о(7?—0,5В).
Динамика поворота. Как уже отмечалось, при повороте
трактор одновременно участвует в двух движениях — поступа-
ло
тельном и вращательном. Силу сопротивления поступательному
движению каждой гусеницы можно представить как произве-
дение нагрузки G', приходящейся на эту гусеницу, на коэффи-
циент качения
Pf = fG'.
При вращательном движении гусеницы сминают и срезают
грунт в направлении, перпендикулярном к продольной оси
трактора. Момент сопротивления вращательному движению
гусениц (момент сопротивления повороту) Мс может быть оп-
ределен следующим путем. Допустим, что поворот трактора
происходит на горизонтальном участке пути в направлении,
указанном стрелкой (рис. 201,6), с равномерной угловой ско-
ростью. Центробежная сила отсутствует, центр тяжести трак-
тора лежит на пересечении осей симметрии опорной поверхно-
сти трактора, давление на опорные поверхности гусениц
распределено равномерно, сила тяги на крюке отсутствует.
В этом случае на трактор действуют следующие силы:
1) сила тяги Р2 на забегающей гусенице, действующая по на-
правлению движения; 2) сила тяги Pi на отстающей гусенице;
3) силы сопротивления движению гусениц Pf и Pf, действую-
щие в направлении, противоположном движению гусениц;
4) силы сопротивлению повороту, действующие в направлении,
перпендикулярном к направлению движения, направленные
против поворота. Силы сопротивления повороту зависят от веса
трактора и конструкции ходовой части и их можно выразить
через коэффициент трения при боковом сдвиге гусеницы по
грунту, называемый коэффициентом сопротивления повороту.
Равнодействующие и Р2 этих сил равны
pG
4
Из уравнения равновесия сил и моментов относительно мгно-
венных центров поворота гусениц О\ и О2:
сумма проекций сил на продольную ось трактора
P2 + Pi-P'f-Pf=0\
сумма проекций сил на ось, перпендикулярную к продоль-
ной оси,
2R} — 27?2 = 0 или 2-^- —2-^- = 0;
4 4
сумма моментов относительно точки О2
(P'f-Pl)B^2Rl-^ + 2R2-^-
• 4 4
или
(р' — Р ) в = 2-^-.— + 2 (59)
v 1 17 4 4 4 4 4
411
Сумма моментов относительно точки О\
(60)
4
Величина y.GL/4 в уравнениях (59), (60) называется момен-
том сопротивления повороту. Заменив в уравнениях (59), (60)
силы Pf и Pf их значениями, найдем необходимые для пово-
рота силы тяги на отстающей и забегающей гусеницах:
р =_^------Р = (61)
2 4В 2 4В
Из уравнений (61) следует, что силы тяги на забегающей
и отстающей гусеницах зависят от коэффициента сопротивле-
ния движению Д коэффициента сопротивления повороту ц, дли-
ны опорной поверхности L и ширины колеи трактора В.
Сила тяги на отстающей гусенице Pi имеет знак минус,
т. е. она возникает при торможении гусеницы; так как
и>/ (ц = 0,15ч-0,7; f = 0,03 ч-0,15).
Сила тяги на забегающей гусенице Р2 имеет всегда положи-
тельное значение, т. е. силу тяги создает двигатель.
Для улучшения поворотливости трактора необходимо умень-
шить значение момента сопротивления повороту p,GL/4 путем
уменьшения коэффициента сопротивления повороту ц или
уменьшения отношения L/В. В существующих конструкциях
тракторов отношение L/В находится в пределах 1,0—1,7. Коэф-
фициент сопротивления повороту зависит от ряда факторов
и главным образом от свойства грунта.
Значения коэффициента р, приведены ниже:
Рыхлый грунт 0,60—0,70
Грунтовая дорога 0,50—0,60
Твердая грунтовая дорога 0,40
Снежная дорога 0,15
§ 13. ВЛИЯНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ НАГРУЗКИ ПО ОПОРНОЙ ПОВЕРХНОСТИ
НА МОМЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПОВОРОТУ Мс
При выводе уравнения момента сопротивления повороту
было принято, что давление распределено равномерно по опор-
ной поверхности (рис. 202, а). При этом условии момент сопро-
тивления повороту со стороны грунта
с 4
Крепя опорные катки на разной высоте в полужесткой
подвеске или меняя плечи балансиров в эластичной подвеске,
можно получить другое распределение нагрузки и, следователь-
412
но, другое значение момента со-
противления повороту со стороны
грунта. При распределении на-
грузки по опорной поверхности по
закону треугольника (рис. 202, б)
равнодействующая боковых сил
сопротивления грунта пройдет на
L
расстоянии — от середины опор-
6
ной поверхности, а момент сопро-
тивления повороту
Я = (62)
О
При распределении нагрузки
по опорной поверхности по зако-
ну трапеции (рис. 202, в) момент
сопротивления повороту зависит
от соотношения параллельных
сторон трапеции, и его величина
промежуточна между величинами
моментов для двух предыдущих
случаев, т. е.
с 5
Таким образом,сопротивление
повороту гусеничного трактора
можно уменьшить, изменив рас-
пределение нагрузки по опорной
поверхности гусениц.
Рис. 202. Эпюры давления
на грунт
§ 14. ПОВОРОТ ТРАКТОРА ПРИ НАЛИЧИИ СИЛЫ ТЯГИ НА КРЮКЕ
Наличие силы тяги на крюке трактора влияет на величину
силы тяги на отстающей и забегающей гусеницах. Для опреде-
ления значений сил Pi и Р2 примем следующие допущения:
прицепной крюк расположен на продольной оси трактора и на-
правление силы тяги на крюке параллельно плоскости грунта
(рис. 201, в). Кроме того, пренебрежем некоторым влиянием
продольного смещения центра давления на смещение центра
поворота. Тогда из уравнений моментов относительно центров
поворота 01 и О2 получим
P2 = 0,5(fG + P cosy) + ^ + P siny-^-;
4В м В
Pi = 0,5(fG-PKpcosy)-^-PKpsiny-b^.
4d jD
РАЗДЕЛ IV
ОСНОВЫ
РАСЧЕТА
ШАССИ
ТРАКТОРА
Глава 36. МУФТА СЦЕПЛЕНИЯ
§ 1. НАГРУЗОЧНЫЕ РЕЖИМЫ МЕХАНИЗМОВ ТРАКТОРА
И ВЛИЯНИЕ ИНЕРЦИОННЫХ МОМЕНТОВ
При расчете деталей на прочность выявляют условия их
работы, режимы наибольших нагрузок и действительные нагруз-
ки, возникающие в реальных условиях эксплуатации. До
последнего времени основным методом расчета деталей транс-
миссии трактора являлся расчет по статическим напряжениям,
которые определялись по одному из двух моментов, приведен-
ных к данной детали, имеющему меньшее значение: номиналь-
ному моменту двигателя Мн или моменту по сцеплению ходовой
системы с грунтом АД.
При этом коэффициент запаса
®пред
П —----
[а]
выбирался ориентировочно. Этот метод расчета является при-
ближенным, поэтому при проектировании не ограничиваются
расчетом деталей только на статическую прочность, а произво-
дят расчет деталей по предельным нагрузкам, возникающим
при резком трогании трактора с места и разгоне тракторного
агрегата, при наезде на препятствия и т. п.
Исследование предельных динамических нагрузок, возникаю-
щих в трансмиссии тракторов, показывает, что действительная
нагрузка в деталях трансмиссии может значительно превосхо-
дить величину указанной выше нагрузки от действия моментов
Мп и .
Действующая динамическая нагрузка обычно оценивается
коэффициентом динамичности К, показывающим, во сколько
раз действующая на деталь динамическая нагрузка Мдин боль-
ше расчетной статической Мст:
__ Мдин
мст
Трансмиссия трактора представляет сложную многомассо-
вую систему с упругими связями. Под действием изменяющихся
414
по величине внешних возмущающих моментов в этой системе
возникают динамические нагрузки, величина которых зависит
от соотношения масс, жесткости элементов и пр. Полученный
в результате экспериментов материал свидетельствует о том,
что действительная нагрузка деталей трансмиссии может
в несколько раз превышать нагрузку, определенную по момен-
там Мн и Л1ф.
Исследования резкого трогания колесного трактора с места,
проведенные на кафедре тракторов Московского автомеханиче-
ского института (по данным проф. д-ра техн, наук И. Б. Барско-
го), показали, что в результате возникающих при этом инерци-
онных нагрузок коэффициент К = 4 4- 5, т. е. нагрузка при этом
примерно в два раза превышает нагрузку от действия расчетно-
го момента муфты сцепления.
При наезде трактора на препятствия также возникают зна-
чительные динамические нагрузки. Величина этих нагрузок,
зависит от скорости наезда на препятствие, высоты и формы
препятствия, жесткости шин и элементов трансмиссии.
Установка в трансмиссии трактора упругих соединительных,
элементов несколько снижает (на 10—15%) максимальные
динамические нагрузки на трансмиссию, а установка гидроди-
намических муфт или гидротрансформаторов почти полностью
снимает динамические нагрузки, возникающие в трансмиссии
при резких изменениях режимов работы трактора.
Анализ причин поломок деталей, работавших при перемен-
ных нагрузках, показывает, что разрушение может происходить,
при напряжениях более низких, чем статические, принятые при
расчетах. Это происходит вследствие усталостных явлений,
возникающих при циклическом характере изменения напря-
жений.
Расчет на усталостную прочность более широко применяется
для деталей двигателя. Поэтому эти вопросы рассмотрены
ранее в гл. 29.
Каждый из узлов и механизмов трактора, кроме отдельных,
специфических требований, относящихся только к нему, должен,
удовлетворять следующим общим требованиям:
1) длительная и надежная работа без поломок с минималь-
ным износом;
2) простота, легкость и удобство управления механизмом
с применением минимального количества рычагов и других,
устройств;
3) простота ухода за механизмом и его регулировки, а так-
же монтажа и демонтажа деталей в механизме и всего меха-
низма на тракторе;
4) высокий к. п. д. механизма, а также минимальные метал-
лоемкость конструкции и ее заводская стоимость;
5) обеспечение надежной смазки трущцхся поверхно-
стей.
415-
£ 2. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К КОНСТРУКЦИИ МУФТЫ
СЦЕПЛЕНИЯ
Муфта сцепления должна удовлетворять следующим особым
требованиям: во включенном положении надежно при всех
условиях эксплуатации передавать крутящий момент двигателя
на ведущий вал трансмиссии; при включении обеспечивать
постепенное нарастание момента, передаваемого на вал транс-
миссии; при выключении обеспечивать быстрое и полное
разъединение валов двигателя и трансмиссии, т. е. обеспечи-
вать «чистоту» выключения; момент инерции ведомых деталей,
вращающихся при выключенной муфте вместе с первичным
валом коробки передач, должен быть минимальным.
£ 3. ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ
На большинстве современных тракторов устанавливают
фрикционные дисковые муфты сцепления (рис. 203). Равнодей-
Рис. 203. Схема постоянно замкнутой муфты сцепления
ствующую сил трения Ртр, возникающих между каждой парой
поверхностей трения дисков в результате действия нажимной
силы Q, определяют из уравнения
Ртр~ HQ kF'
где ц — коэффициент трения.
Крутящий момент, который может передавать фрикционная
муфта сцепления:
Мм = PmpRcpi = PQRcpi кГ-СМ,
р I р
где Rcp~ — радиус приложения равнодействующей сил
трения Ртр-,
416
RH и Re — соответственно наружный и внутрен-
ний радиусы поверхностей трения;
i — число пар трущихся поверхностей.
Нажимная сила пружин
Q = кГ.
u-Rcpi-
Коэффициент |х зависит от материала и температуры тру-
щихся поверхностей, их состояния и относительной скорости
скольжения. При расчетах условно принимают, что р, зависит
только от материала трущихся поверхностей. Площадь соприкос-
новения одной пары трущихся поверхностей
F = 2nRb см2,
где b = RH— Re — ширина поверхности трения в см.
Удельное давление на поверхности трения
откуда Q = qF = q2nRcpb в кГ.
Значения ц и q для различных материалов поверхностей тре-
ния приведены в табл. 29.
Таблица 29
Значения коэффициентов трения ц и допускаемого удельного давления q
Материал трущихся деталей q в кГ/см*
Сухое трение Работа в масле Сухое трение Работа в масле
Сталь по чугуну 0,15—0,18 0,03—0,07 2-2,5 До 10
Сталь по стали 0,15—0,20 0,03—0,07 2—2,5 » 10
Сталь по райбесту .... 0,25—0,30 Не приме- 1—2,5 > 10
Чугун по райбесту .... 0,20—0,30 няется — » 10
Сталь по металлокерамике 0,40—0,50 0,09—0,12 До 6 > 40
Сталь по асбокаучуку . . . 0,40—0,50 0,07—0,12 » 3 » 25
Сталь по пластмассе . . . 0,30—0,40 0,07—0,12 » 5 » 30
Сульфациан ированные
стальные диски Не приме- 0,08—0,11 Не приме- » 20
няются няются
Момент Мм, выраженный через удельное давление,
Мм = pQRcpi = nq2nRcpbRC[j кГ-см,
откуда
Мм
2nuqbR2cp
(63)
27 Заказ 848
417
Момент, передаваемый муфтой сцепления, может умень-
шиться в результате уменьшения нажимной силы Q из-за износа
накладок дисков или частичной потери упругости пружин, пони-
жения коэффициента трения из-за изменения относительной ско-
рости скольжения дисков, замасливания или нагревания поверхно-
стей трения. Крутящий момент, передаваемый муфтой сцепления
при замедленном вращении коленчатого вала, во время тро-
гания трактора с места и его разгона, в результате действия каса-
тельных сил инерции движущихся масс двигателя может превы-
шать расчетный Мн и максимальный Л4тах моменты двигателя-
Поэтому для обеспечения возможности использования кинетиче-
ской энергии движущихся масс двигателя при трогании трактора
с места и в моменты преодоления временных перегрузок на крю-
ке трактора муфту сцепления рассчитывают на передачу момен-
та Мм большего, чем расчетный момент Мн двигателя. Отноше-
ние
мм
Мн
называется коэффициентом запаса муфты сцепления.
Расчетный момент муфты Мм = рМн. При выборе значения
коэффициента р, которым при расчете задаются, необходимо учи-
тывать, что при слишком больших его значениях муфта сцепле-
ния перестает выполнять роль предохранительного устройства,
защищающего детали трансмиссии от перегрузок при резком
изменении режима работы, а при малых — не гарантируется
надежная передача крутящего момента. С увеличением коэффи-
циента р увеличивается число и размеры поверхностей трения
и требуется большая сила нажатия Q. Для постоянно замкнутых
муфт сцепления коэффициент р = 1,5 4- 2,5.
Наружный радиус RH (рис. 203) выбирают по конструктив-
ным соображениям в зависимости от размеров маховика двига-
теля, внутренний радиус Re = (0,5 4- 0,7) Лн- Число пар тру-
щихся поверхностей находят по формуле и округляют до ближай-
шего целого четного числа. Коэффициент трения ц и удельного
Таблииа 30
Основные размеры муфт сцепления тракторов
Параметр Т-130 «Бела- русь* ДТ-54 ДТ-2 4, ДТ-2 8 КДП-35 ДТ-14 Т-100М Т-140
Afw В кГ-м . . i RH в мм ... Re в мм ... дв в кГ /см2 . . 93,6 4 225 120 1,40 18,9 2 160 125 30,0 2 176 102 1,15 12,4 2 127 75 1,68 18,9 2 160 125 5,4 2 127 75 0,87 67,0 2 223 101 1,30 100,5 4 222,5 120 2,22
418
давления q берут в зависимости от материала трущихся поверх-
ностей исходя из опытных данных (табл. 29).
Число ведущих т и ведомых п дисков связано с числом i
соотношением i = т + п— 1. Основные размеры муфт сцепления
некоторых тракторов приведены в табл. 30.
§ 4. ПРОВЕРКА МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ НА УДЕЛЬНУЮ РАБОТУ ТРЕНИЯ
И НАГРЕВ
Включенная муфта сцепления при установившейся работе
трактора должна работать с валом двигателя как одно целое,
без буксования, износа и нагрева поверхностей трения. Износ
и нагрев муфты сцепления происходят при буксовании ее во вре-
мя разгона тракторного агрегата вследствие трения ведущих
и ведомых дисков.
Работа трения буксования муфты сцепления в процессе раз-
гона тракторного агрегата
кГм,
где (Он — расчетная угловая скорость коленчатого
вала в рад/сек\
1д= 1,2/м кем-сек2—момент инерции движущихся масс дви-
гателя, приведенных к коленчатому
валу;
здесь Jм — момент инерции маховика в кг • м • сек2;
Ja = —
г<к
— момент инерции тракторного агрегата,
приведенный к коленчатому валу двига-
теля (из условия равенства кинетических
энергий двух масс: поступательно дви-
жущейся со скоростью трактора массы
тракторного агрегата и условной массы
с моментом инерции вращающейся
с угловой скоростью коленчатого вала);
здесь Ga — вес тракторного агрегата в кГ, равный
сумме весов трактора G и его при-
цепа Gnp',
g — ускорение свободного падения в м/сек2;
гк — радиус ведущего колеса трактора в
i — передаточное число трансмиссии при
включенной высшей передаче.
Влияние вращающихся масс прицепа при этом не учиты-
вается.
27*
419
Вес прицепа можно определить из выражения
_____ &кр min
^пр= - :,
1пр
где mm — сила тяги на крюке при включенной высшей транс-
портной передаче;
fnp — коэффициент сопротивления качению прицепа.
Износостойкость поверхностей трения характеризует удель-
ная работа трения буксования
/ = кГ-м1см2,
f с
где Fc = Fi — суммарная поверхность трения муфты сцепления
в см2; здесь F — площадь одной поверхности трения в см2. Вели-
чина I не должна превышать 6 кГм/см2. Повышение температуры
диска за одно включение
427CG|
°C,
где у — коэффициент, учитывающий долю ра-
боты трения, расходуемой на нагрев
данного диска;
— —тепловой эквивалент механической
427
работы в ккал!кГ •
С = 0,115 ккал! кг • град — теплоемкость стали;
Gi — вес данного диска в кг.
Для определения у можно использовать следующее выраже-
ние:
?==
i
где id — число поверхностей трения детали, нагрев которой опре-
деляется;
i — общее число пар поверхностей трения в данной муфте
сцепления.
При определении коэффициента у считают, что все тепло
поглощается дисками без фрикционных накладок, так как рай-
бест является плохим проводником тепла. Для диска, наиболее
подверженного нагреву, At 10° С за одно включение.
Если при проверке окажется, что значение I или At больше
допускаемых, то нужно изменить параметры муфты сцепления.
При повторных, следующих один за одним включениях муфты,
температура на поверхности трения достигает 200—250° С и вы-
ше.
420
§ 5. ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ
Нажимные пружины. Их рассчитывают на статическую на-
грузку от силы Q. Нажимная сила всех пружин, действующая на
диски при включенной муфте сцепления:
Q = _^L“-
кГ.
Обозначим через fi (рис. 204) деформацию пружины при
включенной муфте сцепления и через f — деформацию пружины
при выключенной муфте сцепления. При выключении муфты
сцепления в результате
дополнительного сжатия
пружин на величину f — fi
сила давления их увели-
чивается примерно на
20%, т. е. Q'= 1,2 Q кГ.
Расчетные нагрузки од-'
ной пружины
Qo = — > =
Z Z
-L
Рис. 204. Расчетная схема пружины
где г.— число пружин, принимаемое из конструктивных сообра-
жений.
В случае установки двойных пружин (одна внутри другой)
силу Qo распределяют между ними, принимая нагрузку наруж-
ной Qoft = (0,6 4- 0,7) Q о кГ\ внутренней Qoe= (0,4 4- 0,3) Qo.
Диаметр проволоки пружины
d =
D
• — см<
d
D - о
где — = 5 4- 8 — отношение среднего диаметра пружины к диа-
fl
метру проволоки;
т = 4000—5000 кГ)см2 — напряжение на скручивание в витках
пружины.
Средний диаметр пружины D уточняют, учитывая конструк-
тивные соображения.
Сжатие пружины f — fi равно перемещению нажимного дис-
ка при выключении муфты сцепления, необходимому для обра-
зования требуемых зазоров между дисками при полностью вы-
ключенной муфте сцепления; f — ft = Ai. Для однодисковых муфт
Д = 1,25 -г- 1,50 мм, для двухдисковых А = 0,38 -г- 0,75 мм и для
многодисковых А = 0,3 -ь 0,5 мм.
421
Коэффициентом жесткости пружины называется сила, необ-
ходимая для ее сжатия на единицу длины:
Q.q—Qo г,
К = _,-----кГ/мм.
А ' :
Коэффициент К колеблется в пределах 5—7 кГ/мм. Дефор-
мация пружины при выключенной f и включенной fi муфте
С _ Qp _ 8QpP3« . . : Qo 8Q0iyn
' К d*G ’ '1 К ~ d*G ’
d*G ,
где n = --3—r; число рабочих витков пружины;
G = 8-Ю5 кГ1см2 — модуль упругости при кручении.
Полная длина пружины в свободном состоянии
L = (п + 2)d + (п + 1) + f,
где Si =0,5 4- 1,5 мм — зазор между витками пружины у вы-
ключенной муфты.
Характеристика пружин муфт сцепления приведена в табл. 31.
Таблица 31
Характеристика пружин муфт сцепления
Трактор Z d в мм D BtMM п % в кГ <?о в кГ L В MiM L-fi В мм
ДТ-54 12 5 27,0 5,5 62,0 69,0 58 47
ДТ-24 9 5 27,0 5,5 62,0 69,0 58 47
ДТ-14 12 3 15,8 5,0 24,0 — 29,5 24
Т-140: наружная пружи- на 12 6 37,0 10,5 144,0 154,0 128 82
внутренняя пру- жина 12 4 24,0 16,5 52,0 56,5 127,5 82
Т-130: наружная пружи- на 12 6 37,0 10,5 91,5 98,5
внутренняя пружи- на 12 4 24,0 16,5 41,5 44,8 — —
Вал муфты сцепления. Его проверяют на кручение по фор-
муле
т -
к 0,2d3 ’
где т-к = 800 4- 1200 кГ1см2 — расчетное напряжение на скручи-
вание;
d — диаметр вала по внутреннему диа-
метру шлицев в см.
422
Размеры шлицев выбирают по стандартам, после чего прове-
ряют шлицы на смятие и срез
8AfH6 г. 9 2MW6 9
=-------—— кГ см2; т = —— кГ см2,
см (D2—d2)zl 1 dzlb
где D и d — соответственно наружный и внутренний (по впади-
нам шлицев) диаметры вала в см;
z, 1иЬ — соответственно число шлицев, длина ступицы (до
1,5 d) и ширина выступа шлицев в см.
Допускаемое напряжение среза и смятия не более 250 кГ/см2.
Расчет остальных деталей муфты сцепления и привода ее уп-
равления производится по общепринятым формулам сопротив-
ления материалов и деталей машин.
Тормозок первичного вала коробки передач. Его рассчиты-
вают, допуская, что весь момент сил трения тормозка
Мтор ~ ^тр^ср =
(в этой формуле обозначения те же, что и при расчете муфты
сцепления) расходуется на замедления вала, и тормозок начи-
нает действовать сразу после полного выключения муфты сцеп-
ления при угловой скорости вала сон. Угловое замедление
^тор
8= 0 ’
где 0 — момент инерции вращающихся масс.
Время торможения
t = всон
е Мтор
Принимая время торможения f = 1 - 2 сек, определяют по
уравнению
Mmop
момент Mmop и по нему подбирают размеры тормозка.
§ 6. МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ, РАБОТАЮЩИЕ В МАСЛЕ,
С ГИДРАВЛИЧЕСКИМ НАЖАТИЕМ НА ТРУЩИЕСЯ ПОВЕРХНОСТИ
Фрикционные муфты, работающие в масле, с гидравлическим
нажатием на трущиеся поверхности, применяют для включения
шестерен постоянного зацепления в коробках передач, блоки-
ровки планетарных механизмов и гидротрансформаторов и т. п.
На рис. 205 показаны две основные разновидности конструкции
этих муфт:
а) с фиксированным в осевом направлении цилиндром (бло-
кировочный фрикцион планетарного механизма поворота трак-
тора ДЭТ-250);
423
5)
Рис. 205. Многодисковые фрикционные муфты с гидравличе-
ским нажатием на трущиеся поверхности:
а — с фиксированным в осевом направлении цилиндром (блокировоч-
ный фрикцион планетарного механизма поворота трактора ДЭТ-250);
1 — барабан остановочного тормоза; 2 — барабан тормоза планетар-
ного механизма поворота; 3 — сателлиты; 4 — ведущий фланец; 5 —
солнечная шестерня; 6 — водило; 7 — коронная шестерня; 8 — диски
фрикционной муфты (блокировочного фрикциона); 9 — ведомый фланец
(корпус цилиндра); 10 — отжимная пружина; 11 — рабочая полость
цилиндра; 12 — отверстие для подвода масла в рабочую полость
цилиндра и отвода масла из нее; 13 — ведомый вал; 14 — уплот-
няющие манжеты; 15 — нажимной диск (поршень); б — с подвижным
цилиндром для двух (сдвоенных) муфт сцепления; /, 3 — муфты;
2 — цилиндр; 4 — неподвижный поршень; 5 — пружина
424
б) с подвижным в осевом направлении цилиндром.
Сила статического давления масла на поршень
Рст ~ Р ст^ п КГ,
где рст = 5 4- 15 кГ/см2\
Fn==n(R&—Ri) см2,
здесь /?2 и R\ — больший и меньший радиусы поршня.
Составляющая давления масла на поршень Рц от действия
центробежных сил, возникающих при вращении массы жидкости,
заключенной в цилиндре:
р _ 2SL (R< - R<)» «IL (Rt _ R1) КГ.
Ig g
где со и л — угловая скорость и число оборотов вала;
у — удельный вес масла (рабочей жидкости).
Условия равновесия поршня при включении муфты
Q = Pcm—Pnp + Pv
откуда
__ Рст _Q+Pnp~PH
Рст Fn Fn
Сила Рц при вращающемся вале постоянно действует на пор-
шень, стремясь сжать диски как во включенном, так и в выклю-
ченном положениях муфты.
Усилие Рпр, развиваемое отжимными пружинами, должно
обеспечивать чистоту выключения муфты, для чего оно должно
при выключении преодолевать силу трения в механизме
и центробежную силу. Усилие пружин может быть принято
Рпр = 1,2 Рц. Значение Рпр колеблется в широких пределах,
примерно от 100 до 600 кГ. Для снижения этого усилия при-
нимаются различные конструктивные меры. Например, сливные
отверстия располагают в наиболее удаленной от оси вращения
части днищ цилиндра для автоматического открывания их при
выключении муфты. У сдвоенных муфт с подвижным цилиндром
(рис. 205, б) достигается взаимное уравновешивание центро-
бежных сил масла в правой и левой полостях цилиндра. Под
действием пружин 5 цилиндр при выключении муфт занимает
среднее положение.
§ 7. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ
Гидродинамические муфты всегда работают с некоторой
пробуксовкой, т. е. во время работы происходит «скольжение»
колеса насоса, вращающегося с пн об/мин относительно колеса
425
турбины, вращающегося с пт об/мин. Величина этого сколь-
жения
5 =-----,
гидравлический к. п. д. муфты
Т| = 1—s=—.
Рис. 206. Гидродинамическая
муфта
Из теории лопастных ма-
шин известно, что связь
между моментом М, переда-
ваемым насосом, и парамет-
рами конструкции выража-
ется уравнением
где у — удельный вес рабо-
чей жидкости; % — коффи-
циент пропорциональности
(коэффициент момента);
D — профильный диаметр
гидромуфты — наибольший
диаметр круга циркуляции
(рис. 206 и 208). Незначи-
тельные изменения числа
оборотов и особенно диа-
7%
Рис. 207. Внешняя харак-
теристика гидродинами-
ческой муфты
метра D вызывают значительные изменения момента. График
зависимости М, т, и s от отношения пт/пн называется внешней
характеристикой гидродинамической муфты (рис. 207). Этот
график строят при постоянном числе оборотов вала насоса
пи = const. Кривая к. п. д. гидродинамической муфты на харак-
426
теристике изобразится в виде прямой, наклоненной к оси абс-
цисс под углом ал = 45°:
т] = —, tgaT| = —=1, ап = 45°.
пт
К. п. д. гидродинамической муфты не может быть равен
единице, так как при равенстве угловых скоростей валов
(пт = пн) она перестает работать. После достижения макси-
мального значения к. п. д. (т] « 0,97) кривая резко падает до
нуля. При пт = 0 скольжение достигает максимального значе-
ния 100%.
При проектировании гидродинамической муфты определение
ее основных размеров производится с использованием какой-
либо из существующих гидромуфт, принятой за прототип. Этот
метод основан на законе подобия, заключающегося в том, что
если к. п. д. (или скольжение s) и удельный вес у рабочей
жидкости у прототипа и проектируемой передачи одинаковы, то
их коэффициенты моментов К равны. В соответствии с этим
подбирают прототип передачи, удовлетворительно работающей
в аналогичных для проектируемого образца условиях, и рабо-
чую жидкость, близкую по удельному весу к жидкости, приме-
няемой у прототипа.
Моменты, передаваемые гидродинамической муфтой, приня-
той за прототип Мп, и проектируемой муфтой М, определяют
из следующих выражений:
Л4п = М = yXn2D5.
Все параметры прототипа имеют индекс п. По закону подо-
бия sn = s, уп = у, кп = А,. По данным испытаний муфты, при-
нятой за прототип, строят ее безразмерную характеристику
укп-104 = f (sn) (рис. 208, а). При заданной величине скольже-
ния (обычно s = 3%) определяют соответствующее значение
коэффициента уКп- Ю4 по безразмерной характеристике прото-
типа. Очевидно, уХп • 104 = у£ • 104. Подставляя найденное зна-
чение ул* 104 в уравнение М = y\n2D5 и решая его относительно
D, находят профильный диаметр D проектируемой муфты:
р-l/......^‘°4.
У (У^-1О4)П2
Зная профильный диаметр, вычерчивают круг циркуляции
проектируемой муфты, сохранив соотношения всех размеров
прототипа, выраженные в долях D (рис. 208, б).
Применение закона подобия при расчете гидродинамических
муфт дает удовлетворительные результаты при размерах про-
427
фильного диаметра не менее 500 мм. Для меньших значений D
вводят поправку, определяемую по номограмме (рис. 208, в)г
принимая за 100% значение уА,п-Ю4. Так, например, при D =
= 300 мм и s == 3% поправочный коффициент по графику
Рис. 208. Характеристики гидродинамической муфты:
а — безразмерная характеристика; б — круг циркуляции;
в — номограмма для определения поправочного коэффициента
(рис. 208,6) приближенно равен 86%, следовательно, в этом
случае уА,-104 = 0,86 yA,n- Ю4.
Глава 37. КОРОБКА ПЕРЕДАЧ И СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Коробка передач служит для изменения передаточного
числа передачи от коленчатого вала к ведущим колесам и соот-
ветственно подводимого к ним крутящего момента, а также
тяговых усилий и скоростей движения трактора; для обеспече-
ния движения трактора задним ходом и стоянки трактора при
работающем двигателе и включенной муфте сцепления.
Коробка передач должна иметь достаточное число передач
с правильно выбранными передаточными числами, высокий
к. п. д., небольшие размеры и вес.
Расчет коробки передач производят в следующем порядке:
1) задаются числом передач и выбирают кинематическую
схему коробки передач;
2) в процессе тягового расчета трактора устанавливают
общие передаточные числа трансмиссии на различных пере-
дачах;
428
3) распределяют' общие передаточные числа трансмиссии
между отдельными ее механизмами;
4) находят передаточные числа коробки передач на раз-
личных передачах;
5) устанавливают число зубьев шестерен, определяют их
модуль и основные размеры;
6) вычерчивают в масштабе компоновочную схему коробки
передач;
7) определяют силы, действующие на валы, и реакции их
опор;
8) рассчитывают валы на прочность и жесткость;
9) подбирают подшипники качения.
§ 8. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ
ПО АГРЕГАТАМ ТРАНСМИССИИ
Определение передаточных чисел трансмиссии на каждой
из передач рассмотрено в гл. 34. Общее передаточное число
трансмиссии равно произведению передаточных чисел: коробки
передач главной передачи /г.п и конечной передачи iK.n,
т. е. i = /Лпкп. В случае применения планетарного механизма
поворота в общее передаточное число трансмиссии входит
и его передаточное число.
При распределении передаточных чисел вначале намечают
4,п и учитывая данные по аналогичным типам существую-
щих тракторов. Передаточные числа 1г,п и iK,n остаются посто-
янными на всех передачах. Общее передаточное число главной
и конечной передач i0 = iz.nin.n в случае применения коробки
с прямой передачей обычно берут равным передаточному числу
трансмиссии на высшей передаче.
При распределении передаточного числа i0 между главной
и конечной передачами стремятся принять возможно большее
его значение для конечной передачи. Увеличением iK.n дости-
гается уменьшение крутящих моментов, передаваемых главной
передачей и муфтами поворота, так как при данном передаточ-
ном числе i увеличение iK,n вызовет уменьшение произведения
остальных двух множителей (iK и 1г.п) и уменьшение передавае-
мого муфтами поворота момента
п — M.HiKig,n%\K%\e,n.
У существующих тракторов передаточные числа главной
и одинарной конечной передач находятся в пределах гг.п =
= 2-4-6, гк.п = 4-4-7; передаточные числа двойной конечной
передачи тракторов Т-130 и Т-100М составляют
. _ 27 53
1к'п~ 12 12 '
429
После установления передаточных чисел конечной и главной
передач находят передаточные числа коробки передач из выра-
жений: для I передачи
ini — ~ ,
1г.п1к.п
для II передачи
1ки = -—— и т. д.,
1г.п 1к.п
где ii и 1ц — общие передаточные числа трансмиссии на соот-
ветствующих передачах.
редач,
§ 9. ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН
В соответствии с передаточными числами коробки
имея ее кинематическую схему, устанавливают числа зубьев
шестерен. При этом обычно принимается одинаковый для всех
шестерен модуль и межцентровое расстояние шестерен, уста-
новленных на общие валы. В двухвальной коробке передач
возможно меньшее число зубьев должна иметь ведущая шес-
терня I передачи (z\ = 12 — 20), так как при меньших его
значениях будут меньше и числа зубьев остальных шестерен,
вес и габариты коробки передач. При слишком малых значениях
происходит сильная подрезка зуба и недопустимо сокращает-
ся продолжительность зацепления (коэффициент перекрытия).
Число зубьев ведомой шестерни I передачи z\ = Полу-
ченное значение zi округляют до целого числа, после чего
определяют действительное передаточное число iK1 на I переда-
че. Вследствие необходимости округления числа зубьев шесте-
рен до целого числа и сохранения одинакового межцентрового
расстояния шестерен, расположенных на одних и тех же валах,
действительные передаточные числа коробки передач несколько
отличаются от полученных при тяговом расчете.
В двухвальной коробке передач расстояние А между пер-
вичным и вторичным валами определяют в зависимости от
модуля и числа зубьев шестерен I передачи:
Z-r "Т" Zr /77
где т — модуль зубчатого зацепления;
iKi— действительное передаточное число на I передаче.
Для сохранения расстояния А всех остальных шестерен, ус-
тановленных на этих валах, необходимо, чтобы + z\ =
= zn + Zh = ... = ze + . Расстояние между валами
л т / . т I ' . ге \ гп , +1
А = — (z, + zA = — z + —— = — zp -к-
2 V 1 17 2 V ‘ ine J 2 е iKe
430
лении действительного вращения шестерни. Осевая сила на
ведомой шестерне направлена в противоположную сторону.
Рис. 209. Схемы сил, действующих в зацеплении шестерен:
а — цилиндрических косозубых; б — конических
Конические шестерни. Окружная сила на среднем диаметре
конического колеса (рис. 209, б).
dcp
Радиальная сила на ведущем валу конической передачи
Pr = P te.?1- cos <р + Р tg p sin ф.
COS Р
28 Заказ 848
433
Осевая сила на ведущем валу-конической передачи
Ра = Р -tg--a* sin <р — Р tg р cos ф.
cos р
Для прямозубых конических шестерен (рис. 209,6) cosp=l,
tg р = 0. Поэтому
Pr = Р tg ai cos ф; Ра = Р tg ai sin ф.
§ 11. ШЕСТЕРНИ
Причинами выхода из строя шестерен коробки передач яв-
ляется поломка зубьев, износ и выкрашивание их рабочих
поверхностей. Из нескольких методов расчета шестерен наи-
большее распространение применительно к тракторным короб-
кам передач получили следующие.
Расчет цилиндрических шестерен на прочность. Причиной по-
ломки зубьев шестерен в большинстве случаев является не их
недостаточная прочность от статической нагрузки, а недостаточ-
ная усталостная прочность из-за повышенных напряжений изги-
ба в основании ножки зуба. В основу большинства существую-
щих формул для расчета шестерен на прочность принята
формула
(64)
Р
=---->
ЫнУ
где Р — окружная сила, действующая в полюсе зацепления
по начальной окружности ведущей шестерни;
b и tn — длина зуба и нормальный шаг шестерни;
у — коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубь-
ев, их' высоты и угла зацепления.
Напряжение изгиба не должно превышать для шестерен
рабочих передач 2500 кГ1см2, а для редко работающих шестерен
4000 кГ1см2. Заменяя в уравнении (64) силу
* mz
и зная, что tH = ят, после преобразования получаем формулу
для определения модуля шестерни из условий
изгиб
прочности на
где
здесь
7/ 0,64М
т = 1 / -------> см,
V у№[ви]
М = КМст — расчетный момент;
К = 2 4- 4 — коэффициент учитывающий
нагрузки;
Мст — крутящий момент (статический),
шестерне в кГ-см;
ф = 5,0 4- 6,0 — коэффициент длины зуба;
(65)
динамичность
передаваемый
434
z — число зубьев цилиндрической шестерни. Для косозубых
цилиндрических шестерен в формулу (65) вместо действитель-
ного числа зубьев z подставляют фиктивное
COS2 Р ’
здесь р — угол наклона зубьев.
Проверка зубьев шестерен на износ. Одной из причин преж-
девременного износа шестерни может быть большая удельная
р
нагрузка на зубья Ру& = — кГ/см. Для сталей, из которых
ь
обычно изготовляют шестерни коробок передач, при твердости
НРС 60 удельная нагрузка Руд не должна превышать 750 кГ/см.
Проверка зубьев на выкрашивание. Основной причиной вы-
крашивания являются усталостные явления на поверхностях
контакта зубьев ведущей и ведомой шестерен. Поэтому шестер-
ни рассчитывают на контактное напряжение
тк = 0,418 1/ -.РЕ (66)
у b cos а} Р1Р2
где Е = (2 -г- 2,2) • 106 кГ)см2 — модуль упругости первого рода
для стали; щ—действительный угол зацепления; pi =
= 0,5 di sin си и рг = 0,5 d2 sin щ — радиусы кривизны профи-
лей зубьев соответственно ведущей и ведомой шестерен; здесь
d\ и d2 — диаметры начальных окружностей шестерен.
При расчетах косозубых шестерен в формулу (66) вместо
силы Р подставляют
Р'~-^,
COS Р
а вместо радиусов pi и р2 величины
pj = 0,5^!
sin а!
cos2 р
р" = 0,5d2
sin <*!
COS2 Р
После ряда преобразований формулы (66) получаем выра-
жение для определения модуля шестерни из условий обеспече-
ния необходимой контактной прочности
т = 0,5 1 / -----------' '— ,
У фг/2 [т\]2 sin 2а!
где i — передаточное число пары (знак плюс принимается при
внешнем зацеплении, минус — при внутреннем);
zr — число зубьев ведомой шестерни.
Для шестерен рабочих передач [тк] не должно превышать
12 000 — 15 000 кГ1см\
28* 435
Методика расчета шестерен, разработанная HAT И (нормаль
ОН 13-124-62). Работами HATH установлено, что усталостная
прочность на изгиб зависит от напряжений в ножке зуба, про-
должительности зацепления, окружной силы Р и радиуса
Рис. 210. Номограмма для определения
комплексного параметра С шестерен:
сплошные линии — корригированная ведущая
закругления ножки зуба.
Шестерни с уменьшенной
высотой зуба (коэффи-
циент высоты зуба мень-
ше единицы) имеют мень-
шие прочность на изгиб,
контактную прочность,
продол ж ите л ь но сть з а -
цепления и меньшую
плавность работы. Угло-
вое корригирование пу-
тем смещения инструмен-
та при изготовлении ше-
шестерня; штрих-пунктирные линии — корри-
гированная ведомая шестерня; штриховые ли-
нии — некорригированная ведущая шестерня
стерев значительно уве-
личивает прочность зуба.
Для определения мо-
дуля зуба, исходя из
условий прочности на из-
гиб и контактной проч-
ности, НАТИ предлагает следующие формулы:
3 Г Д4 3 /~ дд
т= 1,4351/ —--------, т-30,51/ ----------------,
У гСф [ои] У [тк]2 sin 2аг2т|)
где z — число зубьев ведущей шестерни;
С — комплексный параметр прочности для ведущей
шестерни, определяемый по номограмме, приведен-
ной на рис. 210;
[<ju]— допускаемые напряжения изгиба (не более
3000 кГ1см2), что обеспечивает 25%-ный запас по
пределу выносливости;
[тк] — допускаемое напряжение на контактную прочность
(не более 12 000 кГ]см2};
а = 20° — профильный угол инструмента.
Значение параметра С зависит от передаточного числа,
действительного угла зацепления си, а также от того, корриги-
рована шестерня или нет. Рекомендуется определить два
значения модуля шестерни по двум приведенным выше форму-
лам и выбрать из них наибольшее.
Определение геометрических параметров шестерен. Действи-
тельный угол зацепления ai выбирают в зависимости от числа
зубьев шестерни.
Рекомендуется си — 22° при z = 12 4- 14 и ai = 24° при z =
= 15. Высота головки зуба h? ведущей шестерни принимается по
436
номограмме (рис. 211) в зависимости от числа зубьев и угла
зацепления. Тогда для ведомой шестерни
Н'г=(2—^-}т.
\ т /
Толщина s зуба ведущей шестерни определяется по номо-
грамме (рис. 212). Тогда толщина s' ведомой шестерни
z / л cos a s \
s = I------------т.
\ cos а! т )
Межцентровое расстояние
д _ Zj +г2 т cos а!
2 cos а
Рис. 212. Номограмма
для определения толщи-
ны зуба s
Рис. 211. Номограмма для определе-
ния высоты головки зуба h2
Радиусы начальных окружностей ведущей и ведомой 7?о
шестерен
R'0 = A—R0.
cos а
Ширина наиболее нагруженной ведущей шестерни I пере-
дачи
bi = zm|9,
ширина шестерен других передач
Cfii
где zi и Ci — число зубьев и комплексный параметр ведущей
шестерни I передачи;
Zi и Ci — соответственно число зубьев и комплексный пара-
метр ведущей шестерни данной передачи.
Радиус закругления ножки зуба г выбирают по номограмме
на рис. 213, а, а полную высоту зуба по номограмме на
рис. 213, б. Для некорригированных ведущей и ведомой шесте-
437
рен принимают: действительный угол зацепления си = а = 20°,
высоту головки зуба = h3 = m, толщину зуба
/ я
, s = s = — т.
2
Остальные параметры шестерен определяют так же, как
Рис. 213. Номограммы для определе-
ния:
а — радиуса закругления г ножки зуба;
б — высоты h зуба
и для корригированных шесте-
рен (по номограммам, приве-
денным на рис. 210, 213).
Номограммы на рис. 210—
П1 о С
213 даны для величин —, — ,
т пг
s г h
—, — и —, т. е. для модуля
т т т
т = 1. Для получения пара-
метров С, й2, s, г и h необхо-
димо найденные по графикам
значения умножить на мо-
дуль т.
Расчет конических шесте-
рен на прочность. При расчете
на прочность конических ше-
стерен с прямыми зубьями
'-'Tt >
УхЫср
где Р — окружная сила, кото-
рую считают прило-
женной по среднему
радиусу шестерни;
У\— коэффициент формы
зуба, выбираемый по
приведенному числу
зубьев г" ведущей ше-
стерни (по справоч-
нику) ;
/ср — шаг шестерни по среднему сечению зуба. Приведен-
ное число зубьев ведущей шестерни
Z1' =----—
coscp
средний модуль
ср
т°Р ~ ~2~
средний шаг
tcp = nmcp.
438
Зависимость между торцовым модулем пгт шестерни и сред-
ним модулем тср определяется следующим выражением:
b sin ср
тср = тТ----
где ср — половина угла при вершине образующего конуса.
Допускаемое напряжение изгиба [ои] = 4000 4- 5000 кГ/см2.
В нормали HATH (РТМ 13-132-64) для расчета конических
шестерен с нулевым углом спирали рекомендуется следующая
формула:
1,5Р. :
о„ =-----:,
ЬС'ттА ; . ' .
где С' — комплексный параметр прочности;
тт — торцовый модуль шестерни; • - 7
А = 1 —— ‘+ ~ ) —коэффициент; учитывающий переменное
сечение зуба;
здесь Л — длина образующей начального конуса. Обычно
b : L = 0,25, тогда А ~ 0,77.
Значение С' определяется в зависимости от числа зубьев г:
z 12 13 14 . 15—16 17—18 . 19 .20 21 >21
С' - ' , ; • ’
-—0,58, 0,59.0,60 0,61 0,625 0,63 0,64 0,64 0,64
' т 1 '
Выражая окружную силу Р через момент, а длину зуба
через длину образующей конуса b « 0,25 Л; L = z^ + z2,
получим
31,17Af
а =--------—______ ?
т3тС'гш V г2ш + г2к
откуда .
, 3/' 31,17М
тт = 1 / ----------==-.
V С'Ыгш V г2ш + г2м
Допускаемое напряжение изгиба [qu] = 2500 кГ]см2.
Для расчета на прочность конических шестерен со спираль-
ными зубьями используют формулу
Р'
,
Ь'1СрУ2 cos р ' ' >
где Р'— окружная сила, действующая по нормали к поверх-
ности зуба;
Ь' = —-—— длина зуба шестерни;
cos р ,
439
у2 — коэффициент формы зуба, определяемый по справоч-
нику по приведенному числу зубьев г" =----------------;
cos2 р COS ф
Р — угол между касательной к спирали в среднем сечении
зуба и осью шестерни.
Расчет зубьев шестерен на контактные напряжения прово-
дится по формуле
п л 1 о 1 У • / 1 I 1 \
тк = 0,4181/ -------sin а! (----1-----),
b' cos а \г\экв г2жв /
где а и си — соответственно профильный угол инструмента
и действительный угол зацепления; ц дкв и г2 же — эквивалент-
ные радиусы соответственно ведущей и ведомой шестерен
Л =______________А
I *ЭК8 9О
V COS2 Р COS ф J
Допускаемые напряжения и удельные нагрузки на зуб ше-
стерни берутся те же, что и при расчете цилиндрических
шестерен.
§ 12. ВАЛЫ
После окончания расчета шестерен и определения их основ-
ных параметров производят расчет валов коробки передач. Для
расчета валов по окончательно принятым размерам шестерен
в масштабе вычерчивается
расчетная схема коробки пе-
редач. С помощью этой схе-
мы устанавливают расстоя-
ния между опорами валов,
точками приложения дей-
ствующих на валы сил
(рис. 215), а также направ-
ления сил и вращения ва-
лов. Определяют силы (см.
рис. 209), действующие в за-
цеплении. Валы рассматри-
ваются как балки, лежащие
на двух шарнирных опо-
рах. Нагрузки на валы при-
нимаются сосредоточенны-
ми, равными силе Рп или ее
реакции и расположенными в плоскостях, проходящих по сере-
дине длины зуба. Для ведомого вала нагрузкой от цилиндриче-
ской пары шестерен является сила Рп или ее составляющие Р
и Рг, а для ведущего вала — реакция этой силы, равная ей по
величине, но противоположно направленная (рис. 214).
Расчет вала начинают с определения реакций в опорах. Зна-
чения нагрузок на валы и расположение их точек приложения
440
по длине вала изменяются в зависимости от включенной пере-
дачи. Поэтому значения реакций на опорах валов определяют
для каждой из передач. В большинстве случаев ца валы ко-
робки передач действуют силы, лежащие в различных плоско-
стях. Для сложения этих сил их раскладывают на составляю-
щие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, общих для
всех нагрузок — горизонтальной Рп,г и вертикальной Рпв
(рис. 214, 215) по формулам
Рп.г = Рп COS ф; Рп.а=Рп sin ф .
Соответственно для каждого из валов вычерчивают две
расчетные схемы: схему сил, действующих в вертикальной
плоскости, и схему сил, действую-
щих в горизонтальной плоскости.
Эти схемы для данного вала в
большинстве случаев применимы
для всех передач. При изменении
передачи изменяется только рас-
положение точек приложения сил
по длине вала. Далее принимает-
ся следующий порядок определе-
ния нагрузок вала отдельно для
Рис. 215. Схема сил, действующих
на вторичный вал коробки пере-
дач
каждой из передач:
1) определяют реакции опор
от сил, действующих в горизон-
тальной RAs, RBs и, вертикальной
RAe, Rb« плоскостях;
2) определяют изгибающие моменты в нагруженных сече-
ниях от сил, действующих в горизонтальной Мг и вертикальной
Мв плоскостях;
3) находят равнодействующие реакций и моментов по
известным соотношениям:
Ra^^RI + Ras; RB=\^RBe + RBe; = /м* + М2в.
Аналогичный расчет проводят для всех передач. Результаты
расчета записывают в таблицу, из которой находят значение
максимального изгибающего момента Ми тах и по нему рассчи-
тывают вал на прочность. Полученные при расчете равнодей-
ствующие реакций опор Ra,Rb являются радиальными нагруз-
ками на подшипники и используются при подборе под-
шипников.
Расчет валов на прочность. Валы коробки передач передают
крутящий момент и в большинстве случаев работают на изгиб,
поэтому их рассчитывают по формулам сложного сопротивления
на изгиб и кручение. Определение наибольшего изгибающего
момент^ на каждой из передач рассмотрено ранее. Момент
441
скручивания М и результирующий момент Мрез определяют по
формулам
' М = ЛШ Мрез = /И+Л?, .
где Мн — расчетный момент двигателя;
I — суммарное передаточное число в коробке передач до
рассчитываемого вала на данной передачу.
Из результирующих моментов, получающихся на разных
передачах, находят его максимальное значение Мрез тах. На-
пряжение вала
Мрез max
°рез~ 0,Id3. ’
где d— диаметр вала в опасном сечении (для шлицевого вала
берется средний диаметр шлицев d = ^н^вн. j.
Допускаемые напряжения при этом не превышают
[сГрез] = 600 4- 700 к.Г]см2.
Проверку валов тракторных коробок передач на усталост-
ную прочность обычно не производят, так как большие запасы
прочности, принимаемые при их Проектировании, гарантируют
их от поломки.
Расчет валов на жесткость. При недостаточной жесткости ва-
лов в результате действия переменной нагрузки возникает
недопустимый прогиб вала, также изменяющийся по величине.'
При этом неизбежно возникновение вибраций вала. Все это
ухудшает условия работы шестерен, вызывая дополнительное
скольжение зуба о зуб, неравномерное распределение давления
по длине зуба и пр. В случае значительного прогиба вала также
ухудшаются условия работы подшипников.
Жесткость вала определяется величинами прогиба f2 вала
и угла наклона «2 вала относительно его оси в сечениях по его
длине, соответствующих расположению шестерен, находящихся
в зацеплении. Угол а2 для проверки условий работы подшип-
ников проверяется дополнительно в сечениях, соответствующих
опорам.
Вначале определяется деформация вала отдельно: для двух
взаимно перпендикулярных плоскостей: f3 и аг для горизонталь-
ной и f3 и ae для вертикальной, а затем находят их полные
значения
fs=/7T+7b (67)
Деформации вала не должны превышать следующих значе-
ний: полный прогиб вала fs^0,2 мм-, углы наклона в ради-
альных шарикоподшипниках а2, 0,01 рад; углы взаимного
442
наклона валов под шестернями aL 0,001 рад. Если на вал
действует не одна сила, то суммарные деформации в данной
плоскости для данного сечения определяются как алгебраиче-
ские суммы деформации от действия отдельных сил. Получен-
ные значения алгебраических сумм подставляются в форму-
лу (67) для определения полных значений и аь. Значения
/в, ссг и ав деформации вала от действия на него одной силы
определяют по формулам сопротивления материалов, при этом
вал рассматривается как балка, свободно лежащая на двух
шарнирных опорах.
Угол закручивания вала
с/,
где I — длина скручиваемого участка вала в см\.
G — модуль упругости в кГ/см2-,
Jp — полярный момент инерции в см4.
Допускается угол закручивания вала не более 15' на 1 м.
Шлицевые соединения валов рассчитывают на смятие, а за-
тем проверяют на срез.
Напряжения смятия
= р
Q,8hzl ’
где 0,8 — коэффициент, учитывающий одновременность работы
шлицев;
h и z — соответственно высота и число шлицев;
I — длина ступицы.
Для неподвижных шлицевых соединений [oCju] = 500 ч-
-4- 1000 кГ1см2, для подвижных [осм] = 300 кГ!см2.
§ 13. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В качестве опор для валов коробки передач, как правило,
применяются шарико- и роликоподшипники. Исключением
являются шестерни заднего хода и шестерни коробки передач
с постоянным зацеплением, где иногда устанавливают подшип-
ники скольжения.
Тип подшипника определяют в зависимости от величины
и характера действующих на него нагрузок, требуемого срока
службы, числа оборотов, условий установки, габаритных разме-
ров и ряда других факторов. Наибольшее распространение
получили однорядные шариковые и цилиндрические роликовые
подшипники. Конические роликоподшипники более дорогие
и требуют регулировки, поэтому их применения избегают там,
где по условиям нагрузки возможна установка шариковых или
цилиндрических роликовых подшипников.
443
Посадку колец подшипников на вал выбирают по системе
отверстия, в корпус — по системе вала. Для вращающихся
колец шарикоподшипников применяют напряженную или тугую
посадку, для неподвижных колец — скользящую или плотную
2-го класса точности. Места посадки подшипников обрабатыва-
ют по 7—8-му классам чистоты поверхности.
Реакции опор, определенные при расчете валов, определяют
радиальные нагрузки RA и RB на подшипники качения.
Рис. 216. Схема сил, действующих в кони-
ческих и радиально-упорных подшипниках
Равнодействующая
сил, действующих вдоль
оси вала, представляет
собой осевую нагрузку А
на подшипник. При уста-
новке радиально-упорных
шарико- или роликопод-
шипников (рис. 216) по-
мимо осевых сил То, воз-
никающих в результате
работы механизма, учи-
тывают осевые составля-
ющие SA и Sb радиальных
нагрузок Ra и RB- Сум-
марная осевая нагрузка, воспринимаемая одним из подшипни-
ков, А = (SA — SB) ± То. При одинаковой величине радиальных
сил Ra и Rb осевые силы SA и SB взаимно уравновешиваются
(при равных углах наклона дорожек). Осевые нагрузки SA и SB
подсчитывают по формуле
S=l,2/?tg|3,
где угол (3 для конических подшипников соответствует углу
между образующей конической поверхности наружного кольца
и осью вращения подшипника; для шариковых радиально-
упорных подшипников — углу между осью, проходящей через
центр шарика перпендикулярно оси вращения подшипника,
и прямой, проходящей через центр шарика и точку его контакта
с ’дорожками наружного и внутреннего колец подшипника.
Условная эквивалентная нагрузка Q9Ke на радиально-упорный
подшипник, учитывающая радиальную и осевую нагрузки,
а также условия его работы:
Qskb (R + mA)KKKd, (68)
где m — опытный коэффициент, зависящий от типа и размеров
подшипника, учитывающий разное влияние на срок его службы
радиальной и осевой нагрузок (числовые значения коэффициен-
та m находят из таблицы, приводимой в специальной литерату-
ре по подшипникам);
Кк — коэффициент, характеризующий срок службы подшип-
ника в зависимости от того, какое кольцо подшипника вра-
444
щается — внутреннее или наружное (при вращении внутреннего
кольца Кк = 1; при вращении наружного кольца для всех
подшипников, кроме сферического, Кк = 1,35; для сферического
шарикоподшипника Кк = 1,1);
Кд — коэффициент, учитывающий влияние на срок службы
подшипника характера нагрузки (для подшипников тракторных
трансмиссий коэффициент Кд = 1,3 1,5). О стойкости подшип-
ника по отношению к воспринимаемым нагрузкам и его долго-
вечности судят по коэффициенту работоспособности С.
Коэффициент С для радиально-упорных подшипников
С = Q3Ke (nh)0'3 = (R + mA)KKKd(nhf'3,
где n — число оборотов вращающегося кольца подшипника;
h — необходимый срок службы подшипника в часах (при
подборе подшипников для коробки передач принимают
6000 ч).
Для радиальных роликоподшипников с цилиндрическими
роликами С = /?КхКд(пй)°’3; для упорных подшипников
С = AKMnh)^.
Приведенные выше формулы применимы для расчета под-
шипников, работающих с постоянной нагрузкой и с постоянным
числом оборотов вала. Подшипники, установленные в трансмис-
сии трактора, работают на разных режимах. Значения радиаль-
ных и осевых нагрузок на эти подшипники и числа оборотов
вала зависят от передачи, на которой в данный момент рабо-
тает трактор. Суммарная нагруженность подшипников трактор-
ных трансмиссий также зависит от распределения времени
работы трактора на различных передачах. Для подшипников,
работающих при переменном режиме, определяют приведенную
постоянную нагрузку Qnpue при произвольно выбранном посто-
янном числе оборотов гг, при котором срок службы подшипника
ожидается примерно таким же, как и у выбираемого подшип-
ника, работающего в данных конкретных условиях с перемен-
ной нагрузкой и переменным числом оборотов. Значение Qnpue
определяется из выражения_________________________
Qnpue = «iPiQi ’33 + ctuPiiQii*33 + • • • + a*?P*Q3 ’ 33>
где ai, ап,...»ае — время работы подшипника на данной пере-
даче как часть общего времени работы, принятого за единицу
(см. табл. 33);
Пт п пе
= — , Ви = , ре = — — отношения чисел оборотов ва-
п п п
ла при работе на данной передаче к условному, произвольно
выбранному для расчета числу оборотов;
Qi, Qii, Qe — условные эквивалентные нагрузки на подшип-
ник соответственно на I, II и е-й передачах при движении трак-
тора вперед, определенные по формуле (68). Коэффициент
работоспособности подшипника при переменном режиме работы
445
С = Qnpue(nfi)0’3, где п — условное, произвольно выбранное чис-
ло оборотов для определения коэффициентов рп,..., pe.
Шарико- и роликоподшипники подбирают по таблицам ГОСТа
(или ОСТа) на основании предварительно определенного коэф-
фициента работоспособности С.
Таблица 33
Доля времени а» работы трактора на рабочих передачах от общей
продолжительности работы
Трактор Коробка передач а е
I II ш IV V
Гусеничный Трехступенчатая 0,25 0,65 0,10 — —
Четырехступенчатая 0,20 0,40 0,30 0,10 —
Пятиступенчатая 0,15 0,30 0,30 0,15 0,10
Колесный Трехступенчатая 0,15 0,70 0,15
Четырехступенчатая 0,10 0,30 0,45 0,15 —
Пятиступенчатая 0,10 0,30 0,30 0,20 0,10
Для выбора размеров элементов игольчатого подшипника по»
коэффициенту работоспособности С пользуются формулой
С = R (nh)° • = 250d° • Ч.
Соотношения между длиной иглы I и диаметром вала d
жны находиться в пределах: I = (0,5 4- 1,0) rf; между длиной
иглы I и ее диаметром dUz / = (6 4- 10)dU2. Радиальный зазор А,
между роликами и отверстием зависит от диаметра вала:
d в мм 20—30 30—50 50—80
А в мм 0,028—0,045 0,025—0,05 0,03-0,06
Суммарный боковой зазор между иглами в собранном под-
шипнике находится в пределах 0,2—0,4 мм' и должен быть
меньше диаметра иглы dus- Поверхность вала и внутренняя по-
верхность детали, по которым катятся ролики, должны иметь
твердость не менее HRC 60.
§ 14. ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарные передачи в однорядном исполнении применяют-
ся в качестве второй ступени конечных передач (трактор
ДЭТ-250) в механизме поворота (тракторы Т-140, Т-180, ДТ-75Ъ
Т-4, ДЭТ-250 и др.), в увеличителях крутящего момента (трак-
торы «Беларусь» МТЗ-50 и ДТ-75) и валах отбора мощности
(трактор «Беларусь» МТЗ-50). В многорядном исполнении пла-
446
нетарные передачи могут применяться в качестве коробок пере-
дач как механических, так и гидромеханических трансмиссий.
В планетарных механизмах передачи переключают с по-
мощью фрикционов или ленточных тормозов. Эти механизмы
позволяют переключать передачи на ходу трактора, не разры-
вая передаваемый на ведущие колеса поток мощности, что
повышает его производительность и облегчает управление.
Габариты и вес планетарной коробки при прочих равных усло-
виях получаются меньше по сравнению с габаритом и весом
обычных коробок, а их к. п. д. и надежность выше. Это дости-
гается за счет менее напряженной работы шестерен и большин-
ства подшипников вследствие того, что окружная сила здесь
передается несколькими шестернями-сателлитами, а большин-
ство подшипников разгружено от радиальных сил вследствие
их взаимной уравновешенности. К недостаткам планетарных
передач относятся большее число деталей и более высокая
точность их изготовления.
Планетарные ряды, из которых составляют планетарные пе-
редачи, могут выполняться с внутренним, внешним и смешан-
ным зацеплением шестерен. Последние вследствие повышенной
износостойкости, надежности и более высокого к. п. д. по
сравнению с аналогичными параметрами других планетарных
передач получили наибольшее распространение.
Рассмотрим две схемы: одну со смешанным (рис. 217, а)
и другую с внешним (рис. 217, б) зацеплением. Обычно приме-
няют следующие обозначения: а — солнечная шестерня, b —
водило, с — коронная (венечная) шестерня; индексы: 1 — ве-
дущий элемент, 2 — ведомый элемент, 3 — тормозной элемент.
Если планетарный ряд обозначен то а,\ означает, что
солнечная шестерня является ведущей, с3— коронная шестерня
служит тормозным элементом, а 62 — водило является ведомым
(рис. 217, а). Буквенные или цифровые индексы при обозначе-
ниях чисел оборотов, угловых скоростей и других параметров
означают элемент, к которому этот параметр относится, напри-
мер, па — число оборотов солнечной шестерни, пс — число1
оборотов коронной шестерни, пъ — число оборотов водила,
гъ — радиус водила по осям сателлитов, icab—передаточное чис-
ло от солнечной шестерни к водилу при остановленной коронной
шестерне, числа зубьев шестерен: солнечной za, коронной zc,
сателлитов гъ и т. д.
Кинематическая связь между элементами планетарного ряда.
Она может быть установлена двумя способами: графическим
и аналитическим. Для построения плана скоростей ряда, напри-
мер Я1&2Сз (рис. 217, а), вычерчивают в произвольном масштабе
схему ряда. Проводят ось, продолжающую ось ведущего и ведо-
мого валов, из точки О восстанавливают перпендикуляр ОН
к оси и сносят на него полюса ра, Ре, ръ- При этом отрезки Ас
и Аа соответствуют радиусам начальных окружностей коронной
447*
и солнечной шестерен, а отрезок АЬ — радиусу водила. Отло-
жив от ведущего полюса (в данном случае ра) вектор окруж-
ной скорости
лпАа
Va ~ 30 ’
соединим его конец с точкой О. Полученный луч является
планом абсолютных скоростей солнечной шестерни. Скорость
вращения коронной шестерни vc в полюсе рс при полностью
затянутом тормозе равна нулю. Луч проведенный из полюса
рс через конец вектора па, будет планом абсолютных скоростей
сателлитов. Соединив точку О с концом вектора Vb, получим луч
— план скоростей вращения водила. Из приведенной схемы
видно, что
Аа 30 ’ g 2 Ab 30 ’
а отрезки hh' и hh", отсекаемые лучами Vi и V2 на произвольной
прямой, параллельной оси валов, пропорциональны числам
оборотов. Следовательно,
.с пх hh"
lab — — тту •
«2 hh'
448
Сателлит участвует в двух движениях: относительном вокруг
оси водила (пъо) и переносном вместе с водилом вокруг оси О
(пь). Абсолютные скорости зубьев сателлитов равны скорости
зубьев: в полюсе рс — коронной шестерни, в полюсе ра — сол-
нечной шестерни. Относительная скорость сателлитов пропор-
циональна отрезку h'h". Разделив ее на радиус Bi, найдем
угловую скорость о)ьо и число оборотов Пъо сателлита относи-
тельно его оси. Если проскальзывает тормоз, то в полюсе рс
появится свой вектор скорости, а мгновенный центр вращения
сместится по перпендикуляру.
Для планетарного ряда с внешним зацеплением (рис. 217, б)
построение плана скоростей выполняется аналогично разобран-
ному выше:
. __ dd'
п2 dd"
При аналитическом определении передаточных чисел поль-
зуются методом Виллиса, заключающемся в мысленной оста-
новке водила, для чего водило мысленно представляют
вращающимся в обратном направлении с тем же числом обо-
ротов. В этом случае планетарная передача превращается
в обычную передачу с неподвижными осями. При этом относи-
тельные числа оборотов солнечной шестерни пао (рис. 217, а)
и коронной псо (относительно водила)
Пао = Па — Пь'> "со = Пс~-Пь-
При мысленной остановке водила передаточное число от
солнечной шестерни к коронной
;Ь _ Па—Пь
1ас — ,
пс—пь
знак минус указывает, что эти шестерни вращаются в противо-
положных направлениях. В результате алгебраического преоб-
разования предыдущего равенства получим
Ид П^ (1 “Ь iac) “Ь Uc^ac = 9, (69)
па-пд(1+/<) + пД=0,
где отношение
„
lac------Л
называется характеристикой планетарного ряда, которая пред-
ставляет кинематическое передаточное число при остановленном
водиле, т. е. при неподвижных осях.
Уравнение (69) служит основой для определения чисел обо-
ротов элементов любого планетарного ряда со смешанным
29 Заказ 848 449
зацеплением. Например, для ряда (рис. 217, а) при
пс — 0 уравнение (69) примет вид
«а—п6(1+К) = 0, а 4 = -^ = ЛЧ-1.
Пь
Для планетарных рядов с внешним зацеплением (рис. 217,
б), так как шестерни а и с вращаются в одном направлении,
общее уравнение для определения кинематического передаточ-
ного числа имеет вид
па—пь(К. + 1)—=
Характеристика планетарного ряда в этом случае
.b тг zB' zA"a
lac — Л •— — *• •
zAa zB
Рис. 218. Кинематические схемы планетарных рядов со смешан-
ным зацеплением:
а — б — a3b2ci; в — а\Ь3с2\ г — a^b3cx\ д — а^Ь\С3\
е — а3Ь{с2
Кинематические схемы планетарных рядов со смешанным за-
цеплением. Изменяя положение в схеме планетарного ряда од-
ного из трех элементов: ведущего, ведомого и тормозного,
можно получить шесть кинематических схем. Такой пример
получения шести схем рядов со смешанным зацеплением при-
веден на рис. 218.
Из анализа приведенных на рис. 218 схем, данного
в табл. 34, видно, что, применяя ту или иную комбинацию эле-
ментов ряда, можно получить: две схемы (рис. 218, а и б)
и аз&2С1, понижающие число оборотов (ni>n2), и две
схемы (рис. 218, д и е) а2Ь\с2 и а^Ь^, повышающие число обо-
ротов ведомого вала (п2 > Mi), Две схемы заднего хода
(рис. 218, в и г) aibsc2 и a263Ci, в которых ведущий и ведомый
валы вращаются в противоположные стороны.
Планетарный ряд механизма поворота тракторов ДТ-75
и Т-4 построен по схеме azb2c\. Планетарный механизм поворота
трактора ДЭТ-250 (рис. 205, а) имеет планетарный ряд по схеме
450
Таблица 34
Передаточные числа и тормозные моменты планетарных рядов со смешанным
зацеплением
Схема Передаточные числа (с уче- том направ- ления вращения) Тормозные моменты Схема Передаточные числа (с уче- том направ- ления вращения) Тормозные моменты
Рис. 218, а Па — ПЬ(\ + + К) = 0; &=» + *; ~>&>2 Af3=4i1K; м3= Рис. 218, г па+пг.К=0; ib =--Ц са К 0>ibca>-l Ms = MiV + K).
К Ms = M2 (1 + Ю
Рис. 218, б - по(1+К)+ + псК=0; :а »+К. сЬ к ’ 2> %> 1 ’ 1 1Г + 1Г1* со 1 со г-i sF 2= « Рис. 218, д па — пь (1+К) = 0; .с __1 lba ~ 1 + К’ 0,5 >icba>0 у w Х « II 7 и ЬЭ >5 -• X
Рис. 218, в па + псК=0; ~^>ibac> — оо II Х^ to сГ* 1 II JX ’ х Рис. 218, е -nb(l+K)+ ? = -*- bc 1 + К ’ 1 ’"^Х |Г S 1х II 3
с фрикционной муфтой, блокирующей а и Ь, т. е. соеди-
няющей водило с солнечной шестерней, а планетарный ряд
конечной передачи этого трактора построен по схеме а\Ь2с3.
При установлении чисел зубьев шестерен планетарных рядов,
кроме получения требуемого передаточного числа, необходимо»
выполнить следующие три основных условия:
1. Условие соосности. Для обеспечения соосности элементов
передачи для рядов, показанных на рис. 218, необходимо, чтобы
%с ~ % а “Ь .
2. Условие сборки. Для обеспечения сборки механизмов
(возможности зацепления шестерен) требуется, чтобы
za + zc = уЛ7,
где у — любое целое число;
k' — число сателлитов.
3. Условие соседства. В собранном механизме (рис. 218)' не
должно быть касания между наружными цилиндрическими
29* 451
поверхностями зубьев соседних сателлитов, расстояние А между
этими поверхностями должно быть не менее 5 мм. Для этого
т [(zc—z6)sin-£-—(z6 + 2)] > Д.
k
Определение сил и моментов, действующих на элементы пла-
нетарного ряда. Рассматривая уравнение равновесия сателлитов
ряда без учета сил трения (при к. п. д. i) = 1), можно опреде-
лить силы и моменты, действующие при установившемся
(равномерном) движении на элементы планетарного ряда.
Для ряда со смешанным зацеплением (рис. 217, а)
Рс + Ра = Рь- РаВх = РсВ^ Рь = 2Ра = 2Рс.
Сила
Р — Мд ,
а Аа Ла
момент, действующий на водило,
Мь = РЬАЬ = 2Ра Ас + Аа =Ра(Ас + Аа) = Ма (1 + .
& \ ла /
Ас
Зная, что ---= /С, получим Мь = Ма(1 + К).
Аа
Момент, действующий на коронную шестерню,
мс = РсАс = -^-Ас = МаК.
Аа
Разделив почленно два предыдущих уравнения, получим
Мь _ Ма(\ + К)
мс мак
откуда Mb = Мс .
Л
Подшипники солнечной и коронной шестерен вследствие сим-
метричного расположения сателлитов не испытывают радиаль-
ных нагрузок. При этом радиальные составляющие от сил, дей-
ствующих в полюсах зацепления сателлитов с солнечной шестер-
ней, взаимно уравновешиваются. Аналогично уравновешиваются
и радиальные силы, действующие на коронную шестерню. При
установке на валах этих шестерен тормозных барабанов могут
создаваться радиальные нагрузки, которые следует учитывать
при подборе подшипников.
Оси сателлитов рассчитывают на изгиб от действия силы Ръ-
Подшипники сателлитов подбирают по приведенной нагрузке,
как и подшипники коробки передач.
Определение блокировочных моментов. Выключение плане-
тарного ряда с целью получения прямой передачи осуществля-
ется в большинстве случаев с помощью блокировочной фрик-
452
ционной муфты. Возможны различные варианты установки
этой муфты в каждой из шести схем планетарных рядов, пока-
занных на рис. 218. На рис. 219 приведены различные варианты
установки блокировочных фрикционных муфт с указанием мо-
мента Л4дб, который через них передается. При установке блоки-
ровочной муфты между ведущим и ведомым валами М$ = Mi.
Обычно выбирают такую схему включения муфты, при которой
передаваемый ею момент минимален.
г, i=i
== j
Д/ &2 С3 /
Блокировка
аис
_____2
Блокировка
а и b
Мф-М^
Блокировка
аи b
2
Нф^к
Блокировка
Ьи с
Ltp г
М9=М,(К+1)
Блокировка
cub
Блокировка
аис
Мф~М1(К+1)
Блокировка
b и с
2
\ сг /
-х м К+1
~~ Пф ~i>1"
Блокировка
а и b
1
\ g? Ay /
Блокировка
аис
2 /
Блокировка
а и b
2
1
г
г
Рис. 219. Кинематические схемы включения блокировочных фрикционных
муфт с указанием моментов, которые они передают
К. п. д. планетарных передач. Основными потерями энергии
в планетарной передаче являются потери на трение в полюсах
зацепления шестерен, которые происходят в результате относи-
тельного движения звеньев ряда внутри системы. Потери в под-
шипниках, получающиеся в результате переносного движения
(вращения всей системы в целом), составляют незначительную
часть от общих потерь, поэтому их при определении к. п. д.
обычно не учитывают. Из сказанного видно, что чем большая
часть общего потока мощности передается при переносном дви-
жении, тем меньше потери и выше к. п. д. планетарной передачи.
К. п. д. для любой передачи
. ^2 = ^2^2
МХПХ ’
453
т. е. -q равен отношению мощности, полученной на ведомом
валу, к мощности Ni, затраченной на ведущем валу. Силовое
передаточное число
2 Mt
Л), ’
кинематическое
i = —
п3
а их отношение
t _ М,п2
i
i
Для вывода уравнений, оп-
ределяющих зависимость ме-
жду моментами, действующи-
ми на ведущем и ведомом
валах, и к. п. д., рассмотрим
работу двух вариантов плане-
тарного ряда aife3c2 (рис. 220)
и ^2^1 (при обратном на-
правлении потока мощности).
Мощности на ведомых звень-
ях этих рядов: для первого
Ма(.па—пь)^ — Мс(пс—пь), (70)
для второго ряда
Мс(пс—nb)t]0= — Ма(па — пь\ (71)
где т]о — к. п. д. механизма при остановленном водиле.
Знак минус при моменте на ведомом валу означает, что ве-
дущий и ведомый (момент сопротивления) моменты направлены
в разные стороны. Уравнения (70) и (71) можно переписать сле-
дующим образом:
Ма(па —nb)i]+1 + Мс(пс—пь) = 0;
^а(«о—MV1 +ММ— «д) = 0.
Следовательно, зависимость между моментами на ведущем
и ведомом валах в общем виде может быть выражена уравне-
нием
Ма(па—п6)т£ + Ме(пс—пь) = 0,
где показатель степени х при к. п. д. зависит от того, какой из
элементов является ведущим.
454
Если солнечная шестерня является ведущей, то х = +1, если
ведомой, то х = —1. Уравнение равновесия элементов планетар-
ного ряда при установившемся движении Ма — Мъ + Мс = Ъ.
Подставив в это уравнение полученное ранее значение Л4С =
= МаК (с учетом потерь в зацеплении Мс = МаКт\х0), получим
новое уравнение Ма— Мь + ЛГо/Сг) х = 0. Решая последнее урав-
нение относительно Ма, полу-
чим
Ма = -^-.
1 + ЯПо
Таким образом, связь меж-
ду моментами, действующими
на элементы планетарного ря-
да, определяется общим урав-
нением
Ма = -^-----
Рис. 221. Схема планетарной коробки
передач
В качестве примера опре-
делим к. п. д. планетарного
ряда (рис. 217, а) с характеристикой ряда К = 3. Силовое
i и кинематическое i передаточные числа для этого ряда опреде-
лятся из уравнений (72) и (69):
^=1+^=1+^; j =
Ма ° ° пь
Полный к. п. д. данного ряда
п . ? - 1 + КПо
i Л'4-1
К. п. д. планетарного ряда со смешанным зацеплением при
остановленном водиле учитывает потери в полюсах зацепления
шестерен
П, =
где т]с и т]а — к. п. д. пар шестерен с внутренним (т]с) и внешним
зацеплением (т)а). Принимаем т]с = 0,985, т]а = 0,975. Общий
к. п. д. планетарного ряда
= 1 4-КПо = 1+3-0,985-0,975 ~ q д7
Т1“ К+1 3 + 1 ~ ’
К. п. д. сложной планетарной передачи. К. п. д. определяется
по наиболее простому методу, предложенному проф. М. А. Крей-
несом. В качестве примера определим к. п. д. планетарной ко-
робки (рис. 221) на одной из ступеней, когда тормоз Т3 затянут,
455
а тормоза T3_x, Т\ н Т2 отпущены. Характеристики планетарных
рядов этой коробки известны: — 2,96; К2 = 1,69; Кз = 1,58;
К4 = 3,31. Из приведенной схемы видно, что
па\ = tii, псХ = = пЬз = па2,
паз = пЬ4, па4 = 0, пЬ2 = псз = п2, пьх = пс2.
Составим уравнения для каждого ряда, работающего на дан-
ной ступени [по уравнению (69)];
па\— пЬ\(К\ + 1) + лс1^1 = О»
па2 — пЬ2^2 + 1) + Ис2^2 ~ 0>
паз—+ 1) + ПдзКз = 0;
Па4—4" 1) + ПсьКь = 0,
Решая совместно эти уравнения, найдем кинематическое пе-
редаточное число на этой ступени:
{- = «1 = KgU+^+^+W + K. + l =
е п2 K2(l+K8 + W
= 1,69(1+2,96+1,58+ 1,58-3,31)+2,964-1 = j gg
“ 1,69(1 + 1,58 + 1,58-3,31) “ ’
Силовое передаточное число
з Хг'Прг (l+^itlp* +Хз'Прз+^з'|1рз^4'|1р4)+К1Яр11 + 1 _
К2Пр2 (1 + Х3Г)рЗ + ^З^рЗК^
К2 f 1 +Xj'Hpi +Хз + Хз К4 'j + XiBpi +1
_ '____________ПрЗ_____Врз Чр4 /___________= 1 62
К2 — (1+Кз — + Кз — К«— 1
Чр2 \ йрЗ ЧрЗ Яр* /
где хх = +1; х2 = —1; Хз — —1; х4 — —1.
Полный к. п. д. коробки при включении данной передачи
§ 15. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ ВАЛЫ И МУФТЫ
Валы. При равномерном вращении ведущего вала 1 (рис. 222)
и перекосе его оси на угол yi относительно оси ведомого вала 2
последний вращается неравномерно. Связь между углами их по-
ворота (ведущего ai и ведомого аг) выражается формулой
tg a2 = tgaIcosy1,
456
отношение их угловых скоростей
<в2 _______cos у,______
<ol sin2 eq 4- cos2 cq cos2 у!
Неравномерность вращения ведомого вала пропорциональна
углу у] между осями валов. Чем меньше угол между валами уь
тем ближе отношение <ог/<»1 к единице.
Для улучшения условий работы при углах перекоса более-
3—5° там, где это возможно по условиям размещения, устанав-
ливают последовательно две соединительные шарнирные муфты
неравных скоростей (рис. 222). В этом случае связь между угла-
Рис. 222. Схема последовательной установки двух соединитель-
ных шарнирных муфт
ми поворота ведущего вала -ai и ведомого аз выражается равен-
ством
± j COS Vo
tga3 = tga,----,
cos Yj
т. е. их угловые скорости равны (ai = аз) при одинаковых углах
Yi и у2. Вилки 4, установленные на валу 2, должны находиться
в одной плоскости (ф = 0°). Изменение положения вилок отно-
сительно указанного положения на угол ф =# 0° приводит к не-
равномерному вращению. Из графика рис. 223 видно, что если
вилки 4 повернуты одна относительно другой на угол ф = 15а
(при Yi = уг), то за один оборот вала 1 вал 3 дважды отстает от
него на угол ai — аз, примерно равный — 1°. В случае располо-
жения вилок под углом ф = 90° вал 3 дважды отстает и дважды
обгоняет вал 1 за один оборот на угол приблизительно 2°. При
этом суммарное колебание угла составляет около 4°. При ф = 0
ai = аз. Из вышесказанного следует, что для равномерной рабо-
ты передачи (рис. 222) желательно иметь углы yi = Тг, а вил-
ки шарниров должны быть расположены в одной плоскости.
Применение в приводах к передним ведущим колесам одной
шарнирной соединительной муфты неравной угловой скорости
вызывает неравномерность вращения колес, что ухудшает устой-
457
5₽ис. 223. Г рафик зависимости неравно-
мерности вращения ведомого вала (раз-
ности си — аз) от угла ai при различных
значениях угла ф взаимного расположе-
ния вилок 4 на валу 2
чивость трактора на повороте. Применение в этом случае двух
таких последовательно соединенных муфт (рис. 222) вызывает
трудности в их размещении, а также увеличивает вес и стоимость
конструкции. Поэтому в тракторах со всеми ведущими колесами
иногда используют шариковые муфты равных угловых скоростей.
Эти муфты работают достаточно надежно при углах перекоса
у < 20° и требуют особого
внимания к фиксации вза-
имного положения вилок.
При небольшом смещении
вилок или износе канавок
изменяется кинематика ме-
ханизма и нарушается ра-
венство угловых скоростей
вращения ведомого и веду-
щего валов.
Элементы
ных муфт. В
ных валах
считывают
валы, вилки,
ные болты, пальцы, шлице-
вые соединения и упругие
элементы. Расчет произво-
сопротивления материалов
и
на
соединитель-
соединитель-
муфтах рас-
। прочность
соединитель-
дят по общепринятым формулам
и деталей машин.
Валы сплошного сечения и полые рассчитывают на кручение
по формулам:
т, _ 2®® кГ/см<-. Тг=_!®!®_
nd3
л (cfj—d*)
где р — коэффициент запаса муфты сцепления;
d— диаметр сплошного вала в см;
d\ и d2 — наружный и внутренний диаметры полого вала
в см.
Угол закручивания вала
е = ₽льл д
JG н
где L — расчетная длина вала в см;
J — полярный момент инерции сечения в см4;
G — модуль упругости сдвига в кГ/см2.
Для валов с длиной L > 100 см угол закручивания 0 не дол-
жен превышать 0,13 рад на 1 м длины вала. Неучтенные в рас-
чете динамические нагрузки компенсируются повышением запа-
сов прочности при выборе допускаемых напряжений [т] = 800 -i-
-г- 1200 кГ1см*. Тракторные валы не рассчитывают на крутильные
45§
колебания, так как они относительно короткие и жесткие. Вилки
соединительной муфты рассчитывают в зависимости от ее фор-
мы на изгиб и кручение, при этом напряжение кручения должно
быть менее 1500 кГ/см2.
Упругие соединительные муфты с резиновыми втулками. Раз-
меры резиновой втулки проверяют приближенно на смятие.
Окружное усилие Рет, передаваемое одной втулкой,
напряжение смятия
= кГ/см2,
demP
где 7? — радиус расположения осей втулок в см\
z — число втулок;
dem и Ь — диаметр отверстия и длина втулки в см.
У существующих муфт напряжения смятия [oCJJ ~ 80 кГ)см2.
Упругие соединительные муфты с резиновыми блоками. Их
приближенно рассчитывают на смятие. Напряжение смятия
где г — расстояние от центра тяжести блока до оси вала;
Fq — площадь боковой поверхности блока.
Шип крестовины шарнирной муфты рассчитывают на изгиб,
срез и смятие от силы
р __
* Ui — Л >
2r cos у
где г — расстояние от оси вала до середины шипа;
у — угол перекоса вала.
Площадь опорных центрирующих поверхностей шипов, на
которые опираются торцы вилок, должна быть не менее 80—
100% площади сечения шипов.
Игольчатые подшипники рассчитывают по радиальной, дей-
ствующей на шип, силе по формуле (62), в которую вместо чис-
ла оборотов вала п подставляют число оборотов шипа пш =
= ntgy.
Глава 38. ЗАДНИЙ МОСТ
Механизмы заднего моста трактора служат для передачи
крутящего момента от коробки передач к ведущим колесам (гу-
сеницам) трактора.
Задний мост включает в себя главную передачу, механизмы
поворота и конечные передачи.
459
§ 16. ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА
Она служит для увеличения передаточного числа трансмис-
сии и передачи крутящего момента на валы, расположенные под
углом. Главные передачи по числу пар шестерен могут быть оди-
нарные и двойные. В одинарных передачах имеется одна пара
конических или цилиндрических шестерен, в двойных — две пары
(пара конических и пара цилиндрических шестерен). Применяют
прямозубые, спиральнозубые и зерольные конические шестерни.
Для правильного монтажа конических передач предусматривает-
ся возможность регулировки зацепления шестерен путем переме-
щения ведущего и ведомого валов в осевом направлении. В от-
регулированном положении зазор между зубьями прямозубых
шестерен не должен превышать 0,2 мм, а для зерольных и спи-
ральных шестерен — не более 0,1 мм. Детали главной передачи
рассчитывают так же, как и детали коробок передач.
§ 17. ДИФФЕРЕНЦИАЛ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
У колесных тракторов главную передачу обычно совмещают
с дифференциалом, который обеспечивает вращение ведущих ко-
лес с различными угловыми скоростями, что необходимо при
повороте трактора и при движении по неровной дороге.
Классификация дифференциалов.[По принципу действия диф-
ференциалы делят на простые, с принудительной блокировкой и
самоблокирующиеся.' По типу применяемых шестерен дифферен-
циалы бывают с цилиндрическими или коническими шестернями.
Конические дифференциалы выполняют с двумя, тремя и четырь-
мя сателлитами.
Расчет деталей дифференциала. Сателлиты, полуосевые ше-
стерни и оси сателлитов рассчитывают на прочность. Метод рас-
чета шестерен дифференциала аналогичен методу расчета ше-
стерен главной передачи. Величина момента, подводимого
к корпусу дифференциала,
PR = MHi к1г.пП\
где Р — окружная сила в кГ, приложенная к корпусу диффе-
ренциала на радиусе
Мн — расчетный крутящий момент двигателя;
iK — передаточное число коробки передач;
ia.n — передаточное число главной передачи;
т)'— к. п. д., учитывающий потери в трансмиссии до диффе-
ренциала.
Обозначив через k число сателлитов в дифференциале, полу-
чим величину окружной силы каждого сателлита
мл1Л9 лГ
W fC 1
с~ Rfi ’
460
Так как каждый сателлит имеет одновременно в зацеплении
два зуба, то на каждый зуб действует сила (рис. 224)
Рс _
2 2R,k
Определим усилие, действующее на зуб сателлита дифферен-
циала трактора Т-40.
Рис. 224. Схема дифференциала
Данные для расчета: Ne = 42 л. с., п = 1600 обIмин, i = 11,5—
передаточное число трансмисси без конечной передачи, rf =
= 0,98.
1. Момент, подводимый к корпусу дифференциала,
ТИ, = Л4кй/ = 214 кГ-м.
2. Окружное усилие, приложенное к корпусу дифференциала
на радиусе 7? окружности, проведенной через середину зубьев
сателлитов,
Р = ^ = —= 4870 кГ.
Rx 0,044
3. Окружное усилие на сателлит
Рс = -^- = —= —= 2435 кГ.
Rxk k 2
4. Усилие на один зуб сателлита
Рзс = -^= 1218 кГ.
2
Оси сателлитов. Оси сателлитов рассчитывают на срез по си-
ле Рс.
461
Напряжение среза
4РС ^иг^'
ср nrff Rlknd2l
кГ/см2>
где di — диаметр оси сателлита в см.
Кроме расчета на прочность, часть деталей дифференциала
рассчитывают на смятие. В частности, на смятие рассчитывают
опорные поверхности сателлита, а также опорную поверхность
оси сателлита в корпусе дифференциала.
Удельное давление сателлита на ось
Чс° dxhi Rxkdxhx
кГ/см1,
где hi — длина опорной поверхности сателлита в см.
Допустимое удельное давление
[?с] <700 кГ/см2.
Напряжение смятия в корпусе дифференциала
Рс ...
F Rxkdxh2
кГ/см2.
Удельное давление сателлита на корпус дифференциала оп-
ределяют по осевой силе S, действующей на сателлит:
Л/f j j Vk'
S = Qsin6 = Pctgasin6 = —1 tgasinS кГ,
где a — угол зацепления.
Удельное давление
q = — = —- tg a sin 6 кГ/см2,
^с-к р Rxkn(d2—d2) s 7
где F — поверхность контакта сателлита и корпуса дифферен-
циала.
Пример. На ось сателлитов дифференциала трактора Т-40
действует сила Р = 2454 кГ.
1. Напряжение среза оси
тср —
4Р
4>2454
3,14-2,82
400 кГ!см\
где dc = 28 мм — диаметр оси сателлита.
Для стали 40Х |[тСр] = 700 кГ1см2.
2. Удельное давление на поверхность оси сателлита
Рс
Рс
1($С
F
1227 -= 137 кГ/см2.
3,4-2,6
где I = 34 мм — длина оси сателлита.
462
Полуоси. Полуось рассчитывают на кручение по опасному се-
чению — шлицевому концу. Напряжение кручения
. Мт1к1гЛ'
кр 0,2d3
где d — внутренний диаметр вала по впадинам;
т)"— к. п. д. трансмиссии с учетом дифференциала.
Шестерни дифференциала и оси сателлитов изготовляют из
цементуемых сталей 20Х, 18ХГТ и I2XH3A; полуоси — из стали
40, 45, 40Х, 45Г2; корпус дифференциала — из стали 45Л, чугуна
СЧ 21-40.
§ 18. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
Они должны удовлетворять следующим требованиям: обеспе-
чивать прямолинейное устойчивое движение трактора, не созда-
вать дополнительных нагрузок на двигатель при повороте трак-
тора, обеспечивать плавный и быстрый переход от движения по>
прямой к движению по кривой минимального радиуса, иметь,
легкое управление.
Классификация механизмов поворота. По устройству меха-
низмы поворота бывают: а) одинарные дифференциалы с тормо-
зами на полуосях; б) двойные дифференциалы с тормозами на
шестернях; в) планетарные механизмы; г) муфты поворота.
На современных тракторах в качестве механизмов поворота
применяют планетарные механизмы (трактор ДТ-75М, Т-4М
и др.) и муфты поворота (тракторы Т-100, Т-38М и др.).
Расчет механизмов поворота. Расчет муфт поворота аналоги-
чен расчету муфт сцепления. Расчетный момент трения муфты
поворота
Мм.п — PAfKZmaxT] ,
где р = 1,2 ч- 2,5 — коэффициент запаса муфты поворота;
Мн—расчетный момент двигателя в кГ > см\
rmax — максимальное передаточное число коробки
передач и главной передачи;
т)' — к. п. д. трансмиссии (без конечной передачи).
Найденный момент Мм.п по двигателю необходимо проверить
по сцеплению с грунтом, так как при значительных крутящих мо-
ментах сцепление с грунтом не всегда может быть обеспечено.
Крутящий момент, который должна передавать муфта поворота,,
чтобы обеспечить силу тяги на гусенице, равную cpG;
где ф = 0,6 ч- 1,0 — коэффициент сцепления;
гк — радиус ведущего колеса в
463t
in.n — передаточное число конечной передачи;
т] — к. п. д. конечной передачи.
Если момент муфты поворота по двигателю не равен момен-
ту по сцеплению с грунтом (Af^.n =# Af^.n^), то расчет следует
вести по меньшему моменту.
Поверочный расчет муфты поворота трактора Т-38М. Данные
для расчета: число поверхностей трения L = 12, наружный диа-
метр диска D\ — 27,8 см, внутренний диаметр диска D2 =
= 19,9 см, сила сжатия большой пружины в рабочем состоянии
Pi = 90 ± 10 кГ при деформации 2,1 см, сила сжатия малой
пружины Р2 = 35 ± 5 кГ при деформации 1,5 см, коэффициент
трения р, = 0,25, число пар пружин 6. Сила сжатия шести пар
^пружин Р = 125-6 = 750 кГ. Удельное давление на обшивку
о = -^- = 2,53 кГ/см*.
296,00
Суммарная сила трения
T = Pip = 750-12-0,25 = 2250 кГ.
'Средний радиус трения
= A±gL=J3,9±9,95==11
ср 2 2
Момент трения муфты поворота
Мм.п = TRcp = 2250 • 11,9 - 26 800 кГ • см.
Момент двигателя, действующий на валу муфты поворота на
1 передаче:
Мм.п = 716,2 — 1к1г.пУ\' — 17 250 см,
тде Ne = 48 л. с.; п = 1600 об!мин\ iK = 2,39; i2.n = 3,77; т/ = 0,89.
Коэффициент запаса муфты поворота при движении вперед
на I передаче
₽1
2М
Мм.п
Т.М.П
2-26 800 ц
17 250 ” ’ ’
при повороте
М-г.м.п
Мм.п
26 800 , ГЛ
-----= 1,56.
17 250
Напряжение смятия на шлицах ведущего барабана под дис-
ками
2-26 800
где Dcp
z
<зсм = ----= 58 кГ/см2,
Dcpzhbn 18,85-6-0,7-0,2-58
= 18,85 см — средний диаметр шлицев;
= 6 — число ведущих дисков;
464
h = 0,7 см — высота шлица;
b — 0,2 см — толщина диска;
п = 58 — число шлицев.
Напряжение кручения вала муфт поворота (диаметр вала
в расчетном сечении равен 4,4 см)
т = ^*2 = . 26800 = 1576 кГ/см2.
кр W 0,2-4,43
Расчет шестеренных планетарных механизмов поворота про-
водится по методике, приведенной в разделе коробок передач.
$ 19. ТОРМОЗА КОЛЕСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
Тормоза служат для осуществления крутых поворотов трак-
тора и для удержания его на подъемах и уклонах. Они бывают
ленточные, колодочные и дисковые, а также без обшивки и с об-
шивкой поверхностей трения. Ленточные тормоза бывают про-
стого, двойного действия и плавающие. Тормоза должны обеспе-
чивать быстрое и плавное торможение трактора, иметь легкое
управление и не должны самотормозиться.
Расчетный момент трения тормоза колесного трактора. Рас-
чет тормозов колесного трактора ведут из условия удержания
трактора в заторможенном состоянии на предельном уклоне, для
чего тормозная сила
Рт > G sin amax кГ,
где amax — максимальный угол подъема (обычно принимают
а = 35°). Момент тормоза, необходимый для создания на веду-
щем колесе силы Рт:
М > G sin атахГ« кГ,м<
rti
где гк — радиус ведущего колеса в ж;
i—передаточное число между тормозным барабаном и ве-
дущим колесом;
п — число тормозов.
Расчетный момент трения тормоза гусеничного трактора. Тор-
моза гусеничного трактора рассчитывают из условия осуществле-
ния поворота на тяжелом грунте. С этой целью определяют не-
обходимую для поворота силу тяги отстающей гусеницы
P! = 0,5fG—
4В
где р, — коэффициент сопротивления повороту;
L — длина опорной поверхности;
В — колея.
30 Заказ 848
465
Затем находят максимальную силу тяги по сцеплению
Р1Ф = 0,5<pG,
где ср—коэффициент сцепления ходовой части с грунтом.
Далее определяют момент трения тормоза Мт по условиям
поворота и момент трения Мт по условиям сцепления с грунтом
/ 0,5/0--^ \
мт = = I-----:) Гк кГ-м;
1к.п \ ^к.п /
= кГ,м<
1к.п 1к.п
где гк — радиус ведущего колеса в м\
iK.n — передаточное число конечной передачи.
Размеры тормоза определяют по меньшему моменту.
Простые ленточные тормоза. Они могут выполняться по двум
схемам: простой тормоз без серводействия, т. е. без самозатор-
маживания (рис. 225, а), и тормоз с серводействием (рис. 225, в).
В первом случае концы тормозной ленты крепят к рычагу и за-
тягивают одновременно. Во втором случае один конец ленты за-
креплен неподвижно, а другой затягивается. Тормозное усилие
на рычаге тормоза с двумя затягиваемыми концами (рис. 225, а)
кГ,
a R j
где а, Ь — плечи рычага;
Мт — тормозной момент;
— радиус тормозного барабана;
е = 2,718 — основание натуральных логарифмов;
ц — коэффициент трения;
а — угол обхвата тормозного барабана в рад.
Если принять ц = 0,3, а = 300° = 5,22 рад, т. е. ец(х = 4,8 и
Ь Мт
Р = 1,53 — удельное давление под сбегающим концом тор-
мозной ленты
где В — ширина ленты.
Максимальное удельное давление
flmax = flmin^“ КГ/СМ2.
Достоинством тормоза является плавное торможение и неза-
висимость тормозного эффекта от направления вращения тормоз-
ного барабана. Недостатком является неравномерное распреде-
ли
ление удельного давления по длине тормозной ленты, что ведет
к неравномерному износу тормозной ленты. Кроме того, при за-
тянутом тормозе создается большая радиальная нагрузка на вал.
Рис. 225. Схемы ленточных тормозов:
1 — регулировочная гайка; 2 — тормознрй рычаг; 3 —
кулачок; 4 — фиксатор ленты; 5 — кронштейн тормоз-
ного рычага
Двойные ленточные тормоза с двумя затягиваемыми концами
(рис. 225, б). Положительным качеством тормоза является то,
что у него тормозной эффект не зависит от направления враще-
ния тормозного барабана. Кроме того, он обладает незначитель-
ной радиальной силой. Тормозное усилие на рычаге
Р =
R
Мт
7-.-,
Ь с
где
а] и аг — углы обхвата тормозного барабана ветвями ленты.
Если принять
а + Ь
с
(Х1 = а2 =
300°
2
и р — 0,3,
30*
467
то
—. — e|t°* ~o,8—кГ.
a R е2цО1_[ a R
Следовательно, при прочих равных условиях для получения
одинакового тормозного момента потребуется примерно в 2 раза
Рис. 226. Схемы тормозов:
а — колодочного; б — дискового
меньшее усилие, чем для
простого ленточного тор-
моза с двумя затягивае-
мыми концами.
Плавающий тормоз
(рис. 225, г). У него нет
жесткого закрепления
тормозной ленты; при из-
менении направления
вращения автоматически
меняется закрепленный
конец так, что затягивае-
мым постоянно будет сбе-
гающий конец. Тормоз-
ное усилие на рычаге
Р = —------------ кГ.
а R(e»a—V)
Удельное давление
?max = 9minetl0 кГ/СМ?\
^=-^ркг'^-
Колодочные тормоза. Их устанавливают на колесных тракто-
рах как на валах трансмиссии, так и на ведущих колесах. Обыч-
но ставят тормоза с внутренними колодками, как более компакт-
ные и лучше защищенные от грязи.
На рис. 226, а указаны силы, действующие в двухколодочном
тормозе:
Р\ и Р% — силы, с которыми кулак раздвигает колодки;
Рт\ и РТ2 — суммарные реакции со стороны барабана;
Т\ и Тг— силы трения, возникающие на левой и правой колод-
ках;
Ui и U2 — реакции неподвижной опоры.
При нажатии на тормозную педаль тормозной кулак повора-
чивается и разжимает колодки, прижимая их к барабану. Силы
трения, возникающие между барабаном и тормозными колод-
ками:
на левой стороне
Т\ =Рт1Ц кГ,
468
на правой стороне
Г2 = Рт2Н кГ.
Из равенства моментов для левой колодки относительно не-
подвижной опоры
Рп = ?-'-fo + c) кг,
c—pR
где R — радиус тормозной колодки.
По аналогии для правой колодки
Рт2 = РЖ+С) кг.
Момент трения:
на левой колодке
Мт1 = 7\R - PTlpR = кр-м,
с-pR
на правой колодке
Mr2 «T2R = PT2p,R = Рг(а + С)^. кГ-м.
c + pR
Полный тормозной момент обеих колодок
Мт — Мт1 4"Л1г2«
Силы трения способствуют увеличению нажима левой колод-
ки и, наоборот, уменьшению нажима правой колодки. Поэтому,
если принять, что AfTi = Мт2, то
Р, с—pR
Р2 c+pR'
При этом полный тормозной момент
Мт = 2М п = 2Мт2 = 2£1Е^£±£) = .
с—pR c+pR
Откуда силы на тормозном кулаке
Мт(с— pR) МДс + нЯ)
Jt 1 —• * г е
2ц/? (а + (?) 2ц/?(а + с)
Момент, который должен быть приложен к тормозному кула-
ку для создания этих сил:
М, = (Л + Р2)^-,
где d—расстояние между линиями действия сил Р\ и
Из уравнения для силы Р\ следует, что при с = сила Р\ =
= 0, т. е. в этом случае происходит самозатормаживание левой
469
колодки в направлении вращения. Если ц = 0,3, то самозатор-
маживание получится при — = 0,3. Чтобы не было самозаторма-
R
живания, необходимо при проектировании тормоза расстояние с
от оси подвески до центра барабана принимать равным не менее
0,37?. Размеры тормозного барабана определяют по величине
удельного давления q на рабочих поверхностях
F
Q
F
или
4 =
p.
Мт
— Rb 2R?yb —
180 r 180
где F — площадь соприкосновения обшивки с поверхностью ба-
рабана;
а — длина дуги соприкосновения накладки с поверхностью
барабана;
b — ширина накладки.
Дисковые тормоза. Они устанавливаются как на колесных,
так и на гусеничных тракторах. На рис. 226, б показан дисковый
тормоз с несимметричным нажимным устройством. Тормоз имеет
две нажимные* колодки, зажимающие диск. Его достоинство —
простота устройства, недостаток — небольшой тормозной момент
и наличие радиальной силы. Метод расчета дисковых тормозов
аналогичен методу расчета муфт сцепления.
Момент трения тормоза
Л1Т = NpRcpi кГ • см,
где RCp — средний радиус поверхностей трения; .
i — число поверхностей трения.
Сила на тормозном рычаге
P=N ——
а(с + е)
Удельное давление
N
F
M.
№cpi
м.
-------- кГ.
а(с-Н)
кГ!см2,
pRcpiF
где F — площадь одной нажимной колодки.
Реакции на палец рычага колодки
С/1 = С/2 = -^- КГ.
2RcP
Радиальная сила, действующая на вал, равна U\.
A1Q
Проверка тормозов на износ и нагрев. Проверку на износ по-
верхностей трения тормозных колодок или лент производят по
удельной работе трения. С этой целью определяют удельное дав-
ление на поверхности трения q\ и ^2, находят окружную ско-
рость тормозного барабана
яГп ,
v =----- мсек,
60
где D — диаметр тормозного барабана;
п — число оборотов тормозного барабана в минуту в начале
торможения.
Определяют удельную работу трения
A = qv = q -Я^у- кГ-м/сек-см2.
Для тормозов с накладками из ферродо или райбеста при су-
хом трении
[Л] < 15 кГ-м/сек-см2.
Расчет на нагрев ведут по мощности, затрачиваемой на тор-
можение при повороте:
ЛГТ =~
где Мт — момент на тормозе в кГ • ж;
со — угловая скорость тормозного барабана в 1/сек.
Количество теплоты, идущей на нагрев деталей тормоза:
N Т
Q = —^— =Cm(t2 — /1) ккал,
где — тепловой эквивалент механической работы;
Т — время торможения в сек;
С — теплоемкость деталей в ккал/кг • град;
m — масса нагреваемых деталей в кг;
и t2— температура в начале и конце торможения в °C.
Конечная температура деталей тормоза в конце торможения
Эта температура для тормозов с обшивкой из ферродо или
райбеста не должна превышать 180° С.
Расчет тормозов. Диаметр тормозных барабанов выбирают в
пределах 300—400 мм. Ширина ленты В 100 мм, толщина ее
б = 1,5 4- 3 мм. Толщина тормозных накладок 4—8 мм. Если по
расчету ширина ленты получается больше 100 мм, то для луч-
шего прилегания к тормозному барабану следует принимать две
471
ленты. В колодочных тормозах ширина колодок 25—70 мм. Ос-
лабленное сечение ленты проверяют на разрыв по формуле
= Smax = 600 ~ 1100 кГ/см2,
где Smax—максимальное натяжение набегающего конца ленты;
z и d— число и диаметр отверстий под заклепки.
Тормозные барабаны и колодки отливают из стали или чугу-
на, ленты изготовляют из листовой стали 40 или стали 65Г, раз-
водные кулаки — из стали 20 или 45, рычаги тяги — из стали 20
или 40.
Характеристика фрикционных материалов
Таблица 35
Материал трущейся пары Коэффициент трения Удельное давление в кГ!ом* Удельная мощность трения в кГм1сек>см* Темпера- тура в конце тор- можения в град
Сталь по чугуну всухую .... 0,15—0,18 8—10 25 300
То же в масле Медноасбестовая плетеная лента 0,10—0,12 20-25 60 150
по чугуну Прессованная накладка по чугу- 0,3—0,35 4—8 15 180
ну Металлокерамика по стали в 0,3—0,35 4—6 20 230
сухую 0,35—0,40 10-12 30 350
Характеристики фрикционных материалов приведены в
табл. 35. (В. Я. Анилович, Ю. Т. Водолажченко. Конструирова-
ние и расчет сельскохозяйственных тракторов. М., «Машиностро-
ение», 1966).
$ 20. ПРИМЕР ПОВЕРОЧНОГО РАСЧЕТА ЛЕНТОЧНОГО ТОРМОЗА
ТРАКТОРА Т-38М
Данные для расчета: мощность трактора 48 л. с., вес трактора
G = 3950 кг, продольная база трактора L = 2,0 м, колея тракто-
ра В = 1,3 ж, радиус ведущего колеса гк = 0,365 м, передаточное
число конечной передачи iK.n = 5,97, наружный радиус ведомого
барабана муфты поворота R = 0,165 м, угол охвата тормозной
ленты а = 290°, коэффициент трения обшивки тормоза ц. = 0,3,
вес нагревающихся частей тормоза 28 кг, ширина ленты 6=0,1 м,
число оборотов тормозного барабана п = 73 об!мин, коэффици-
ент сопротивления движению f = 0,1, коэффициент сцепления
Ф = 0,7, коэффициент сопротивления повороту ц = 0,6, удельная
теплоемкость нагреваемых деталей тормоза 0,115 ккал!кг • град
472
1. Момент трения тормоза, необходимый для поворота трак-
тора в тяжелых условиях:
м.
Р^К
‘к.п
4В / к
к.п
0,6-3950-2 \
0,365
—-------------------45кГм.
5,97
2. Момент трения тормоза, который может быть реализован
по условиям сцепления гусеницы с грунтом:
М'т = = 0(5<pGf* = 0.5-0.7-3950-0.365 =
0,5-0,1 3950
к.п
5,97
’'к.п
так как Мт =/= Мт
моменту.
3. Окружная сила на тормозном барабане
Т = —= ^- = 272 кГ.
R 0,165
4. Силы натяжения концов тормозной ленты
9 ?о0,3'5,06 4 64
—-----= 272———--------------= 272 ’ =346 кГ;
__1 2,780,3‘5’06 1 4,64 — 1
=—03?06 =-azi_=75 кг.
ega—1 2,78о>3‘5’06 —1 4,64 — 1
то расчет тормоза проводим по меньшему
5. Максимальное удельное давление
Зтах = — = - 346 - = 2,10 КГ/СМ2.
max Rb 16,5-10 '
6. Удельная работа трения
л stDtt л 1л 3,14-0,33-73 пдк / .. 9
4 — <7тах® = Ятах ТТ 2,10 — = 2,65 кГ• MjCBK-CM .
60 ; со
Удельная работа находится в допустимых пределах.
7. Нагрев тормозного барабана при продолжительности тор-
можения ТТ = 25 сек, весе тормозного барабана g = 28 кг, тем-
пературе t\ = 40° С:
3,14-73
45---------25
---------------+ 40 = 103° С,
0,115-28-427
NtTt МтъТ
-------f- 11 = --
427Cg--427Cg
где <в = -^ \)сек — угловая скорость тормозного барабана.
Температура тормозного барабана находится в допустимых
пределах.
Si = T
473
§ 21. ПРИВОДЫ МЕХАНИЗМОВ УПРАВЛЕНИЯ ТРАКТОРОМ
К приводам управления трактора относятся механизмы, пред-
назначенные для приведения в действие агрегатов трактора:
муфты сцепления, коробки
Таблица 36 передач, тормозов, механиз-
Рекомендуемые усилия и работы,
необходимые для управления
механизмами трактора
Орган управления Сила в кГ Рабочий ход педа- ли или рычага в м Работа в кГ-vw
Педаль . . 12 0,2 2,4
Рычаг . . . 6 0,2—0,3 1,2—1,8
мов поворота.
Они могут быть непо-
средственного действия и с
усилителями (сервомеха-
низмами). При проектиро-
вании привода управления
агрегатом необходимо учи-
тывать физические возмож-
ности человека, управляю-
щего трактором, удобство
работы и возможность
уменьшения утомляемости водителя. В табл. 36 приведены до-
пустимые силы и работы, необходимые при управлении трак-
тором.
Рис. 227. Схема приводов управления
На рис. 227, а изображена схема простейшего привода. Пе-
редаточное число привода находят из соотношения плеч или сил
при к. п. д., равном единице:
• = ®
Рп bd ’
где Q — сила на агрегате;
Рп — сила на педали.
При гидравлическом приводе (рис. 227, б) давление, созда-
ваемое поршнем силового цилиндра;
Q = кГ1см?.
Достоинства гидропривода: простота конструкции и высокий
к. п. д., равный 0,9; равномерное распределение сил по управ-
ляемым механизмам, удобство компоновки привода при значи-
тельной удаленности узла от сиденья водителя.
474
§ 22. КОНЕЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Конечные передачи служат для увеличения общего переда-
точного числа трансмиссии и обеспечения необходимого дорож-
ного просвета трактора.
Конечные передачи представляют собой зубчатые передачи
с цилиндрическими шестернями. Они могут быть одинарными и
двойными. В табл. 37 приведена краткая характеристика конеч-
ных передач тракторов.
Таблица 37
Краткая характеристика конечных передач отечественных тракторов
Показатель Т-40, Т-40А «Беларусь» МТЗ-50, МТЗ-52 Т-38М ДТ-75, ДТ-75М Т-130, т-юом
Тип передач . . . Од и] зарная Двойная Одинарная Двойная
Передаточное чис- ло 6,16 5,30 5,97 5,55 9,90
-Модуль зуба . . 6,5/5 6,5/5 6,5/5 6,5/5 10,5
Материал шесте- рен Ста ль 20Х и 182 <ГТ Сталь 18ХНЗА Сталь 20ХНЗА
Примечания: 1. Угол зацепления 2 0°. 2. Второе значение модуля, данное через
косую черту, используют для определения высоты зуба.
Расчет конечной передачи ведут по моменту, определенному
по мощности двигателя на I передаче при выключенной муфте
поворота
Л1 — МН1 к1г.пЦ i
где Мн — крутящий момент двигателя;
iK — передаточное число коробки передач на I передаче;
h.n — передаточное число главной передачи;
т/ — к. п. д. трансмиссии до конечной передачи.
В остальном расчет аналогичен расчету коробок передач.
Г л а в а 39. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ
Ходовая часть трактора служит для преобразования враща-
тельного движения ведущих колес в поступательное движение
трактора. Кроме того, ходовая часть является опорой, поддержи-
вающей остов трактора.
475
$ 23. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Ходовая часть колесного трактора состоит из ведущих и на-
правляющих колес, передней оси и подвески.
Ведущие и направляющие колеса. Колеса должны иметь ми-
нимальное удельное давление на почву, оказывать небольшое
сопротивление движению трактора и иметь высокие сцепные ка-
чества с почвой. На тракторах устанавливают колеса с пневма-
тическими шинами, обладающие большой универсальностью, вы-
сокой эластичностью и лучшей сцепляемостью с почвой в срав.-
а!
Рис. 228. Передняя ось (а) и цапфа (б)
нении с колесами с металлическим ободом. При подборе колес
руководствуются их грузоподъемностью
Q = Fq кГ,
где F— площадь контакта в см2;
q — среднее удельное давление на почву в кГ/см2.
Грузоподъемностью баллона называется наибольшая нагруз-
ка, при которой величина его радиальной деформации обеспечи-
вает максимальный срок службы баллона.
В табл. 38 дана характеристика ходовой системы колесных
тракторов.
Передняя ось. У тракторов с двумя ведущими колесами доля
веса, приходящаяся на переднюю ось, составляет 25—40% от
веса трактора. При движении трактора на переднюю ось переда-
ются вес передней части трактора Gn и толкающие усилия
f(G„ + GM),
где GM — вес переднего моста, составляющий 8—10% от конст-
руктивного веса трактора.
При центральной подвеске передней оси (рис. 228, а) реак-
ции под передними колесами равны. Ось рассчитывают на изгиб
в вертикальной и горизонтальной плоскостях в сечении у оси ка-
чания.
476
Характеристика ходовой части колесных тракторов
Таблица 38
Параметр Т-16 ДТ-20, ДТ-2 5 Т-40 «Беларусь» МТЗ-50 Т-40А «Беларусь» МТЗ-52 «Кировец» К-700
Количество ведущих колес . . Размеры колес (шин) в дюй- мах: 2* 2* 2* 2** 4** 4** 4**
передних задних Давление воздуха в шинах в кГ/см2: 6,0—16,0 8,0—32,0 4,0—16,0 8,0—32,0 6,5—16,0 11,0—38,0 или 9,0—42,0 6,5—20,0 12,0—38,0 или 9,0—42,0 8,0—20,0 11,0—38,0 или 9,0—42,0 8,0—20,0 12,0—38,0 или 9,0—42,0 23,1/18,0- 26,0
передних задних Колея (регулируемая) в мм: 2,3—2,6 1,1—2,25 1,8—2,0 0,8—0,9 1,8—2,0 0,8—1,2 1,8—2,0 0,8—0,9 1,8—2,0 0,8—1,2 1,8—2,0 0,8—0,9 1,1—1,7
передних колес .... задних колес Конструктивный вес трактора в кг ............ Распределение веса по осям в кг: 1200—1700 1200—1800 1200 1100—1400 1100—1500 1410 1200—1800 1200—1800 2370 1200-1800 1200—1800 2720 1200—1800 1200-1800 2570 1200—1800 1200—1800 2950 Не регули- руемая 1910 11000
передняя ось задняя ось 300 900 352 1058 570 1700 725 2175 620 1850 770 2300 7700 4300
* Передние колеса тракторов Т-16, ДТ-20, ДТ-25 и Т-40 имеют гладкие протекторы, на остальных тракторах, упомянутых в таблице, уста-
навливают односкатные бездисковые колеса на шинах низкого давления с протектором повышенной проходимости.
•* Передняя ось тракторов выполнена в виде трубчатой телескопической балки.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
ми.в=г-^-.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
................. Ми.г — Х~^~,
2
где
Z = —2-; x = -^-q>;
2 2
Ge— вес трактора, приходящийся на ведущие колеса;
Ф = 0,7 — коэффициент сцепления с почвой.
Напряжения изгиба
где We и We—момент сопротивления опасного сечения на из-
гиб.
Поворотная.цапфа. Цапфу рассчитывают на изгиб в опасном
сечении у основания (рис. 228, б). Расчет проводят для случая,
когда передние колеса трактора встретили препятствие, т. е. при
воздействии сил Z и X.
Изгибающий момент
- ' ’ Mu = a/Z2 + X2,
где а—расстояние точки опоры колеса до основания цапфы.
Напряжение изгиба
п
и W о,Id3 ’
где W — момент сопротивления изгибу;
d — диаметр расчетного сечения цапфы.
Шкворень поворотной цапфы. Он рассчитывается на изгиб и
срез от сил, действующих на поворотную цапфу.
Втулки шкворня рассчитывают на удельное давление.
§ 24. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА
Ходовая часть гусеничного трактора состоит из гусеничного’
движителя и подвески.
Подвеска трактора. Подвеской называют детали, соединяю-
щие оси опорных катков с остовом трактора. Подвеска должна
обеспечить плавное, без толчков и ударов, движение трактора по*
неровной почве. Подвески бывают жесткие, полужесткие и уп-
ругие. Современные тракторы' имеют полужесткие и упругие
478
подвески. При полужесткой подвеске остов трактора подвешива-
ют в трех точках, две из которых — жесткие шарниры (сзади),
а одна — балансирная рессора, опирающаяся на раму тележек.
Направляющее колесо, опорные и поддерживающие катки укреп-
лены на раме тележек гусениц. Ось 1 (рис. 229, а) качания те-
лежки гусениц может сов-
падать с осью 2 ведущего
колеса (тракторы Т-4, Т-130,
Т-100М) и может быть рас-
положена впереди оси веду-
щего колеса (рис. 229, б,
тракторы Т-38М, Т-54В).
При прямолинейном движе-
нии на ось тележки действу-
ет тяговое усилие на веду-
щем колесе
р.,-—.
сила предварительного на-
тяжения гусеницы Рг — G
(где G — вес трактора) и
окружное усилие дейст-
вующее на зуб конечной пе-
редачи. При поворотах дей-
ствует также момент сопро-
тивления повороту
с 4
Рис. 229. Силы, действующие на тележ-
ку гусениц:
а — ось качания тележки совпадает с осью
ведущего колеса; б — ось качания тележки
не совпадает с осью ведущего колеса
где ц — коэффициент сопротивления повороту;
G — вес трактора;
L — длина опорной поверхности гусеницы.
Основными разновидностями, упругих подвесок являются ба-
лансирные (рис. 230) и независимые подвески. Упругие подвески
рассчитывают по вертикальной реакции веса, приходящегося на
каток GK и GK (рис. 230), и боковой составляющей R (при по-
вороте или крене трактора), которые находят из уравнений:
GK = GK —— ; G"K = GK—— ;
к a+b к а + Ь
R-~’
GK — вес, приходящийся на одну каретку, в кГ\
р. — коэффициент сопротивления повороту;
L — длина опорной поверхности гусеницы в см\
k — расстояние от середины опорной поверхности гусеницы
до данного опорного катка в см.
479
Упругие элементы подвесок. В качестве упругих элементов на
тракторах применяют листовые, цилиндрические рессоры и тор-
сионные валы. Упругие элементы рассчитывают на прочность от
действия статической нагрузки, умноженной на коэффициент ди-
намичности Кд- При расчетах принимают Кд — 2. Жесткость
упругих элементов подбирают из условий обеспечения заданной
плавности хода. Упругие элементы
формулам, приведенным в табл. 39.
подвески рассчитывают по
Рис. 230. Балансирная каретка
Гусеничный движитель состоит из ведущих колес, направля-
ющих колес с натяжным и амортизирующим устройством, опор-
ных и поддерживающих катков и гусеничных цепей.
Ведущие колеса. Ведущие колеса могут быть с одинарным и
двойным венцом гребневого или цевочного зацепления. Венец
отливают из углеродистой или специальной стали. Зубья веду-
щих колес подвергают термической обработке до твердости
HRC 48—60. Профиль зуба подбирают графически. Ведущие ко-
леса рассчитывают по максимальной силе тяги (по сцеплению)
РК, = Ф-0,80= 1,2-0,8G^G,
где <р — коэффициент сцепления;
0,8 — коэффициент, учитывающий перераспределение веса при
работе на уклоне.
Зуб ведущего колеса рассчитывают на изгиб и смятие по фор-
мулам
причем [ffu] = 4000 4- 5000 кГ!см2‘,
480
Таблица 39
Формулы для расчета рессор
Рессора
Деформация рессоры
Напряжение
32MZ
nd4G
16Л1
л d3
ГКр инятые обозначения: f — стрела прогиба; ф — угол закручивания; I — дли-
на рабочей части рессоры; Е — модуль упругости первого рода; G — модуль упругости вто-
рого рода; i — число листов; М — момент, действующий на рессору.
31 Заказ 848
481
Рис. 231. Силы, действую-
щие на направляющее ко-
лесо
причем ft] = 5000 4- 10 000 кГ/см2,
где Ркф — усилие, действующее на зуб, в Г;
х — расстояние от расчетного сечения зуба до плоскости
приложения силы в см;
W — момент сопротивления изгибу в см3;
Е — модуль упругости первого рода;
b — ширина зуба в см;
9 — угол давления (для расчетов принимают 0 = 0°);
R— радиус кривизны профиля зуба в см;
г — радиус цевки в см.
Направляющие колеса. Они могут быть с одинарным и двой-
ным ободом; установленные на кривошипе или на ползунах;
с амортизирующим устройством и без
него. Конструкция обода направляю-
щего колеса определяется типом гусе-
ничной цепи и способом ее зацепления
с ведущим колесом. Направляющее ко-
лесо рассчитывают исходя из условий
движения трактора задним ходом, ко-
гда реализуется максимальная сила
тяги по сцеплению с почвой тах-
При параллельном расположении вет-
вей гусеницы (рис. 231, а) на ось коле-
са действует сила, равная сумме сил,
приложенных к ветвям гусениц, т. е.
2Р, где Р = G; если направления вет-
вей гусеницы образуют между собой
угол а (рис. 231, б), то усилие, дейст-
вующее на ось колеса,
7? = 2Pcos —;
2
Т — 2Р cos —cos 6.
2
В случае расположения направля-
ющего колеса на раме тележки гусе-
ниц ось направляющего колеса рас-
считывают как балку, лежащую на двух опорах. Пружину амор-
тизирующего устройства рассчитывают на кручение. Силу пред-
варительной затяжки пружины.щринимают_.равной (0,8—LQ)G.
При наибольшей осадке пружины (в момент ударарусилие воз-
растает в 1,5—2 раза.
Опорные и поддерживающие катки. Опорные катки передают
вес трактора на гусеницу и направляют движение трактора по
рельсовому пути гусеницы. Опорные катки могут быть одинар-
ные и двойные, с металлическим и обрезиненным ободом. Диа-
метр опорных катков в целях уменьшения сопротивления движе-
482
нию должен быть возможно большим. Однако при увеличении
диаметра катка уменьшается количество их на той же длине
опорной поверхности гусеницы, что ведет к увеличению удельно-
го давления на почву. Чтобы давление на грунт было мини-
мальным, необходимо иметь число опорных катков, равное числу
гусеничных звеньев, лежащих на грунте, т. е. диаметр катка дол-
жен быть равен шагу гусеницы. На практике соотношение между
диаметром катка d и шагом гусеницы t принимают в пределах:
для сельскохозяйственных тракторов-у-= 1,0 4- 1,25, для транс-
портных ~ = 1,5 4- 5,0.
Расчет опорных катков на прочность И. Б. Барский рекомен-
дует вести по вертикальной реакции Gn со стороны грунта Gn =
= 0,5G и боковой реакции 7?, действующей при повороте трак-
тора,
R =
где ц — коэффициент сопротивления повороту.
Катки отливают из стали 40 и 45. Обод катка закаливают до
твердости НВ 355—440. Толщина обода принимается не менее
15 мм, чтобы иметь запас на износ. Ширину обода подсчитывают
по формуле
cd
где Gn — нагрузка на каток в кГ;
с — коэффициент, принимаемый для термически необрабо-
танных катков, с = 30 4- 50, для закаленных с =
= 200 4- 300;
d — диаметр катка в см.
При обрезиненном ободе ширина резиновых бандажей
с Vd
поддерживающего кат-
где с = 8 кГ1см2 — допустимая нагрузка.
Поддерживающие катки работают в менее напряженных ус-
ловиях, поэтому их конструкция, если не применяются взаимоза-
меняемые катки, значительно проще. Диаметр поддерживающего
катка определяют из условия обеспечения его вращения за счет
силы трения, опирающейся на каток ветви гусеницы.
В. Я. Анилович рекомендует диаметр
ка определять по формуле
dn = 2MT.y /г(2 + г)--
МТ'У — момент сопротивления
см,
где
проворачиванию уплот-
нения поддерживающего катка, определяемый
483
31*
конструкцией уплотнения и степенью его за-
грязненности (для самоподжимных сальников
Мт.у = 54-8 кГсм\ для уплотнения из притер-
тых металлических колец Мт/у = 8 4- 15 кГсм);
1г — шаг звена в см\
z — число поддерживающих катков на одной сто-
роне;
g2— вес звена с пальцем гусеницы в кг;
L — база ходовой части в сж;
ц = 0,2 4- 0,25 — коэффициент трения гусеницы по ободу катка;
fn — коэффициент сопротивления вращения ролика,
зависящий от вязкости смазочного масла (ле-
том fn = 0,005 4-0,01, зимой fn = 0,02 4- 0,05).
При меньшем диаметре происходит проскальзывание гусени-
цы по ободу катка, сопровождаемое усиленным износом обода.
Гусеничная цепь. На тракторах применяют гусеницы с литы-
ми и составными звеньями. Цельнолитые звенья отливают из
высокомарганцовистой стали ЛГ13 без последующей механиче-
ской обработки. Сталь ЛГ13 обладает свойством повышать из-
носостойкость при наклепе, что гарантирует более высокую дол-
говечность гусеницы. Гусеницу рассчитывают на растяжение
силой тяги РКср, определяемой по сцеплению с почвой = <pG.
Пальцы и втулки составных гусениц рассчитывают как балки,
лежащие на двух опорах с равномерно распределенной нагруз-
кой от силы РК(р = G.
Отсюда
р I
_±L_ = a Г = ои.0,1
8
—^2
где I — длина пальца или втулки между серединами опор;
d\ и d2 — соответственно наружный и внутренний диаметры
пальца или втулки.
Ролик (цевку) рассчитывают на смятие и износ по удельному
давлению на поверхности трения
где d\ и Ь\соответственно диаметр и длина поверхности тре-
ния цевки в см.
Принимают [q] = 150 кГ!см2. Проушины литых звеньев рас-
считывают на разрыв. Пальцы гусеницы рассчитывают на срез
с 3-, 4-кратным запасом прочности.
Основные данные по ходовой части гусеничных тракторов
даны в табл. 40.
484
Таблица 40
Основные данные по ходовой части гусеничных тракторов
Показатель Т-38М Т-50В Т-74 ДТ-75, ДТ-75М Т-4 и Т-4М Т-130, т-юом.
Подвеска .... 1 Торсионная полужесткая Эластичная балансирная Полуж жесткая
Гусеница .... С цельно- Литая С цельнолитыми Литая с Штампо-
литыми с закры- семипроушинными улучшен- ванная
Зацепление . . . Число звеньев гу- пятипро- ушинны- ми зве- ньями Гребне- вое тым шар- ниром звенв Ц е в >ями О ч н ным шарни- ром о е состав- ная
сеницы .... Ширина гусеницы 33 30 42 42 43 36
в мм 280 и 200 200 390 390 420 500
Шаг звена в мм Диаметр пальца 174 176 174 170 175 203
в мм . ... . . Длина опорной поверхности в 22 22 22 22 20 65
мм Среднее удельное давление на 1740 1600 1622 1612 2460 2500
почву в кГ/см2 Число опорных катков на одну 0,57 0,39 0,42 0,48 0,42 0,50
гусеницу . . . Число поддержи- 4 4 4 4 6 5
вающих катков Натяжное приспо- — 1 2 2 2 2
собление . . . Число пружин с С ПОЛ: зунами С крив' ОШИ пом С пол зунами
каждой стороны Деформация пред- варительного сжатия пружи- ны в мм: 2 1 2 2 1 1
большой . . 91 — — 105 86 139
малой . . . 52 — — 80 — —
Глава 40. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА
Рулевое управление колесного трактора служит для поворота
направляющих колес с целью изменения направления движения
трактора.
Поворот направляющих колес может быть осуществлен пово-
ротом всей оси с установленными на ней колесами или поворо-
том только направляющих колес при неподвижной оси.
485
Для получения чистого качения направляющих колес при по-
вороте без скольжения рулевое управление должно обеспечи-
вать: пересечение осей колес в одной точке — центре поворота;
перпендикулярность осей к касательным к траектории колес (см.
рис. 200).
Определение расчетных усилий в деталях рулевого управле-
ния ведут по окружной силе, прилагаемой к рулевому колесу.
Эту силу принимают равной 40 кГ. Диаметр рулевого колеса
обычно бывает равным 400—500 мм.
Рулевое колесо. Спицы рулевого колеса рассчитывают на
изгиб
= кГ)см2,
где Ми = 407? — изгибающий момент от силы, прикладываемой
водителем;
здесь R — радиус рулевого колеса;
п = 3 ч- 4 — число спиц;
W — момент сопротивления изгибу сечения спицы.
Вал рулевого колеса. Вал рулевого колеса рассчитывают на
кручение
икр = кГ1см\
КР дет/ ' ’
где W' — момент сопротивления кручению вала.
Допускаемое напряжение [ткр] = 500 4- 800 кГ!см?.
Червячная передача. Осевое усилие, передаваемое от червяка
к червячному колесу, определяют по моменту М на рулевом ко-
лесе (трением червячной пары пренебрегают)
Q = пМ 2 = K-40R 2 г
t t
где t — шаг червяка.
Так как в зацеплении находятся одновременно два зуба сек-
тора, то напряжение изгиба в зубьях
<Уи=-^гкГ/см^,
bi2 cos2 а
где h — высота зуба сектора в см\
b — длина зуба в см\
а—угол наклона зуба в град.
Подставив в последнюю формулу значение силы Q, получим
Износостойкость
поверхности зубьев
°и = ——кГ1см •
Ы3 cos2 а
червячной передачи проверяют по смятию
_ Q
см р
486
Допускаемое напряжение смятия [оСж] — 900 4- 1200 кГ/см2.
Передача винт — гайка. Напряжение среза ниток гайки
тер = у кГ/см2,
где F — площадь среза.
При прямоугольной резьбе гайки
F = indh,
где i — число ниток, приходящихся на длину гайки;
d — внутренний диаметр резьбы в см;
h — высота нитки в см.
Отсюда
тсР = ~кГ/см2.
и tndh <
Допускаемое напряжение
[т] = 6004-800 кПсм2.
Напряжение на срез в резьбе
гайки получается низким и по
этой величине нельзя определять
размеры передачи. Размеры вин-
та и гайки выбирают с учетом
износа поверхностей трения.
Передача червяк — ролик. Напряжение смятия
Рис. 232. Схемы к расчету сошки
(а) и рулевой тяги (б)
асм = 1200 кГ/см2,
F
где F = — (£>2— О?) — поверхность контакта в см2;
4
здесь D2 и D[ — соответственно наружный и внутренний диаметр
торцовых поверхностей ролика в см.
Подшипники рулевого механизма. В качестве подшипников
в рулевых механизмах применяют шариковые и конические ро-
ликоподшипники, которые подбирают конструктивно.
Рулевая сошка. Сошку (рис. 232, а) рассчитывают на изгиб
и кручение от максимальной силы Q, действующей по продоль-
ной тяге и равной
Q = 0,5Grt,
где Gn — вес, приходящийся на передние колеса.
Напряжение изгиба
аи = АА^ 2000 кГ/см2,
где W — момент сопротивления сечения А—А.
487
Напряжение кручения
т = -^ <800 кГ]см2.
Рулевые тяги. Рулевые тяги (рис. 232, б) рассчитывают на
сжатие и продольный изгиб. Максимальная сила, действующая
на продольной тяге, равна Q.
Максимальную силу, действующую по поперечной тяге, опре-
деляют по формуле
Sz=0,5G„—7.
п г
Напряжение при продольном изгибе тяги
rfEJ
а“ = -Г”
l2TF
кГ/см2,
где Е = 2 • 106 кГ)см2 — модуль упругости при растяжении;
J — 0,049 (£>4— d4)— момент инерции трубчатого сечения
тяги;
1Т — длина тяги;
F—площадь сечения тяги.
Напряжение сжатия в тягах
„ _ <2
®СЖ —
' _ S"
®СЖ — ~
F
Запас устойчивости
k = >5;
®сж Ql%
®сж
rfEJ > 5
Sil
Детали рулевого механизма изготовляют из углеродистых
сталей: переднюю ось, цапфы, шкворни, вал рулевого колеса и
сошку — из стали 40 и 40Х, червяк— из стали 30 и 20, рулевые
тяги — из стали 20.
Глава 41. ОСТОВ ТРАКТОРА И РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ
§ 25. РАМА
На раму действуют силы от веса отдельных механизмов и
силы, возникающие вследствие работы трактора.
Ввиду трудности точного учета сил, действующих на раму,
расчет последней ведут по статической нагрузке от веса отдель-
ных механизмов трактора. Неопределенность величины усилий,
действующих на раму, компенсируют соответственным выбором
значений допускаемых напряжений. Запас прочности берут рав-
ным 2,5—3,5.
488
§ 26. РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
Вал отбора мощности. Детали вала отбора мощности следует
рассчитывать на номинальный момент двигателя, исходя из воз-
можности использования вала для привода стационарных ма-
шин, когда через него передается вся мощность двигателя. В за-
проектированном вале отбора мощности число оборотов согласно
ГОСТу 3480—58 при работе двигателя
на номинальном режиме должно быть
18л ± 0,3л рад/сек (540± 10 об/мин).
Приводной шкив. Шкивы устанав-
ливают как сбоку, так и сзади тракто-
ра. Окружная скорость приводного
ремня согласно ГОСТу 6720—67 дол-
жна быть в пределах 12,5—15 м/сек.
На рис. 233 изображена схема при-
водного шкива. Данные к расчету:
Мкр = 4500 кГ-см, п = 544 об/мин,
т] = 0,97. Определяем число оборотов
шкива
'п*5Н об/мин
8*200
II
° 57
у X р*
23
пш = nl = 544 = 695 об/мин.
40
Рис. 233. Схема приводного
шкива
о
Окружная скорость на ободе шкива
jiDn л • 0,36 • 695 «о . ,
v =-----=--------------= 13 1 мсек,
60 60
Момент на оси шкива
Мш = Мкв — Т] = 4500 — 0,97 = 3400 кГ-см.
‘ кр 23 23
Окружная сила на ободе шкива
2М^ = 2-3400 = 19() кГ^
0 D 36
Усилие с учетом натяжения ремня
Q = 3P0 = 3-190 = 570 кГ.
Окружная сила на зубьях конических шестерен
р = ^£ = J50 = 790 кГ^
R 5,7
Напряжение изгиба в зубьях конических шестерен
24Phcp 24-790-10,62 ОС1Л ,
о,, =---Р— =----------— = 2510 кГ см2.
и bt2 32-15.32
° к
где hcp = 10,62 мм; b = 32 мм; tcp = 15,3 мм.
32 Заказ 848
489
Навесные системы трактора. Расчет навесной системы состоит
в выборе параметров насоса, определении размеров цилиндров,
подборе размеров трубопроводов и расчете механизма навески.
Насос. Промышленностью выпускается девять типоразмеров
насосов различной производительности с рабочим давлением
р = 100 кГ1см2. По мощности и давлению в системе подбирают
насос нужной производительности
Q = —— 75-Ю2 см3/сек,
Ртах
где N—мощность насоса, необходимая для подъема навесной
системы, вл. с.\
Ртах — максимальное давление, создаваемое насосом, в кГ!см2.
Рабочие цилиндры. Рабочие цилиндры двойного действия,
применяемые в навесных системах, делятся на основные и вынос-
ные и различаются только величиной диаметра.
ГОСТом 8755—58 предусмотрены следующие типоразмеры
рабочих цилиндров (табл. 41).
Таблица 41
Размеры рабочих цилиндров для тракторов тягового класса
Параметр Цилиндр
Ц-55 Ц-75 Ц-90 Ц-100
Диаметр цилиндра в мм Максимальное рабочее 55 75 90 100
усилие на штоке в кГ 2000 4000 6000 7500
Примечания: 1. Ход поршня 200 'лгл*. 2. Пределы регулирования штока при
втягивании 40—200 М\М.
Трубопроводы. В качестве трубопроводов для подключения
рабочих цилиндров к гидросистеме трактора применяют гибкие
шланги и соединительные штуцера с запорными устройствами,
препятствующими вытеканию масла из трубопроводов при их
отсоединении. Для трубопроводов применяют бесшовные трубы
высокого давления с внутренним диаметром 10; 12 и 16 мм в за-
висимости от производительности насоса. Сечение трубопроводов
находят, задаваясь скоростью рабочей жидкости при полной по-
даче в пределах 0,5—1 м/сек.
Механизм навески. Его рассчитывают на прочность для трех
положений орудия: нижнего, рабочего и верхнего. Из трех ва-
риантов выбирают наиболее неблагоприятные случаи, которые и
принимают для расчета на прочность каждого звена навески.
490
Глава 42. РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИИ ТРАКТОРА
Важнейшей задачей в области тракторостроения является
значительное увеличение выпуска тракторов, особенно пахотных.
^Технический прогресс в тракторостроении осуществляется
в направлении повышения рентабельности тракторного агрегата
путем увеличения его производительности и экономичности в экс-
плуатации и снижения себестоимости изготовления^
Стремление к повышению производительности трактора обу-
словливает непрерывный процесс роста его энерговооруженности.
Эффективным средством повышения энерговооруженности
трактора является увеличение мощности его двигателя^
Поэтому наблюдаемая в тракторостроении тенденция к не-
уклонному росту мощностей двигателей является вполне обосно-
ванной и должна учитываться при разработке перспективных
типов тракторных двигателейи
Характерным для тракторной промышленности является спе-
циализация и кооперирование, систематическая замена сущест-
вующих моделей новыми, более совершенными, прогрессивными.
Большинство двигателей, устанавливаемых на тракторах, яв-
ляется четырех- и шестицилиндровыми с водяным и воздушным
охлаждением. В последние годы на тракторах устанавливают ди-
зели с наддувом, осуществляемым как нагнетателями с механи-
ческими приводами, так и турбонагнетателями.
Применение наддува позволяет повысить мощность двигателя
на 30—40% при незначительном увеличении его веса.
^Важными направлениями в развитии двигателестроения яв-
ляются:
1. Увеличение мощности двигателей за счет увеличения числа
оборотов и среднего эффективного давления.
2. Снижение металлоемкости.
, 3. Увеличение количества моделей тракторных дизелей с воз-
душным охлаждением^'
4. Использование двухтактного рабочего процесса, позволяю-
щего упростить конструкцию двигателя, особенно при петлевой
схеме продувки.
5. Улучшение топливной экономичности за счет совершенство-
вания рабочего процесса, применения неразделенных камер сго-
рания.
I 6. Повышение качества работы вспомогательных агрегатов
двигателей путем применения центробежной очистки масла^ за-
крытой системы охлаждения у двигателей водяного охлажде-
ния и пр.
. ^2. Дальнейшее совершенствование топливой аппаратуры в на-
правлении повышения числа оборотов, увеличения надежности,
уменьшения габарита и веса.
V 8. Унификация деталей цилиндро-поршневой группы двигате-
лей разной мощности.
32* 491
9. Улучшение пусковых качеств тракторных дизелей как за
счет совершенствования рабочего процесса, так и за счет созда-
ния малогабаритных, высокоэффективных и надежных пусковых
устройств.
7 10. Существенное повышение класса точности изготовления
деталей тракторных дизелей путем совершенствования техноло-
гических процессов и станочного парка.
V Конструктивное и производственное совершенство двигателя
оценивается удельной металлоемкостью, литровой мощностью,
удельным расходом топлива.
у/ Эти показатели могут быть улучшены форсированием двига-
телей, тщательной отработкой конструкции, применением мало-
габаритных агрегатов, тонкостенного литья, легких сплавов,
штампованных деталей и более качественных сталей и
чугунов
Лучшие конструкции дизелей с наддувом имеют: = 14 4-
4- 17 л. с./л., Ny = 4 -4 7 кг/л. с.9 ge = 170 4- 180 г/э. л. с. ч.
В современных тракторах общего назначения применяют мно-
гоступенчатые механические трансмиссии с переключением пере-
дач без остановки агрегата и бесступенчатые гидрообъемные пе-
редачи, а в промышленных тракторах — бесступенчатые гидро-
механические и электромеханические передачи, а также ходо-
уменьшители с гидроприводом.
’'фажными задачами в области дальнейшего совершенствова-
ния конструкции тракторов являются снижение их удельной ме-
таллоемкост1^3— универсально-пропашных тракторов до 30—
40 кг/л. с., колесных тракторов общего назначения до 35—
45 кг!л. с. и [гусеничных общего назначения до 45—55 кг!л. с.\
повышение долговечности и надежности; обеспечение среднего
эксплуатационного срока службы агрегатов до капитального ре-
монта — для дизелей 4500—6000 ч, для трансмиссий 5000—
6000 ч и для ходовых систем 3500—4000 ч\ снижение удельного
давления на почву и повышение тяговых качеств в трудных поч-
венных условиях/^
Ходовые части колесных (с баллонами) и гусеничных тракто-
ров систематически совершенствуются. Колесные тракторы об-
ладают рядом преимуществ перед гусеничными. Преимущества
колесных тракторов по сравнению с гусеничными обусловливают
наметившиеся изменения количественного соотношения выпуска
гусеничных и колесных тракторов в сторону увеличения по-
следних.
В связи с увеличением парка колесных тракторов особенно
возрастает значение работ, направленных на повышение их тяго-
во-сцепных качеств.
Путем рационального подбора (нужного типоразмера и ри-
сунка) протекторов и правильной их эксплуатации (давление
воздуха ведущих колес 0,8—1,0 кГ1см2) можно значительно по-
высить эксплуатационные показатели колесных тракторов.
492
Применение полугусеничных ходов, дополнительных почво-
зацепов и других устройств, а также увеличение числа ведущих
колес приближают по тягово-сцепным качествам колесные трак-
торы к гусеничным.
Повышение тягово-сцепных свойств колесных тракторов до-
стигается в схеме с четырьмя ведущими и управляемыми колеса-
ми одинакового размера.
Новая схема трактора дает возможность создать энергонасы-
щенные колесные тракторы, позволяющие применить новые схе-
мы агрегатирования промышленного, лесотехнического и техно-
логического оборудования.
Создание универсальных тракторов типа самоходного шасси,
тракторов низкоклиренсной модификации для работы на горных
склонах крутизной до 20° также представляет одно из направле-
ний конструирования новых тракторов.
[Основное внимание при проектировании гусеничных тракто-
ров направлено на повышение долговечности и надежности их
ходовых частей, создание гусениц специального назначения для
сельского хозяйства и других целей, механизацию и автомати-
зацию натяжного устройства гусеницд
[Большое внимание уделяется обеспечению удовлетворитель-
ных условий труда персонала, работающего на тракторах. На
трактор устанавливают кабину закрытого типа с отоплением,
вентиляцией, с кондиционированием воздуха, с подрессоренным
и удобным сиденьем. Большая работа проводится в направлении
снижения шума, повышения безопасности и значительного сокра-
щения относительного времени, затрачиваемого на подготовку
к работе и пуск двигателя, на технический уход за трактором и
двигателем.
Совершенствуется гидро-, пневмо- и электрооборудование
тракторов в целях облегчения сцепки и расцепки агрегата, ис-
пользуют прогрессивные приводы валов отбора мощности, тор-
мозов трактора и тракторного поезда, усовершенствуются си-
стемы освещения и сигнализации, t
ПРИЛОЖЕНИЕ
ЕДИНИЦЫ ИЗМЕРЕНИЯ ФИЗИЧЕСКИХ ВЕЛИЧИН
Международная система единиц (СИ), принятая в СССР с 1963 г. как
предпочтительная, пока еще полностью не вошла в практику двигателестроения
и тракторостроения. Это объясняется тем, что приборы и аппаратура, приме-
няемые при испытаниях тракторных двигателей и тракторов, градуированы
в единицах других систем. Также отсутствуют ГОСТы на основные парамет-
ры, характеризующие работу двигателей и тракторов, в новой системе.
Вследствие этого в данной книге использованы единицы измерения других
систем, действующих в настоящее время в СССР. Ниже приводится таблица,
в которой даны соотношения между некоторыми единицами, принятыми, в дан-
ной книге, и единицами СИ. С помощью этой таблицы в случае необходимости
можно перевести единицы измерения в систему СИ.
ТАБЛИЦА ДЛЯ ПЕРЕВОДА ЕДИНИЦ ИЗМЕРЕНИЯ В СИСТЕМУ СИ
Величина Международная система единиц СИ Системы, допускаемые к применению в СССР Соотношение единиц
Единица измерения Размер- ность Единица измерения Размер- ность
Длина Время Масса Сила Угловая скорость Скорость Плоский угол Мощ- ность Метр Секунда Кило- грамм Ньютон Радиан в секунду ?Метр в секунду Радиан Ватт М сек кг н рад/сек м/сек рад вт Километр Сантиметр Миллиметр Час Минута Килограмм- секунда в квадрате на метр Килограмм Оборот в минуту Оборот в секунду Километр в час Сантиметр I секунду Градус Минута Секунда Лошадиная сила Килограммо- метр в секунду КМ см мм ч мин кГ - сек2/м кГ об/мин об/сек км/ч см/ сек о / п л. с. кГ - м/сек 1 км — 1 • 103 м , , . л—2 1 см= 1-10 м з 1 мм — 1 • 10 м 1 ч = 36-102 сек 1 ман = 6-10 сек 1 кГ -сек2/м = 9,80665 кг 1 кГ= 9,80665 н Л' 1 об/мин = — рад/сек 1 об/сек = 2 л рад /сек 1 км/ч = 1-3,6 м/сек —2 1 см/сек =1-10 м/сек л 1°= рад 180 Г- 108 -10 2 р«а 648 -10 1 л. с. = 735,499 вт 1 кГ * м/сек = 9,80665 вт
494
Продолжение табл.
Величина Международная система единиц СИ Системы, допускаемые к применению в СССР Соотношение единиц
Единица измерения Размер- ность Единица измерения Размер- ность
Работа, энергия Джоуль дж Килограм- мометр кГ-м 1 кГ>м = 9,80665 дж
Количе- ство теп- Джоуль дж Калория кал 1 кал — 4,187 дж 1 ккал = 4,187-103 дж
лоты
Давление (механи- Ньютон на метр н/м2 Килограмм на санти- кГ/см2 1 кГ/см2 = = 9,80665-104 н/м2
ческое напря- жение) в квад- рате метр в квадрате Килограмм на метр в квадрате кГ/м2 1 кГ/м2 — = 9,80665 н/м2 1 мм рт, ст. = = 133,332 н/м2 1 мм вод. ст. = = 9,80665 н/м2
Коэффи- Ватт на вт/м2Х Килокало- ккал/(м2 • 1 ккал/(м2-ч-град) =
циент теплопе- редачи метр в квадра- те на градус Хград рия на метр в квадрате на час, на градус -Ч'Зрад) = 1,163 вт/(м2-град)
Крутя- щий Ньютон— метр н-м Килограм- мометр кГ-м 1 кГ-м — 9,80665 Н'-м
момент
Плот- Кило- яг/ж3 Килограмм- кГ • 1 кГ - сек2/м* = = 9,80665 кг/м3
ность грамм на метр в кубе секунда в квадрате на метр в четвертой степени -сек2/м*
Удель- ный вес Ньютон на метр в кубе н/м3 Килограмм на метр в кубе кГ/м3 1 кГ/м3 — = 9,80665 кГ • сек2/м* = = 9,80665 н/м3
ЛИТЕРАТУРА
Анилович В. ЯиВодолажченко Ю. Т. Конструирование и расчет
сельскохозяйственных тракторов. М., «Машиностроение», 1966.
Артамонов М. Д., Панкратов Г. П. Теория, конструкция и расчет
автотракторных двигателей. М., «Машиностроение», 1963.
Архангельский Б. Е. и др. Тракторы Т-40 и Т-40А. Изд. 2-е, М.,
«Колос», 1964.
Барский И. Б. Конструирование и расчет тракторов. М., «Машино-
строение», 1962.
Бельский В. И. Эксплуатация тракторов «Беларусь». М., «Колос», 1967.
Беспятый Ф. С. и Троицкий И. Ф. Теория, конструкция и расчет
тракторов. М., Машгиз, 1961.
Болтинский В. Н. Теория, конструкция и расчет тракторных и авто-
мобильных двигателей. М., Сельхозгиз, 1962.
Вихерт М. М. и др. Под ред. проф. Ю. А. Степанова. Конструкция
и расчет автотракторных двигателей. М., «Машиностроение», 1964.
Гельман Б. М. и Москвин М. В. Сельскохозяйственные тракторы.
М., «Высшая школа», 1966.
Горбунов П.П., Черпак Ф. А., Львовский К. Я. Гидромехани-
ческие трансмиссии тракторов. М., «Машиностроение», 1966.
Гуревич А. М., Сорокин Е. М. Тракторы, автомобили и сельско-
хозяйственные двигатели. М., «Колос», 1967.
Давидович С. М. Устройство тракторов и автомобилей. М., «Ко-
лос», 1965.
Дьяченко Н. X. и др. Под ред. проф. Н. X. Дьяченко. Теория двига-
телей внутреннего сгорания. М., «Машиностроение», 1965.
Кашуба Б. П. и др. Трактор Т-74. М., «Колос», 1966.
Кашуба Б. П. и др. Трактор Т-25. Харьков, «Прапор», 1969.
Курганов А. И. Основы расчета шасси тракторов и автомобилей. М.,
Сельхозиздат, 1953.
Лазарев А. А. и др. Тракторы Т-100М и С-100. М., «Колос», 1968.
Львов Е. Д. Теория трактора. М., Машгиз, 1960.
Л ы з о Г. П. и др. Тракторы, автомобили, двигатели. М., «Высшая шко-
ла», 1968.
496
Озерский К. С., И с а е в Е. Г., Абашкин В. А. Гусеничные тракто-
ры. М., «Колос», 1965.
П о п ы к К. Г. Конструирование и расчет автомобильных и тракторных
двигателей. М., «Высшая школа», 1968.
Прокофьев В. Н. Гидравлические передачи колесных и гусеничных
машин. М., Воениздат, 1960.
Танатар Д. Б. Дизели, компоновка и расчет. М., «Морской транс-
порт», 1956.
Трактор Т-4. Конструкция, эксплуатация и уход. М., «Машинострое-
ние», 1969.
Трепененков И. И. Эксплуатационные показатели сельскохозяйствен-
ных тракторов. М., Машгиз, 1959.
Чудаков Д. А. Основы теории трактора и автомобиля. М., Сельхоз-
гиз, 1962.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение .........................................................3
Раздел I. КОНСТРУКЦИЯ ТРАКТОРА....................................5
Глава 1. Основные сведения о тракторах............................5
§ 1. Классификация тракторов............................5
§ 2. Основные механизмы трактора........................7
Г лава 2. Типаж отечественных тракторов.........................8
Глава 3. Общее устройство и работа двигателя....................15
§ 3. Системы, механизмы и основные детали..............15
§ 4. Классификация двигателей..........................16
§ 5. Основные определения..............................17
§ 6. Рабочий цикл четырехтактного карбюраторного двигателя 19
§ 7. Рабочий цикл четырехтактного дизеля...............21
§ 8. Рабочий цикл двухтактного карбюраторного двигателя 24
§ 9. Рабочий цикл двухтактного дизеля..................25
§ 10. Работа многоцилиндрового двигателя................27
§ 11. Индикаторная мощность двигателя...................28
§ 12. Эффективная мощность двигателя....................28
Глава 4. Кривошипно-шатунный механизм............................29
§ 13. Блок-картер.......................................29
§ 14. Головка цилиндров ............................... 32
§ 15. Поршень...........................................33
§ 16. Поршневые кольца..................................35
§ 17. Поршневой палец...................................37
§ 18. Шатун.............................................38
§ 19. Коленчатый вал....................................40
§ 20. Маховик...........................................42
§ 21. Крепление двигателя на раме.......................42
§ 22. Износ и неисправности деталей кривошипно-шатунного
механизма................................................44
Глава 5. Механизм газораспределения..............................44
§ 23. Устройство механизма газораспределения .... 44
§ 24. Работа механизма газораспределения ..... 45
§ 25. Фазы газораспределения............................46
498
§ 26. Детали клапанного устройства механизма газораспре-
деления ...................................................48
§ 27. Декомпрессионный механизм............................52
§ 28. Уход за механизмом газораспределения и его неисправ-
ности ......................................................54
Глава 6. Система охлаждения двигателя...............................54
§ 29. Классификация систем охлаждения......................55
§ 30. Открытая система принудительного охлаждения . . 56
§ 31. Закрытая система принудительного охлаждения ... 57
§ 32. Детали системы охлаждения............................59
§ 33. Уход за системой охлаждения и ее неисправности . . 62
Г лава 7. Система смазки двигателя..................................63
§ 34. Назначение смазки....................................63
§ 35. Масла, применяемые для смазки двигателя . . . . 63
§ 36. Общее устройство системы смазки......................64
§ 37. Типовые системы смазки тракторного двигателя ... 65
§ 38. Механизмы системы смазки.............................67
§ 39. Уход за системой смазки и ее неисправности ... 72
Г лава 8. Система питания двигателя.................................74
§ 40. Топливо и условия его сгорания.......................74
§ 41. Горючая смесь и влияние ее состава на работу двигателя 74
' § 42. Смесеобразование в дизеле.......................75
§ 43. Общее устройство системы питания дизеля .... 77
§ 44. Приборы системы питания дизеля..................77
§ 45. Уход за системой питания дизеля и ее неисправности . 88
Глава 9. Регуляторы тракторного двигателя...........................90
§ 46. Назначение регуляторов и их классификация ... 90
§ 47. Однорежимный регулятор.............................91
§ 48. Всережимный регулятор.................................92
§ 49. Уход за регулятором и его неисправности .... 95
Глава 10. Системы пуска двигателя...................................95
§ 50. Пусковое устройство...................................95
§ 51. Система питания пускового двигателя...................97
§ 52. Система зажигания.....................................99
§ 53. Уход за системой зажигания и ее неисправности .' . 101
§ 54. Механизм передачи пускового двигателя .... 102
§ 55. Устройства, облегчающие пуск двигателя .... 103
§ 56. Пуск дизеля.........................................105
Глава 11. Электрооборудование трактора.......................... 107
§ 57. Источники электрического тока........................107
§ 58. Стартер...............................................НО
§ 59. Приборы освещения..................................111
§ 60. Уход за системой электрооборудования и ее неисправ-
ности ............................................111
Глава 12. Муфта сцепления..........................................112
§ 61. Назначение и классификация муфт сцепления . . .112
§ 62. Постоянно замкнутая муфта сцепления.................112
§ 63. Непостоянно замкнутая муфта сцепления . . . .115
§ 64. Уход за муфтой сцепления и ее неисправности . . .117
499
Глава 13. Соединительные муфты.....................................119
Глава 14. Коробка передач..........................................120
§ 65. Назначение и классификация коробок передач . . . 120
§ 66. Схема коробки передач...............................121
§ 67. Механизмы управления коробкой передач .... 122
§ 68. Увеличитель крутящего момента.......................124
§ 69. Типовые конструкции коробки передач.................126
§ 70. Раздаточная коробка.................................132
§ 71. Уход за коробкой передач, раздаточной коробкой и их
неисправности ............................................ 133
Глава 15. Задний мост колесного трактора...........................134
§ 72. Механизмы заднего моста...........................134
§ 73. Типовые конструкции заднего моста колесного трактора 136
Глава 16. Задний мост гусеничного трактора.....................137
§ 74. Главная передача..................................137
§ 75. Механизмы поворота................................138
§ 76. Тормоза колесного и гусеничного тракторов .... 140
§ 77. Конечные передачи.................................141
§ 78. Типовые конструкции заднего моста.................146
§ 79. Уход за задним мостом и его неисправности . . • 148
Глава 17. Ходовая часть и подвеска колесного трактора . . . .148
§ 80. Элементы ходовой части трактора...................149
§ 81. Передний мост.....................................150
§ 82. Передний ведущий мост колесного трактора . . . .152
§ 83. Особенности устройства ходовой части пропашного
трактора...........................................155
§ 84. Уход за ходовой частью колесного трактора . . .156
Глава 18. Ходовая часть и подвеска гусеничного трактора . . . .157
§ 85. Элементы гусеничного движителя....................157
§ 86. Подвеска трактора.................................164
§ 87. Уход за ходовой частью............................167
Глава 19. Органы управления колесного трактора.....................167
§ 88. Рулевое управление..................................167
§ 89. Типовые конструкции механизмов рулевого управления 167
§ 90. Уход за рулевым управлением........................171
Глава 20. Органы управления гусеничного трактора...................172
§ 91. Привод управления механизмом поворота .... 172
§ 92. Регулировка свободного хода механизма управления
муфтами поворота.........................................174
Глава 21. Остов трактора и рабочее оборудование...................175
§ 93. Остов трактора....................................175
§ 94. Рабочее оборудование трактора.....................175
§ 95. Уход за механизмами рабочего оборудования . . . 180
Глава 22. Навесная система........................................180
§ 96. Назначение и устройство навесной системы . . . . 180
§ 97. Элементы раздельноагрегатной навесной системы . .182
§ 98. Уход за механизмами гидросистемы...................187
500
Раздел II. ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ.....................................................189
Глава 23. Теоретические и действительные циклы четырехтактного дви-
гателя ......................................................189
§ 1. Идеальные (термодинамические) циклы двигателей внут-
реннего сгорания..........................................189
§ 2. Идеальные циклы двигателей с газотурбинным наддувом 192
§ 3. Действительный рабочий цикл и индикаторная диаграм-
ма дизеля.................................................194
Процесс впуска........................................195
Процесс сжатия........................................200
Процесс сгорания......................................202
Процесс расширения....................................208
Процесс выпуска.......................................210
Среднее индикаторное давление.........................211
Особенности протекания процесса сгорания в дизеле . .215
Смесеобразование и камера сгорания в дизеле .... 218
§ 4. Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов
на работу дизеля..........................................221
Глава 24. Параметры, характеризующие работу двигателя .... 223
Глава 25. Тепловой расчет двигателя...............................227
Глава 26. Характеристики двигателя................................233
Глава 27. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма . 240
§ 5. Кинематика центрального кривошипно-шатунного меха-
низма ....................................................240
§ 6. Динамика кривошипно-шатунного механизма . . . 246
Глава 28. Уравновешивание двигателя...............................264
§ 7. Уравновешивание однорядного двигателя .... 267
§ 8. Уравновешивание V-образного двигателя .... 275
§ 9. Действительная уравновешенность двигателя . . . 280
§ 10. Неравномерность крутящего момента и хода двигателя.
Расчет маховика и махового момента........................281
Глава 29. Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма . . . 284
§ 11. Основные принципы.................................284
§ 12. Блок цилиндров, головка блока цилиндров и гильза . 290
§ 13. Поршень...........................................293
§ 14. Поршневой палец...................................295
§ 15. Поршневые кольца..................................298
§ 16. Шатун.............................................303
§ 17. Шатунные болты....................................311
§ 18. Коленчатый вал....................................313
Глава 30. Расчет деталей механизма газораспределения .... 324
§ 19. Определение основных параметров механизма газорас-
пределения ...............................................324
§ 20. Профилирование кулачка распределительного вала . . 327
§ 21. Кинематика и динамика механизма газораспределения с
плоским толкателем ...................................... 331
501
§ 22. Силы, действующие в клапанном механизме . . . 334
§ 23. Клапанная пружина..................................336
§ 24. Штанга толкателя...................................341
§ 25. Распределительный вал, клапаны и толкатели . . . 342
Глава 31. Расчет систем охлаждения, смазки и питания двигателя . . 345
§ 26. Система жидкостного охлаждения.....................345
§ 27. Система воздушного охлаждения......................350
§ 28. Элементы системы смазки............................354
§ 29. Основы расчета системы питания.....................363
§ 30. Регулятор..........................................365
Раздел III. QCHOBH ТЕОРИИ ТРАКТОРА...............................372
Глава 32. Динамика . —...........................................372
§ 1. Ведущие моменты, приложенные к движителям трактора 372
§ 2. Внешние силы, действующие на трактор * ... . 375*
§ 3. Уравнения тягового баланса........................380
§ 4. Буксование трактора и коэффициент сцепления с грунтом 381
Глава 33. Устойчивость..........................................383
§ 5. Продольная устойчивость трактора и влияние на нее
силы тяги на крюке.................................384
§ о. Поперечная устойчивость трактора.......... 389'
Глава 34. Тяговый расчет.........................................390
§ 7. Балансы мощностей и к. п. д. трактора.............390
§ 8. Выбор передаточных чисел трансмиссии..............391
§ 9. Данные для тягового расчета и порядок тягового расчета 397
§ 10. Тяговая характеристика трактора ................. 404
Глава 35. Теория поворота........................................408
§ 11. Поворот колесного трактора.......................408
§ 12. Поворот гусеничного трактора.....................410
§ 13. Влияние распределения нагрузки по опорной поверхно-
сти на момент сопротивления повороту Мс . . . .412
§ 14. Поворот трактора при наличии силы тяги на крюке . 413
Раздел IV. ОСНОВЫ РАСЧЕТА ШАССИ ТРАКТОРА . . . .414
Глава 36. Муфта сцепления.........................................414
§ 1. Нагрузочные режимы механизмов трактора и влияние
инерционных моментов............................414
§ 2. Требования, предъявляемые к конструкции муфты сцеп-
ления ...................................................416
§ 3. Основные размеры...........................416
§ 4. Проверка муфты сцепления на удельную работу трения
и нагрев ......................................... 419
§ 5. Основные детали муфты сцепления..............421
§ 6. Муфты сцепления, работающие в масле, с гидравличе-
ским нажатием на трущиеся поверхности .... 423
§ 7. Гидродинамические муфты...........................425
502
Глава 37. Коробка передач и соединительные муфты...............428
§ 8. Распределение передаточных чисел по агрегатам транс-
миссии ................................................429
§ 9. Подбор чисел зубьев шестерен.....................430
§ 10. Силы, действующие в зацеплении...................432
§ 11. Шестерни.........................................434
§ 12. Валы.............................................440
§ 13. Подбор подшипников качения.......................443
§ 14. Планетарные передачи.............................446
§ 15. Соединительные валы и муфты......................456
Глава 38. Задний мост..........................................459
§ 16. Главная передача............................... 460
§ 17. Дифференциал колесных тракторов..................460
§ 18. Механизмы поворота гусеничного трактора .... 463
§ 19. Тормоза колесных и гусеничных тракторов .... 465
§ 20. Пример поверочного расчета ленточного тормоза трак-
тора Т-38М.............................................472
§ 21. Приводы механизмов управления трактором . . . 474
§ 22. Конечные передачи................................475
Глава 39. Ходовая часть........................................475
§ 23. Ходовая часть колесного трактора.................476
** § 24. Ходовая часть гусеничного трактора.............478
Глава 40. Рулевое управление колесного трактора................485
Глава 41. Остов трактора и рабочее оборудование................488
§ 25. Рама.............................................488
§ 26. Рабочее оборудование трактора .................. 489
Глава 42. Развитие конструкции трактора ...................... 491
Приложение. Единицы измерения физических величин . . . 494
Литература.....................................................496
Филипп Семенович Беспятый
Иван Федорович Троицкий
КОНСТРУКЦИЯ, ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТ
ТРАКТОРА
Редактор издательства Ю. А. Зарянкин
Технический редактор Л. П. Гордеева
Корректор Е. В. Сабынич
Переплет художника А. Я. Михайлова
Сдано в набор 9/XI 1971 г.
Подписано в печать 28/1II 1972 г.
Т-04474 Формат 60 X 90716 Бумага № 1
Печ. л. 31,5 Уч.-изд. л. 31,5 Тираж 10 000 экз.
Заказ 848 Цена 1 р. 28 к.
Издательство «Машиностроение»,
Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Экспериментальная типография ВНИИ полиграфии
Комитета по печати при Совете Министров СССР
Москва К-51, Цветной бульвар, 30
Советские
ТЕХНИЧЕСКИЕ
УЧЕБНИКИ
SHEBA. SPB.&U/DELO