Текст
                    мотоцикл
•	теория < 
•	конструкция
• расчет

С. Ю. ИВАНИЦКИЙ, Б. С. КАРМАНОВ, В. В. РОГОЖИН, А. Т. ВОЛКОВ МОТОЦИКЛ ТЕОРИЯ, КОНСТРУКЦИЯ, РАСЧЕТ Допущено Управлением кадров и учебных заведений Министерства автомобильной промышленности СССР в качестве учебного пособия для машиностроительных техникумов 'Alexander Vostokov's Digital Library" Document No.2250 E-mail: analogaudio@narod.ru URL: http://www.analogaudio.narod.ru ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ» Москва 1971
УД К.629.118,6.001.24 Мотоцикл. Конструкция, теория, расчет. С. Ю. Ив а- н и ц к и й, Б. С. Карманов, В. В. Рогожин, А. Т. Волков, М., «Машиностроение», 1971, 408 с. В книге рассмотрено устройство отечественных и за- рубежных мотоциклов, мотороллеров и т. д.; работа их деталей и механизмов и современные тенденции в разви- тии конструкций. Даны теория мотоцикла и двигателя, методы расчета узлов и деталей. При написании книги использовался опыт работы мото- циклетных заводов, ВНИИ мотопром, а также материалы по мотоциклам зарубежных фирм. Книга предназначена для учащихся машиностроитель- ных техникумов как учебное пособие, а также может быть использована специалистами, создающими новые оте- чественные мотоциклы и занимающимися модернизацией ранее выпущенных моделей. Табл. 27, илл. 246. Рецензент инж. А. М. Федоров 3—18—3 273—70
Часть первая МОТОЦИКЛ Глава I ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МОТОЦИКЛЕ В последнее время в области мотоциклостроения, как у нас в стране, так и за рубежом, произошли большие изменения. В про- цессе создания новых моделей мотоциклов и проведения опытно- конструкторских и научно-исследовательских работ были получены новые данные, обогатившие теорию мотоцикла. § 1, ПРИМЕНЕНИЕ МОТОЦИКЛА Мотоцикл является индивидуальным транспортным средством для широких слоев населения, а также используется в народном хозяйстве как дешевый вид транспорта, например в сельском хо- зяйстве механиками, агрономами, звеньевыми; милицией — как средство дорожного надзора; в торговле и системе связи для мелких перевозок, а также в спорте. Мотосоревнования являются своеобразными эксперименталь- ными лабораториями промышленности, способствующими усовер- шенствованию серийных мотоциклов, выпускаемых мотоциклет- ными заводами для народного потребления, и являются средством непрерывного повышения технического уровня конструкций мото- циклов. По сравнению с моторным транспортом других видов мотоциклы обладают рядом преимуществ, к которым относятся простота об- служивания, низкие эксплуатационные расходы и небольшая площадь, необходимая для гаража. Основными эксплуатационными качествами являются хорошая маневренность и повышенные дина- мические качества, что обеспечивает получение большой средней скорости при движении по магистралям и в городах с интенсивным движением, хорошая проходимость по проселочным дорогам и без- дорожью. Относительно низкая стоимость мотоциклов, по сравне- нию со стоимостью индивидуального транспорта других видов, небольшие эксплуатационные расходы и ряд других эксплуатаци- онных преимуществ способствуют широкому использованию мото- циклов населением многих стран, поэтому наблюдается непрерыв- ный рост мирового мотоциклетного производства (табл. 1). 1* 8
Особенно большое развитие производства мотоциклов имеет место в Японии. Необходимо отметить, что производства мото- циклов до последней мировой войны в Японии не было. Таблица 1 Производство мотоциклов всех типов в ряде промышленных стран Страна Производство в шт. 1950 г. I960 г. 1965 г. 1966 г. 1967 г» Япония 8000 1 500000 2213000 2 447 000 2 207082 ФРГ 341 000 588 000 243000 215 433 168 485 Франция Италия 215000 1 007 000 1 121 000 1 164 972 1 143077 331 000 670 000 509000 566000 671 000 Англия 150000 199 000 155 000 160 000 170 000 СССР 123000 734 000 1 209000 1 236000 1 326000* '♦ Производство в 1968 г, Характерным является ежегодное увеличение импорта мото- циклов в США — страну с развитой автомобильной промышлен- ностью. § 2. КЛАССИФИКАЦИЯ МОТОЦИКЛОВ Мотоцикл является двухколесным транспортным средством, приводимым в движение установленным на нем двигателем. Как транспортное средство мотоцикл занимает промежуточное место между простейшим транспортным средством — велосипедом и слож- ным — автомобилем. Имеется большое многообразие типов и конструкций мотоциклов. К простейшим относятся обычные велосипеды с двигателями, к на- иболее сложным — мотоциклы повышенной проходимости, имею- щие узлы и механизмы, применяемые в автомобиле, как например, механизм заднего хода, дифференциал, привод на колесо коляски и его блокировка, гидравлические тормоза. В конце 50-х годов за рубежом широкое распространение получили мотороллеры, однако в нашей стране и в ряде других стран мотороллеры не нашли широкого распространения из-за их огра- ниченной проходимости. В международной терминологии принято различать следующие типы моторизованного одноколейного транспорта: Мотовелосипед (рис. 1). Мотовелосипед отличается от моторного транспорта других типов тем, что не имеет коробки передач, а при- вод у него педальный. Мотовелосипед может быть обычным вело- сипедом с установленным на нем двигателем (на передней вилке или в раме) или специальной конструкцией с простейшим двигате- 4
лем без коробки передач; мотовелосипеды, выпускаемые Пензенским велосипедным заводом, Рижским и Львовским мотозаводами отно- сятся к конструкции такого типа. Мопед (рис. 2). Мопед представляет собой более совершенную конструкцию мотовелосипеда и при наличии педального привода имеет двух- или трехступенчатую коробку передач. Мопеды из- готовляются Рижским и Львовским мотозаводами. Мокик (рис. 3). Мокик — это мопед, снабженный кикстартером и устойчивыми подножками вместо педалей. Иногда мокики Рис. 1. Мотовелосипед называют микромотоциклами. Производство мокиков будет осуще- ствлено на Рижском и Львовском мотозаводах. Легкие двухколесные транспортные средства, т. е. мотовелоси- педы, мопеды, мокики, обычно имеют двигатели с рабочим объемом 45—50 смй. Необходимо заметить, что в классификации этих машин нет еще установившегося единообразия. Мотороллер (рис. 4). Мотороллер отличается от мотоцикла посад- кой водителя, а также малым размером колес и наличием облицовки, защищающей водителя от грязи. Мотороллеры выпускаются Вятско- Полянским и Тульским машиностроительными заводами. Мотоцикл. Мотоциклы в зависимости от величины рабочего объема двигателя принято подразделять на: — легкие (до 175 см3), например мотоциклы Минского мото- велозавода (рис. 5); 6
Рис. 2. Мопед Рис 3. Мокик — микромотоцикл д
Рис. 4 Мотороллер Рис* 6* Мотоцикл легкий 7
— средние (до 350 сл3) — Ижевского машиностроительного завода (рис. 6); — тяжелые с колясками (500 см3 и выше) — Ирбитского и Киевского мотоциклетных заводов (рис. 7). Мотоциклы классифицируют по назначению, типу двигателей И конструкции задней (главной) передачи. По назначению мотоциклы подразделяются на три категории: дорожные (транспортные), спортивные и Специального назна- чения. Дорожные (транспортные) мотоциклы применяются как сред- ство индивидуального транспорта; спортивные мотоциклы под- разделяются на мотоциклы различных типов в соответствии с ха- рактером соревнований, для которых они предназначаются: шоссей- но-кольцевые (рис. 8), кроссовые (рис. 9) и т. п. Спортивные мото- циклы всех типов имеют свои конструктивные особенности, опре- деляемые различными требованиями соревнований. Мотоциклы специального назначения, оборудованные специальными агрега- тами, используются для определенных узких целей. К таким мото- циклам относятся: милицейские, пожарные, почтовые, санитарные, торговые и др. Мотоциклы каждой категории, кроме того, подразделяются на мотоциклы-одиночки и мотоциклы с прицепными боковыми ко- лясками. К одиночкам относят мотоциклы, рассчитанные на од- ного водителя, и мотоциклы, предназначенные для перевозки пас- сажира на заднем седле. Дорожные мотоциклы с боковыми прицепными колясками, в свою очередь, делятся на две группы: — для эксплуатации по дорогам с твердым покрытием; — для эксплуатации по проселочным дорогам и бездорожью, т. е. мотоциклы повышенной проходимости с приводом на колесо коляски. По типу двигателя мотоциклы классифицируются по принципу работы двигателя — на двухтактные и четырехтактные; по числу цилиндров — на одноцилиндровые и многоцилиндровые. На большинстве современных мотоциклов с рабочим объемом двигателя от 250 см3 и выше применяются двухцилиндровые дви- гатели. Трех-, четырех- и шестицилиндровые двигатели являются исключением, их устанавливают преимущественно на гоночные мотоциклы. Классификация мотоциклов по рабочему объему двигателя необходима для сравнительной оценки эксплуатационных качеств дорожных мотоциклов, а также для создания одинаковых условий при проведении соревнований спортивных мотоциклов. Для дорожных мотоциклов наибольшее распространение имеют двигатели с рабочим объемом 50, 75, 100, 125, 175, 250, 350, 500, 650 и 750 см3. Однако встречаются мотоциклы с рабочим объемом двигателя 200, 225, 300, 400, 600, 1000 и 1200 см3. 8 Рис. 6. Мотоцикл средний Рис. 7. Мотоцикл тяжелый с коляской
Рис. 8. Гоночный мотоцикл для шоссейно-кольцевых соревнований Рис. 9. Спортивный мотоцикл для кросса 10
Спортивные мотоциклы, согласно международной классифика- ции, подразделяются в соответствии с рабочим объемом на следу- ющие классы: — мотоциклы-одиночки (международная категория А) 50, 75, 100, 125, 175, 250, 350, 500, 750 слг* и выше; — мотоциклы с колясками (международная категория Б) 250, 350, 500, 750, 1200 см3. По типу задней (главной) передачи мотоциклы всех категорий делятся на мотоциклы с главной передачей в виде цепи и в виде карданного вала. На дорожных мотоциклах с рабочим объемом двигателя до 250 см3 обычно применяют цепную передачу, свыше 350 см3 — как цепную, так и карданную передачи. На спортивных мотоциклах-одиночках, как правило, приме- няют цепную передачу. На спортивных мотоциклах с колясками часто применяют карданную передачу. Примеры классификации мотоциклов: 1. Дорожный мотоцикл-одиночка с одноцилиндровым двух- тактным двигателем с рабочим объемом 175 см3 с цепной пере- дачей. 2. Дорожный мотоцикл с коляской с двухцилиндровым четырех- тактным двигателем с рабочим объемом 500 см3 с карданной пере- дачей. 3. Спортивный мотоцикл-одиночка с одноцилиндровым двух- тактным двигателем с рабочим объемом 125 см3 для шоссейно-коль- цевых соревнований. § 3. ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ МОТОЦИКЛА, ВЕС И ПОЛОЖЕНИЕ ЦЕНТРА ТЯЖЕСТИ Определение размеров и параметров мотоцикла и их буквенные обозначения производятся согласно ГОСТу 6253—60. Различают следующие группы основных размеров: 1. Габаритные, определяющие общие размеры мотоцикла (рис. 10). 2. Размеры, характеризующие конструктивные параметры. 3. Размеры, определяющие посадку водителя. 4. Размеры, определяющие проходимость и маневренность мото- цикла. Различают сухой, рабочий и ходовой вес мотоцикла. Сухой вес — вес мотоцикла без топлива, масла, инструмента, запасных частей, дорожного снаряжения (без запасного колеса), без водителя и пассажиров. Рабочий вес — вес мотоцикла, заправленного топли- вом, маслом, укомплектованного’ инструментом и возимым комплек- том запасных частей и запасным колесом, без водителя и пассажи- ров. Ходовой вес —сумма рабочего веса, дорожного снаряжения, а также веса водителя, пассажиров и груза. п
Сухой, рабочий и ходовой веса, приходящиеся на каждое колесо мотоцикла, определяют в соответствии со схемами, приведенными Рис. 10. Основные размеры мотоцикла на рис. 11. У мотоциклов с боковой прицепной коляской определяют также вес, приходящийся на ее колеса. Положение центра тяжести мотоцикла влияет на его устойчи- вость. Для определения положения центра тяжести его координаты Рис. 11. Схема определения веса, прихо- дящегося на: а — переднее колесо; б —• заднее колесо находят с помощью схемы, изображенной на рис. 12. К весовым параметрам от- носится также давление тины на дорогу, которое влияет на проходимость мотоцикла. Рис. 12. Схема определения коор- динат центра тяжести: G — ходовой вес мотоцикла; — вес, приходящийся на переднее колесо; Gt — вес, приходящийся на заднее колесо; xlt — координаты центра тяжести
Глава II ТЯГОВЫЕ КАЧЕСТВА МОТОЦИКЛА § 4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ Основными эксплуатационными качествами мотоцикла явля- ются его тяговые, или динамические качества, которые характе- ризуют его способность достигать наибольшей скорости при дви- жении в определенных дорожных условиях. Главными показателями тяговых качеств мотоцикла являются: 1. Тягово-скоростная характеристика, определяющая зависи- мость между скоростью v мотоцикла и тяговой силой возникаю- щей на его заднем колесе на различных передачах и дающей воз- можность преодолевать меняющиеся сопротивления движению. 2. Максимальная скорость Утах на высшей передаче, определя- емая на горизонтальных участках асфальтированного или бетони- рованного шоссе. 3. Приемистость — возможность быстрого разгона (ускорение) мотоцикла. 4. Эффективность торможения, определяемая путем и временем торможения. Величина тормозного пути в зависимости от той или иной скорости движения определяет степень безопасности движения на повышенных скоростях, а следовательно, влияет на получение наибольшей средней скорости. § 5. ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ТЯГОВЫЕ КАЧЕСТВА МОТОЦИКЛА Во время движения мотоцикла возникают силы сопротивления движению, к которым относятся: Pf — сила сопротивления качению колес; Ра — сила сопротивления при движении на подъем; Pw — сила сопротивления встречному потоку воздуха; — сила сопротивления при разгоне — сила инерции мото- цикла. Способность мотоцикла преодолевать эти сопротивления зависит от целого ряда факторов. К этим факторам относятся: Ne — эффективная мощность двигателя; 13
т) — механическим к. п. д. силовой передачи; гк — радиус качения колеса; z0 — передаточное число силовой передачи; F — лобовая площадь мотоцикла с водителем; Kw — коэффициент сопротивления воздуха, зависящий от формы мотоцикла и посадки водителя. При определении тяговых качеств мотоцикла учитывают: f — коэффициент сопротивления качению, зависящий от кон- струкции шин и дорожного покрытия; 8вм — коэффициент влияния инерции вращающихся масс (ко- лес, маховика) на разгон — ускорение мотоцикла. Численными величинами этих факторов задаются при проекти- ровании того или иного мотоцикла в зависимости от его назначения на основании данных, полученных при испытании аналогичных конструкций. Исходным условием, определяющим тяговую характеристику мотоцикла, является скоростная характеристика двигателя. Ско- ростная характеристика представляет собой изменение эффективной мощности Ne и крутящего момента М в зависимости от скорости вращения (числа оборотов) п коленчатого вала двигателя при пол- ной или частичной подаче топлива. Соответственно различают полную (внешнюю) и частичные ско- ростные х ар а ктер исти ки дв и гател я. От величины максимальной мощности двигателя зависит зна- чение максимальной скорости транспортного средства; характер протекания кривой М = f (п) обуславливает приспособляемость двигателя к различным дорожным условиям, а следовательно, воз- можность его применения в тех или иных условиях эксплуатации. Для построения скоростной характеристики, мощностного ба- ланса и определения максимальной скорости пользуются данными стендовых испытаний двигателей. Иногда из-за отсутствия скоростной характеристики, постро- енной на основании лабораторных испытаний, кривую Ne = f (n) строят приближенно, пользуясь эмпирической формулой /Vei = ^max L max где Ne тах — заданная максимальная мощность двигателя при числе ОборОТОВ Платах; nNe max — число оборотов коленчатого вала, соответствующее максимальной мощности двигателя. Результаты, близкие к стендовым испытаниям, дает формула, предложенная проф. Ф. Л. Хлыстовым: 14
П^е max Ял4тах — число оборотов коленчатого вала, соответствующее максимальному крутящему моменту двигателя. Однако эта формула сложна. По данным проф. И. М. Ленина, для всех автомобильных дви- гателей существует определенная постоянная зависимость между мощностью и числом оборотов при полностью открытом дросселе. Мощность и число оборотов выражают в процентах от максимальной мощности и соответствующего ей числа оборотов. На основании рас- четов и данных, полученных при испытании ряда мотоциклетных двигателей, такая зависимость имеет место и у мотоциклетных двигателей. Ниже приведены значения Ne = f (п) в % для мотоциклетных четырехтактных двигателей. п........................................................... 40 60 80 100 120 Ne.......................................................... 38 66 90 100 91 Пользуясь полученной зависимостью, можно с достаточной точностью строить скоростные характеристики для четырехтактных двигателей, причем это значительно проще, чем по эмпирическим формулам. Для двухтактных двигателей эту зависимость надо считать приближенной, так как характер наполнения цилиндра горючей смесью в значительной степени зависит от настройки системы про- дувки. § 6. МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д. СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ Механический к. п. д. силовой передачи определяет степень потерь, возникающих вследствие трения: 1) рабочих поверхностей зубьев шестерен, находящихся в за- цеплении, в подшипнике (механические потери); эти потери увели- чиваются при возрастании передаваемого крутящего момента; 2) шестерен о масло, залитое в картер, и затраты мощности на его разбрызгивание (гидравлические потери); величина этих потерь зависит от температуры, вязкости и уровня масла в картере механизма, а также от числа оборотов коленчатого вала. Чем выше уровень и вязкость масла, тем больше гидравлические потери. Механический к. п. д. силовой передачи N е Nтр М тр 11 Ъ 1 ” ^7* где Nmp — мощность, затрачиваемая на преодоление трения в си- ловой передаче. Если мощность на колесе NK = Ne — Nmp, то т] = 15
Общий механический к. п. д. силовой передачи равен произ- ведению к. п. д. ее отдельных агрегатов: П = где л# — к. п- Д’ коробки передач; — к. п. д. задней передачи; т]л — к. п. д. передней передачи. На основании проведенных испытаний в лабораториях ВНИИ- мотопрома получены следующие средние значения, рекомендуемые для предварительных расчетов: для дорожных мотоциклов..................................т| = 0,8 4- 0,85; для спортивных...........................................т) = 0,85 4- 0,9. Для гоночных мотоциклов с мощными быстроходными двигате- лями уменьшение коэффициента т) имеет большое значение. Рис. 13. Значение радиуса гк колеса в зависимости от переда- ваемого крутящего момента, ра- диальной нагрузки и скорости Поэтому выбору сорта масла, точно- сти изготовления и качеству поверх- ности зубьев шестерен уделяется большое внимание. § 7. РАБОЧИЙ РАДИУС КОЛЕСА При испытаниях мотоциклов, про- водимых согласно ГОСТу 6253—60, радиус заднего (ведущего) колеса с учетом деформации шины £1 £i Гк ~ 2л “ 6,28 ’ при соответствующем давлении р0 воздуха в шинах: / — = 2,5 кГ/смг; Ga = 300 «г; 2, 3 - Ро = 2,0 кГ/см*; ~ НО кг; 4 — G = 153 кг; сплошные линии — Q. г «= f (и); штриховые линии — г* ~ t (Л*> где Lj — длина окружности шины в мм. Длину Lr окружности шины на- ходят, прокатывая мотоцикл вручную по прямой. Перед этим на шине мелом наносят тонкую поперечную линию, которая за один оборот колеса дает на площадке два отпечатка, расстояние между которыми измеряют рулеткой. Отношение — является степенью деформации шины (гш0 — ГШ0 радиус шины в свободном состоянии). На рис. 13 показано значение гк в зависимости от передаваемого крутящего момента М, радиальной нагрузки Ga и скорости v. График построен на основании данных испытаний, проведенных в лаборатории ВНИИмотопрома. 16
Из графика видно, что с возрастанием крутящего момента и ра- диальной нагрузки, при всех прочих равных условиях, величина гк уменьшается; с ростом скорости движения мотоцикла гк увели- чивается. § 8. КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ КАЧЕНИЮ Во время движения при качении колеса происходит многократ- ная деформация отдельных участков шины, вызывающая потери, связанные с внутримолекулярным трением в резине и трением между отдельными элементами шины. Величина этих деформаций зависит от конструкции шин, т. е. т а б л и а 2 от С0Рта Резины, рисунка протек- а л и ц а тора, материала и слойности корда, Значения коэффициента качения а также ОТ СОСТОЯНИЯ ПОВерх- Тип дорожного покрытия Шины новые изно- шен- н ые Асфальт Бетон 0,010 0,015 0,015 0,020 0,015 0,025 0,020 0,050 0,150 0,020 0,025 0,025 0,030 0,030 0,035 0,040 0,150 0,300 Клинкерное(мел- кое) Клинкерное . . . Булыжное .... Асфальтирован- ный щебень .... Укатанный ще- бень Грунтовое .... Песчаное Рис. 14. Зависимость коэффициента f от давления в шинах и скорости движения: / — Рш = 1,5 кГ1см*\ 2 — Put = 3,5 кГ[см*\ сплошные линии — Ga — 400 кг\ штриховые линии — Ga ® 200 кг ности дороги. Суммарное сопротивление, вызванное деформацией дороги и деформацией шины, характеризуется коэффициентом со- противления качению f. Коэффициент f определяют экспериментально на специальных стендах или в дорожных условиях. Как показали испытания, ко- эффициент сопротивления качению возрастает с увеличением ра- диальной нагрузки и крутящего момента, приложенных к колесу мотоцикла. Повышение давления воздуха в шине уменьшает зна- чение коэффициента f. При скорости, превышающей 80—100 км!ч, коэффициент [ резко возрастает. На рис. 14 приведены диаграммы, характеризующие изменение коэффициента f в зависимости от давления в шинах р1а и скорости. При расчетах для дорожных машин принимают следующие предельные значения коэффициентов качения f (табл. 2). 17
§ 9. КОЭФФИЦИЕНТ УЧЕТА ВРАЩАЮЩИХСЯ МАСС МОТОЦИКЛА Коэффициент учета вращающихся масс 6вм учитывает влияние моментов инерции вращающихся деталей мотоцикла — колес и ма- ховика (маховиков) — на его разгон (влиянием моментов инерции других вращающихся деталей пренебрегают). С увеличением моментов инерции коэффициент 6ЯИ возрастает, а ускорение мотоцикла уменьшается. Мотоциклы, у которых момент инерции маховика мал, обладают относительно лучшей приеми- стостью, чем мотоциклы, двигатели которых имеют маховики с боль- шим моментом инерции, но хуже преодолевают случайные до- рожные препятствия. Коэффициент 6вм для исследуемого мотоцикла обычно находят экспериментально, определяя величины моментов инерции махо- вика двигателя, сцепления и колес и проводя в дальнейшем соот- ветствующие расчеты. Значения коэффициента 6ЛЛ, на первой передаче больше, чем на прямой передаче, и для современных мотоциклов находятся в пре- делах: для высшей передачи 1,08—1,13; для низшей передачи 1,3— 1,7. Нижний предел значений относится к легким и гоночным мотоциклам, верхний предел — к дорожным тяжелым мотоциклам. § 10. ФАКТОР ОБТЕКАЕМОСТИ При движении мотоцикл преодолевает сопротивление, возни- кающее от давления частиц воздуха на лобовую площадь мото- цикла и водителя, от разрежения, образованного за ними, а также от трения частиц воздуха о мотоцикл. Чем больше лобовая площадь мотоцикла с водителем, тем сопротивление воздуха должно быть Таблица 3 Параметры обтекаемости мотоциклов при различных посадках водителя Посадка водителя Параметры F ! сх ' ^сх На дорожных мотоциклах1: нормальная 0,1—0,6 1,04—1,20 0,416—0,720 0,065—0,075 0,026-0,045 полулежачая 0,3-0,5 0,72—1,04 0,216-0,520 0,045—0,065 0,0135-0,0325 На спортивных и гоночных мото- циклах: полулежачая 2 0,3-0,5 0,32—0,88 04)96-0,440 0,020—0,050 0,006-0,0275 в обтекателе3 0,45—0,70 0,16-0,40 0,072 -0,280 0,02-0,025 0,0045-0,0175 1 Минимальные значения относятся к малолитражным мотоциклам. 8 Минимальные значения приведены для мотоциклов с полуобтскателями. 8 Максимальные значения относятся к мотоциклам с обтекателями с открытой посадкой водителя. 18
больше. Однако сопротивление воздуха зависит не только от вели- чины лобовой площади, но и от формы мотоцикла и посадки води- теля, которые учитываются коэффициентом сопротивления воздуха Kw (коэффициентом обтекаемости). Коэффициент Kw определяют экспериментально в аэродинамической трубе. При равной лобовой площади коэффициент сопротивления воздуха Kw может быть раз- личен. Таким образом, лобовая площадь и коэффициент сопротивления воздуха связаны между собой и их влияние на определение величины сопротивления воздуха учитывается их произведением KWF = Wt называемым фактором обтекаемости. Коэффициент Kw зависит от плотности воздуха рй и аэродинами- ческого коэффициента сх лобового сопротивления и определяется по формуле дг _0,125с* А ® — 2 • Плотность воздуха изменяется от температуры и давления, однако в расчетах принимают р0 при 15° С и 760 до* pm. ст. (рв = - 0,125). Лобовая площадь представляет собой площадь проекции мото- цикла с водителем на плоскость, перпендикулярную направлению движения. Приближенно расчетная площадь может быть опреде- лена как произведение высоты И на расстояние В между сере- динами рукояток руля и на соответствующий поправочный ко- эффициент Кп. Высота И зависит от посадки водителя. Различают две посадки: прямую — нормальную, полулежачую — гоночную. Поправочный коэффициент Кп для обеих посадок рекомендуется принимать: для легких дорожных мотоциклов 0,44; для средних 0,48; для тяжелых 0,46. В табл. 3 приведены рекомендуемые предельные значения па- раметров обтекаемости, необходимые при проведении тягового рас- чета мотоцикла того или иного типа.
Глава III ТЯГОВАЯ (ДИНАМИЧЕСКАЯ) ХАРАКТЕРИСТИКА МОТОЦИКЛА § 11. СИЛЫ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ Во время движения мотоцикла в общем случае на него действует суммарная сила сопротивления движению. Рассмотрим каждую силу в отдельности. 1. Сила Pf сопротивления качению возникает вследствие дефор- мации шин и дороги. При движении по горизонтальной дороге Pf = tf. При движении мотоцикла на подъеме или спуске Pf — Gf cosa^, где — угол наклона дороги к горизонтали. Влияние угла наклона af) на сопротивление качению незначи- тельно и им обычно пренебрегают. 2. Сила Pw сопротивления воздуха определяется по формуле Pw = KwFv2. Если выразить скорость мотоцикла в км/ч, то формула прини- мает следующий вид: р __ KwFv* _ Wv2 3,52 13 • 3. Сила Ра сопротивления подъему возникает при движении мотоцикла на подъем и определяется по формуле Pa = G sinad, где ад — угол подъема. Принимая sin ад = i (i — коэффициент сопротивления подъему; уклону), получим Pa = Gi. Для углов подъема до 10° можно принять, что sin = tg ад. В этом случае i — уклон дороги, выраженный в процентах. 20
Суммарное сопротивление качению и подъему =Pf+ Ра = Gf + G sin ад = G (f + sin ад). Приняв f + sin ад — ф, получим Pq = G^ где ф — коэффициент сопротивления дороги, который учитывает силу, затрачиваемую на преодоление сил сопротивления качению и подъему. 4. Сила инерции Р} зависит от массы мотоцикла и влияния инер- ции вращающихся масс мотоцикла — колес, маховика двигателя — при разгоне. Эту зависимость выражают формулой р. = & 9- ' вл< g dt’ где ускорение мотоцикла в м!се1^. § 12. ТЯГОВЫЙ БАЛАНС Заднее колесо мотоцикла является ведущим, т. е. к нему под- водится крутящий момент двигателя, преобразованный в механиз- мах силовой передачи. Этот крутящий момент заставляет колесо вращаться вокруг своей оси, причем участок покрышки колеса, соприкасающийся с дорогой, стремится проскользнуть по дороге. Этому препятствует сила трения Рк, возникающая между покрышкой и дорогой. Сила Рк является реактивной силой, которая и заставляет мото- цикл двигаться вперед, преодолевая сопротивления движению. Силу Рк называют тяговой силой; она выражается формулой р _ К гк Тяговая сила Рк на колесе в каждый момент равна сумме всех сил сопротивлений, возникающих при движении мотоцикла, т. е. w + Р f + Лх + Р J- Это уравнение называют тяговым балансом. Сила Pj при замедленном движении и сила Ра при движении под уклон входят в уравнение со знаком минус. После подстановки в эту формулу значений Pwt Рр Ра и Pj она примет следующий вид: p-=JvL“^+cf+0si"»-+«.4--s ИЛИ P. = ^+G(/ + Sin«s+J-B.J). Окончательно 21
При равномерном движении мотоцикла по горизонтальной дороге = const; ^ = 0; а<? = о) Рк~ Pw~P Рf или =3-^ + 0/. § 13. МОЩНОСТНОЙ БАЛАНС Мощность, развиваемая двигателем при движении мотоцикла, затрачивается на преодоление сопротивлений различных видов. Равенство, показывающее, что в каждый данный момент мощ- ность двигателя равна сумме всех мощностей, затрачиваемых на преодоление сопротивлений различных видов при движении мото- цикла, называется мощностным балансом мотоцикла, т. е. где Nmp — мощность, затрачиваемая на преодоление трения в ме- ханизмах силовой передачи; Nf — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивле- ния качению; Nw — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха; Na — мощность, расходуемая на преодоление сопротивления подъему; Nf — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивле- ния при ускорении (разгоне) мотоцикла. При Ne — Nmp = формула мощностного баланса примет вид ^ = AZz + ^ + ^ + /Vy, где Л/^ — мощность, подведенная к заднему колесу. Выражая мощность Л\. как произведение Ne т|, получим N ег] = N j + Nw + Ni + W у. При установившемся равномерном движении по горизонтальной дороге, когда Nt = 0 и N, = О, N ех\ = N f + Пользуясь формулами, выражающими силы сопротивления дви- жению, можно определить перечисленные выше мощности (в л. с.): PfV • 1000 PfV Gfv = 3600 • 75 = 270 = 270’ Л7 JVw~ 270 — 3500 “3500’ д, _ Pav _ Gv sin ад ф /Ve— 270 — 270 > ‘ J 270 ~ ем 270g di’ 22
Подставляя в формулу Nex\ полученные выражения мощности, имеем дг _ Gfv Gv sin ад . e Gv dv 270 ' 3500 + 270 4"°^270g’d/’ При установившемся движении по горизонтальной дороге е 1 270 т 35ОО , при установившемся ИЛИ движении на подъем ^^1— 270 3500 дгп==^ + ^ ieI 270 ^3500- Рис. 15. Диаграмма мощностного баланса мото- цикла Приведенный выше мощностной баланс мотоцикла можно пред- ставить графически как функцию числа оборотов коленчатого вала двигателя или скорости движен и я мотоцикл а. Графическое изобр аже- ние мощностного балан- са мотоцикла (рис. 15) называют мощностной диаграммой движения мотоцикла или графи- ком мощностного балан- са мотоцикла. При построении диа- граммы в масштабе от- кладывают: по оси ор- динат — мощность а по оси абсцисс — ско- рость V и число оборотов п коленчатого вала дви- гателя. Для данной кон- струкции мотоцикла при том или другом передаточном числе силовой передачи каждому числу оборотов коленчатого вала двигателя соответствует опреде- ленная скорость мотоцикла. Соотношение между скоростью дви- жения мотоцикла и числом оборотов коленчатого вала двигателя выражают формулой 2ЛЛ.П -3,о . v = - -О.о -км/ч или v = Ап, 23
где А — постоянный коэффициент для данного мотоцикла и опре- деленной его передачи; i0 — общее передаточное число. Коэффициент А определяют по формуле А 2лгк -3,6 60£о На графике (см. рис. 15) кривая Ne представляет собой скорост- ную характеристику двигателя, a NK — мощность, подводимую к ведущему колесу мотоцикла. Разность ординат кривых Ne и NK соответствует мощности Nmp трения, расходуемой на преодоление трения в механизмах силовой Рис. 16. Влияние кривизны скоростной характеристики двигателя на тяговые передачи; Nmp = Ne (1 — т|). Кривая Nf + Nw + Na по- казывает изменение мощности, затрачиваемой на суммарное со- противление, возникающее при движении мотоцикла. При по- строении этой кривой пользуют- ся масштабом скорости, так как = f («)', = f (v) и Na = = f (и). Разность ординат между кри- выми NK и суммарной (Л// + + Nw + Na) —отрезок ab—пред- ставляет собой мощность, кото- рая может быть израсходована качества мотоцикла на ускорение мотоцикла при заданных сопротивлениях ф до- роги и скорости v. Точка А соответствует максимальной мощности двигателя при числе оборотов fyvemax. Точка су в которой разность между кривыми NK и (Nf + Nw + 4» Na) равна нулю, определяет максимальную скорость мото- цикла итах. Характер протекания скоростной характеристики двигателя существенно влияет на тяговые качества мотоцикла. На рис. 16 изображены скоростные характеристики двух двигателей: I — форсированного высокооборотного, // — малооборотного, имеюще- го меньшую максимальную мощность. В точке с пересечения этих кривых мощности и числа оборотов коленчатых валов обоих дви- гателей равны. Кривые А и В представляют собой суммарное сопротивление движению мотоцикла (Л^ + Nw) и (N^ + A/wl). Принимаем, что Л/® == A/wl. Тогда при фх > ф кривая А суммарных сопротивлений расположится левее кривой В, как это и изображено на графике. Кривая А пересекает кривые / и // в точке с. Это означает, что при 24
данных дорожных условиях мотоцикл развивает предельную ско- рость. Допустим, что сопротивления дороги возросли и соответствуют кривой Лх. В этом случае менее мощный двигатель (кривая II) может преодолевать большее сопротивление (точка cj, чем более мощный двигатель (кривая /), который преодолевает меньшее со- противление (точка Ьг). Из изложенного можно сделать "вывод, что при малых числах оборотов тяговые качества нефорсированных двигателей с малым числом оборотов коленчатого вала выше, чем форсированных двигателей с большим числом оборотов. Следовательно, если кривая выпуклая, двигатель имеет больший запас мощности и лучше приспосабливается к дорожным условиям, чем форсированный двигатель с большим числом оборотов колен- чатого вала и пологой или менее выпуклой кривой. Отсюда можно сделать вывод, что для дорожных мотоциклов кривая скоростной характеристики должна быть более выпуклой. Ординаты прямой = Nf + Na (см. рис. 15). Принимая, что Л^ = Л^ = а также учитывая, что = получаем т GVi По этой формуле определяют максимальное сопротивление до- роги, которое мотоцикл может преодолеть при установившемся движении на прямой передаче на данной скорости и весе мото- цикла G. Разность (NfC — 1VW) на графике изображена кривой Nc, Кривая Nc — это кривая мощности, которую можно затрачивать на пре- одоление сопротивлений качению, подъема и разгона. Кривая Nc пересекает прямую в точке clf соответствующей максимальной скорости движения мотоцикла. Отрезки ординат между кривой Nc и прямой Мф, например от- резок определяет мощность, которая может быть израсходована на создание ускорения мотоцикла при заданных сопротивлениях дороги ф и скорости V. Согласно графику, NK — Nw = Nc\ разность Nc — равна отрезку arbt и разность NK — (Nw + N^) — отрезку ab\ нетрудно убедиться, что отрезки ab и ахЬг одинаковы. Таким образом, запас мощности может быть определен обоими способами. § 14. ДИНАМИЧЕСКИЙ ФАКТОР Отношение полной суммарной тяговой силы к весу мотоцикла называется его динамическим фактором D = ^~Pw 100%. и 25
Это отношение, выведенное акад. Е. А. Чудаковым, служит основным измерителем для сравнительной оценки тяговых качеств мотоциклов. Графическая зависимость между скоростью v и динамическим фактором D на различных передачах называется тяговой (динами- ческой) характеристикой мотоцикла (рис. 17). Такой график явля- ется основным при оценке динамических качеств мото- цикла и автомобиля. По тяговой характеристи- ке можно определить ско- рость мотоцикла, которая может быть достигнута на каждой передаче на разных дорогах, на горизонтальных участках и подъемах, а также установить предельные углы подъема, которые мотоцикл может преодолеть на любой передаче. Тяговая характеристика дает возможность объективно оценивать эксплуатационные тяговые качества различных мотоциклов по основным кон- структивным параметрам (вес, рабочий объем, мощность V/r, VD г3 ъ Vmax v Рис. 17. Тяговая характеристика мото- цикла с четырехступенчатои коробкой При построении ТЯГОВОЙ передач характеристики по оси орди- нат откладывают значения динамического фактора D, а по оси абсцисс — скорость v движе- ния мотоцикла. Преобразуя приведенную выше формулу, имеем D = 100% = (ф + j\ 100%. (j \ g J При устойчивом равномерном движении О = ф. Это означает, что динамический фактор соответствует коэффи- циенту сопротивления дороги, которое может преодолеть мотоцикл на той или иной передаче и скорости движения. Таким образом, значения ф можно откладывать по оси ординат в том же масштабе, что и для динамического фактора D (обычно в процентах). Максимальную скорость, которую можно достигнуть в данных дорожных условиях, определяют графически следующим образом. 26
Из соответствующего деления оси ординат, характеризующей со- противление дороги при заданных дорожных условиях в процентах, проводят горизонталь. Точке с пересечения горизонтали с кривой динамического фактора D соответствует максимальное значение ско- рости в заданных дорожных условиях на прямой передаче. В том случае, если горизонталь не пересекается, а касается кривой/), точке касания ск соответствует критическая скорость vk4, т. е. единственно возможная устойчивая скорость на данной передаче, выше и ниже которой движение без переключения передач в данных дорожных условиях невозможно. Графически можно также приближенно определить ускорение на любой передаче, которое способен развивать мотоцикл при дан- ных условиях движения. Например, проведя прямую ф3, характе- ризующую сопротивление движению в данных дорожных условиях, определяют отрезок ахЬг = е, соответствующий избытку динами- ческого фактора ADK при некоторой скорости и0. Таким образом, ускорение мотоцикла при этих условиях ADK%=^/-100 g или . g }~ 100 "(>вм- Некоторая неточность, которой обычно пренебрегают при при- ближенном графическом определении ускорения /, объясняется тем, что когда мотоцикл движется ускоренно, несколько изменяется скоростная характеристика двигателя. По тяговой характеристике можно определить уклоны /, ко- торые мотоцикл может преодолеть при разных скоростях на раз- личных передачах и данном коэффициенте f сопротивления качению. При равномерно установившемся движении, когда ускорение / == 0 и D = ф; ф == i + Д получим i = D-f. Масштабы динамического фактора D и коэффициента i сопро- тивления подъему одинаковы. На графике параллельно оси абсцисс проведены прямые, со- ответствующие коэффициентам сопротивления качению flt Д, f3. Для скорости движения v0 коэффициенту сопротивления подъема соответствуют отрезки: при Д для четвертой передачи отрезок abt на третьей передаче — отрезок ad. При коэффициентах Д и Д мо- тоцикл может двигаться и преодолевать подъем соответственно на третьей и второй передачах, причем величина i характеризуется отрезками агЬх и aj>2. Точки пересечения прямых фп ф2, ф3иф4 с кривыми определяют максимально возможные скорости ц2» v3 и v4 при данных дорожных условиях на различных передачах. 27
Для сравнения тяговых качеств мотоциклов принято выделять следующие основные показатели тяговой характеристики: — максимальную скорость итах мотоцикла при движении по горизонтальной асфальтированной или бетонированной дорогах при значении f = 0,015; — МаКСИМаЛЬНЫе ДИНаМИЧеСКИе факторы D4max, £>3max, О2тах и Dimax во время движения мотоцикла на четвертой, третьей, второй и первой передачах; при этом критические скорости соответственно будут УК4> vk3, vk2 и ик1. Изложенные методы построения графиков и определение по- казателей тяговых характеристик приведены в общем виде на осно- вании теоретических данных. Практически эти графики строят при проектировании нового мотоцикла на основании исходных расчетных данных, полученных при дорожных испытаниях мотоциклов или стендовых испытаниях двигателя и мотоцикла, используя также конструктивные параметры (вес, передаточные числа и т. п.). При испытании двигателя на стенде определяют его крутящий момент М = f (п). По формуле р = м^~ ГК подсчитывают Рк = f (л). Имея расчетные данные, определяют Pw = Wv\ а затем динами- ческий фактор мотоцикла по формуле где v — в м!сек. На основании полученных величин строят тяговую характери- стику для разных передач испытываемого мотоцикла. § 15. МАКСИМАЛЬНАЯ СКОРОСТЬ Основными факторами, влияющими на величину максимальной скорости, являются мощность Ne двигателя и фактор обтекаемости W = KWF мотоцикла. При всех прочих равных условиях, чем больше мощность, тем выше скорость; чем меньше фактор обтека- емости, тем выше скорость при одной и той же мощности двигателя. Для гоночных мотоциклов особенно важно уменьшить фактор обтекаемости W, так как мощность, затрачиваемая на сопротив- ление воздуха, возрастает пропорционально кубу скорости и на высоких скоростях достигает большой величины. Факторами, в меньшей мере влияющими на максимальную ско- рость, являются вес мотоцикла и коэффициент сопротивления ка- чению f (см. выше). Расчет максимальной скорости в зависимости от мощности двигателя, фактора обтекаемости, веса мотоцикла производится 28
графически путем построения диаграммы мощностного баланса, как это изложено выше. Вследствие недостаточных исследований и отсутствия до настоящего времени накопленных эксперимен- тальных данных не представляется возможным точно установить математическую зависимость максимальной скорости от мощности двигателя, фактора обтекаемости и веса машин. Существующие эмпирические формулы не дают точного определения, особенно для спортивных мотоциклов. Однако для ускоренных приближенных расчетов может быть рекомендована формула, предложенная инж. Бекманом В. В.: _ * /3500^1] 4,336/ -1/ км/ч. Практически при дорожных испытаниях максимальную ско- рость определяют на высшей передаче путем прохождения с хода мерного горизонтального участка асфальтированной или бетониро- ванной дороги. Время прохождения проверяют не менее чем по двум секундомерам. Максимальную скорость подсчитывают с уче- том среднего времени прохождения участка в обоих направлениях. Методика определения максимальной скорости при проведении испытаний установлена ГОСТом 6253—60. § 16. ПРИЕМИСТОСТЬ —УСКОРЕНИЕ Приемистость — способность мотоцикла к быстрому разгону (ускорению) — один из факторов, характеризующих динамические качества мотоцикла. Чем лучше приемистость, тем меньше путь и время разгона мотоцикла. В условиях города с интенсивным уличным движением, а также во время спортивных соревнований приемистость имеет решающее значение, так как позволяет быстро набирать скорость для обгона едущих впереди машин. При движении по грунтовым дорогам и бездорожью на малых скоростях, где приходится часто тормозить и переключать передачи, мотоцикл, имеющий лучшую приемистость, достигает большей сред- ней скорости, чем мотоцикл с таким же рабочим объемом, обладающий большей максимальной скоростью, но меньшей приемистостью. Пре- имущество большей максимальной скорости используют при дви- жении по асфальтированным магистральным дорогам с быстрым движением и на линейных шоссейных гонках. Во всех остальных случаях, в том числе и на шоссейно-кольцевых гонках, основное преимущество мотоцикла — его приемистость. Практически наиболее точно можно определить ускорение мото- цикла во время дорожных испытаний, когда определяют время и путь разгона. На основании полученных данных строят кривую времени t = f (v) (рис. 18) и пути s = / (и) разгона. 29
В тяговый расчет при проектировании нового мотоцикла тео- ретическое определение приемистости не входит, так как сущест- вующие теоретические, графо-аналитические и графические методы определения приемистости неточны и могут дать лишь приближен- ную величину ускорения. Приведенные выше методы определения величины ускорения по графику тяговой характеристики дают лишь приближенное пред- ставление о запасе мощности мотоцикла, при котором можно дос- тигнуть того или иного ускорения. Не описывая все методы теоретического определения приеми- стости мотоцикла, как не имеющие практического значения, при- водим лишь наиболее распространенный способ построения гра- фиков пути и времени разгона мотоцикла. При этом надо отметить, а) б) Рис. 18. График параметров разгона мотоцикла: а —- времени; б — пути что построенный этим способом график также является приближен- ным и отличается от графика, построенного по результатам дорожных испытаний. Для определения ускорений имеется формула, пользуясь которой подсчитывают ускорения на разных передачах: . D-Ф g_ 100 Ч./ Время разгона t является произведением приращения скорости на величину, обратную ускорению: . / \ 1 Время разгона определяют графически, строя кривую Площадь F2, у которой одна сторона равна (и2 — uj, а другая огра- ничена кривой j- (рис. 19, а), выражает в определенном масштабе время разгона . cib *3,6 сек> 30
где Fz — площадь по графику; а и b — соответствующие масштабы 1 7 и V, Графики обычно строят в таких масштабах: 1 мм соответствует 0,1 секЧм и 1 км!ч\ 1 лш2 соответствует 0,1 сек. Путь разгона определяют графически путем построения кривой времени разгона. Площадь, ограниченная отрезком кривой, орди- натами скоростей Vj и v2 и осью абсцисс (рис. 19, б), выражает в оп- ределенном масштабе путь разгона от скорости до скорости и2> r-< ии с 0,0 Графики обычно строят в таких масштабах: 1 мм соответствует 0,25 сек и 1 км!ч\ 1 мм2 соответствует 0,25 м. Как было отмечено выше, этот способ содержит ряд погрешно- стей и его можно использовать только для приближенного опреде- ления приемистости проектируемого мотоцикла. а) Рис. 19. Графическое определение параметров разгона: а — времени; б — пути Приемистость мотоцикла рекомендуется определять непосред- ственно при дорожных испытаниях. Во время дорожных испытаний время и путь разгона определяют прибором, фиксирующим путь, время и скорость. Прибор, установ- ленный на раме мотоцикла, состоит из приводного колеса / (рис. 20, а), вращение которого передается через гибкий вал 2 к самопишущему аппарату 3, который крепят обычно на топливном баке мотоцикла. Аппарат регистрирует путь, проходимый мото- циклом за определенный отрезок времени. Аппарат на специальной масштабной ленте вычерчивает график движения мотоцикла, изображенный на рис. 20, б. 31
В результате испытаний мотоцикла на ленте наносится ступен- чатая линия. Согласно кинематической схеме аппарата, каждая ступень соответствует 1 сек и определяет среднюю скорость движе- ния мотоцикла за путь, пройденный в предыдущую секунду. Время движения определяют, подсчитав ступени линии записи. Путь, пройденный за это время, определяют по количеству проколов на нижней и верхней шкалах. Ломаная линия (рис. 20, б) на ленте фиксирует движение мото- цикла: отрезок /—II — начало движения и разгон до 20 км/ч; отре- б) Рис. 20. Определение пути и времени разгона с помощью прибора Хаслера а — установка прибора на мотоцикле; б — образец ленты с нанесенным графиком. в — отрезок графика, нанесенный самопишущим аппаратом прибора зок //—III — установившееся движение; отрезок ///—IV разгон до 40 км/ч, отрезок IV—V — вновь установившееся движение; отрезок V— VI — торможение до полной остановки мотоцикла. На рис. 20, в изображен отрезок ленты, на котором нанесен гра- фик разгона мотоцикла в интервале от 5 до 12 сек. Согласно кинема- тике прибора, зафиксированные на графике средние скорости на от- резке пройденного пути в интервале 6 и 7-й сек соответственно отно- сятся к движению мотоцикла на отрезке пройденного пути в интер- вале 5 и 6-й сек и т. д. Эта скорость относится к середине пути, пройденного за 1 сек (между 5 и 6-й сек). Определив скорости, пройденный путь и время, строят графики пути и времени разгона. 32
Согласно ГОСТу 6253—60, для определения приемистости мо- тоцикла рекомендуется по графикам пути и времени разгона по- строить график ускорений. График ускорений строится (рис. 21, а) графо-аналитическим методом, который заключается в определении отношения прироста скорости (отрезок АС) ко времени, затрачен- ному на этот прирост (отрезок ВС). Эти отношения следует опреде- лять через интервал в 1 сек и 5 км/ч. Полученное ускорение отно- сится к среднему значению скорости в данном интервале (точка е). Рис. 21. График ускорения мотоцикла Обычно график ускорений мотоцикла в зависимости от скорости (рис. 21, б) строят в следующих масштабах: 1 м/сек2, соответствует 40 мм\ 10 км/ч соответствует 20 мм. § 17. ТОРМОЗНОЙ ПУТЬ Величина тормозного пути также относится к тяговым качествам мотоцикла. Чем меньше путь торможения, т. е. чем короче рас- стояние, па котором мотоцикл может быть остановлен, и чем быстрее может быть произведено торможение, тем безопаснее движение и выше средняя эксплуатационная скорость мотоцикла. При торможении па тормозном барабане возникает тормозной момент, от действия которого между покрышкой колеса и дорогой возникает касательная реакция Ptn. Обычно при расчете тормозов мотоциклов для определения необходимого тормозного момента Мт пользуются формулой Л4/?г — Р inf к- Величина тормозного момента, необходимая для соблюдения этого равенства, зависит от конструктивных параметров тормоз- ного устройства и материалов, применяемых для тормозных колодок и барабанов. 2 Иваницкий и др, 33
Величина реакции или тормозной силы Рт зависит от нагрузки на данное колесо (от так называемого сцепного веса) и коэффициента сцепления: Рт = Gfl<p, где Ga — вес, приходящийся на колесо; <р — коэффициент сцепления. Подставляя в формулу значение Рт, имеем Мт = G^r*. При торможении вес, приходящийся на переднее и заднее колеса, перераспределяется: вес, приходящийся на переднее колесо, не- сколько увеличивается, а вес, приходящийся на заднее колесо, — уменьшается. Обычно при расчетах рекомендуется как для перед- него, так и для заднего колес брать половину общего ходового веса мотоцикла Go = y. Коэффициент сцепления <р представляет собой отношение силы, которая может вызвать скольжение точек опорной поверхности шины колеса относительно дороги, к нагрузке, действующей на колесо перпендикулярно поверхности дороги. Величина коэффициента сцепления зависит от качества дорож- ного покрытия и типа шипы. При меньшем внутреннем давлении воздуха площадь контакта шины с дорогой увеличивается, в резуль- Таблица 4 Средние значения коэффициента сцепления ср для пневматических шин Тип дороги Поверхность 1 сухая мокрая Асфальтовое, бетонное покры- тие 0,7-0,8 0,3-0,4 Щебень .... 0,6-0,7 0,3-0,4 Деревянные торцы 0,5-0,6 0,3—0,4 Грунтовая до- рога 0,5-0,6 0,3-0,4 Песок 0,5-0,6 0,4-0,5 Обледенелая или покрытая сне- гом дорога .... 0,2- -0,3 тате чего несколько возрастает коэффициент сцепления на до- рогах с сухим покрытием. На мокрых дорогах с твердым по- крытием при установке шин с большим внутренним давлением воздуха, а следовательно, с бо- лее высоким удельным давле- нием на дорогу, коэффициент сцепления повышается вслед- ствие выдавливания водяной пленки. При расчетах могут быть приняты значения коэффициен- та (р, приведенные в табл. 4. Приведенные формулы пред- усматривают торможение колес до юза, при котором шина на- чинает скользить по дороге. Такое положение для мотоциклов-одиночек опасно, так как становится трудно управлять мотоциклом. Поэтому при расчетах рекомендуется коэффициент сцепления принимать приблизитель- но 0,6. 34
Интенсивность торможения определяется длиной пути $, не- обходимой для остановки мотоцикла, движущегося со скоростью и. Потеря кинетической энергии мотоцикла соответствует со- вершенной во время торможения мотоцикла работе, равной про- изведению тормозной силы Go(p на тормозной путь s. Кинетическая О bgMGV2 энергия мотоцикла при некоторой скорости v равна Так как обычно торможение производят с выключенным сцеп- лением, то коэффициентом 6вм пренебрегают; тогда г Gv2 Ga^ = 2- 11 _ Gv2 S~Ga2g<f' При торможении тормозами заднего и переднего колес Ga = G, формула примет вид V2 s~ При торможении одним из тормозов Ga = тогда V2 S = —. СТ Практически тормозной путь во время испытаний определяют, непосредственно замеряя его на дороге или при помощи прибора, описанного выше. На графике, приведенном на рис. 20,6 отрезок V—VI соответст- вует тормозному пути при начальной скорости мотоцикла, равной 40 км/ч. Согласно ГОСТу 6253—60, продолжительность и минимальный путь торможения следует определять непосредственным измере- нием времени и пройденного мотоциклом пути до полной остановки. Время следует фиксировать по секундомерам (не менее двух), а расстояние — при помощи рулетки или специальных приборов. Начинать торможение надо в момент пересечения линии, проведен- ной поперек шоссе. Путь торможения необходимо замерять от этой линии до линии на дороге, проведенной под осью переднего колеса при полной остановке мотоцикла. Путь и время торможения определяют при действии: тормоза заднего колеса; тормоза переднего колеса; одновременно двух тор- мозов. Тормозить мотоцикл следует со скоростей 30 и 50 км/ч до полной остановки. Как исключение, для проведения экспериментальных работ могут быть определены тормозные пути и при других ско- ростях. Средний тормозной путь для современных мотоциклов при ско- рости движения 30 км/ч при торможении одним из тормозов колес равен 8—9 м, при торможении обоими тормозами 5—7 м. 2* 35
§ 18. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ Расход топлива при движении мотоцикла зависит от той работы, которую затрачивает двигатель на преодоление всех видов сопро- тивлений, возникающих на определенном участке пути и от эко- номичной работы самого двигателя. Оценочными показателями экономичности двигателя являются удельный расход топлива в г на 1 л. с. ч или часовой расход топлива в кг, Между этими двумя показателями существует следующая зависимость: & = 1000^ г/(л. с. ч) И Um~iooo кг/ч- При движении мотоцикла двигатель работает большую часть времени (за исключением спортивных мотоциклов) не на полную мощность, т. е. с прикрытым дроссельным золотником. При этом режим работы двигателя, зависящий от условий движения, все время меняется; следовательно, как удельный, так и часовой рас- ходы топлива практически не характеризуют экономичности мото- цикла. Экономичность мотоцикла определяется расходом топлива в л на 100 км пути при определенных дорожных условиях и средней скорости движения: 100 geN (> — ~ “-job * Как правило, экономичность мотоцикла определяют во время дорожных испытаний на асфальтированном шоссе и грунтовых дорогах при заданных средних скоростях. Программа дорожных испытаний обычно предусматривает опре- деление: — расхода топлива в зависимости от скорости движения мо- тоцикла; — расхода топлива на 100 км пути; — радиуса действия и запаса хода мотоцикла. Согласно ГОСТу 6253—60, расход топлива в зависимости от ско- рости движения определяют при динамических испытаниях. Расход топлива на 100 км пути определяют обычно на асфаль- тированном шоссе протяженностью 100 км, двигаясь на мотоцикле со средней скоростью. Если невозможно выбрать такой участок, то длина его может быть сокращена до 50 км. Испытания проводят на асфальтированном шоссе, чтобы получить данные по расходу топлива для сравнительной оценки экономичности испытываемого мотоцикла с другими мотоциклами. Расход топлива определяют, измеряя его при доливке в топлив- ный бак мотоцикла после пробега на мерном участке. Помимо испы- 36
тания на асфальтированном шоссе, расход топлива на 100 км опре- деляют также на дорогах с различным покрытием для выявления эксплуатационных качеств в различных дорожных условиях. Пробег мотоцикла до полного израсходования запаса топлива в баке принято называть запасом хода, а расстояние, равное поло- вине запаса хода, — радиусом действия мотоцикла. Запас прове- ряют на разных дорогах в зависимости от целей испытаний. Для сравнительной оценки экономичности мотоцикла (или ав- томобилей) в различных условиях эксплуатации акад. Е. А. Чу- даков предложил специаль- ный график, называемый экономической характери- стикой автомобиля, кото- рый выражает графически зависимость между расхо- дом, скоростью и дорож- ными условиями (рис. 22). При построении этого гра- фика используют данные экономической характери- стики двигателя или дан- Рис. 22. Экономическая характеристика мо- тоцикла ные, полученные во время дорожных испытаний мотоцикла при определении его экономич- ности. Исходными данными для построения графика являются ходовой вес G мотоцикла, фактор W обтекаемости, скорость v дви- жения и суммарный коэффициент ф сопротивления дороги, n КГ + Nw Принимая/vfc, = —----—, имеем Nq + N Используя эту формулу, строим график G — f (ф и v). В данном случае определяем часовой расход топлива для дорог с коэффициентами сопротивлений ф! = 0,045 и ф2 = 0,015. Удельный расход топлива gc определяют по нагрузочным характеристикам двигателя. Экономическая характеристика дает возможность судить с точки зрения экономичности о правильности выбора передаточных чисел в силовой передаче мотоцикла, влиянии веса и дорожных условий, а также правильности регулировки двигателя на разных режимах его работы.
Глава IV ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ МОТОЦИКЛА § 19. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА Тяговым расчетом определяют конструктивные параметры, обес- печивающие заданные динамические качества проектируемого мо- тоцикла или находят динамические качества по заданным кон- структивным параметрам. В первом случае к определяемым конструктивным параметрам относят: рабочий объем, число оборотов коленчатого вала и мощ- ность двигателя; количество ступеней и передаточные числа силовой передачи. К заданным динамическим качествам проектируемого мо- тоцикла относят: максимальную скорость ,итаХ на прямой передаче на горизонтальной дороге с асфальтовым или бетонным покрытием, коэффициент сопротивления которой ф = f = 0,015; максимальное сопротивление дороги, преодолеваемое мотоциклом на первой пере- даче, соответствующее заданному{фтах = £тах- ‘ Во втором случае по заданным конструктивным параметрам — мощности двигателя и передаточньш числам — тяговым расчетом определяют максимальную скорость при ф = f = 0,015 и макси- мальное сопротивление дороги на различных передачах и скоростях движения мотоцикла. Во втором случае расчет является как бы проверочным, позволяющим судить о правильности выбора пере- даточных чисел, исходя из скоростной характеристики применен- ного двигателя, а также из заданных эксплуатационных условий. В обоих случаях используют заданные или фактические кон- структивные данные. В отличие от тягового расчета автомобиля, при проектировании мотоцикла-одиночки в большинстве случаев мощность двигателя определяют, исходя из заданных рабочего объема и литровой мощ- ности двигателя. В этом случае тяговый расчет заключается в опре- делении передаточных чисел для получения заданных динамических качеств мотоцикла, главным из которых является максимальная скорость. Дорожные мотоциклы-одиночки обладают высокой проходи- мостью и маневренностью. 38
Тяговый расчет гоночных мотоциклов включает определение по кривой мощностного баланса мотоцикла оптимального переда- точного числа прямой, передачи,для достижения максимальной ско- рости, а также соотношения передаточных чисел для обеспечения быстрого разгона при переключении. Для мотоциклов специального назначения (мотоциклы высокой проходимости или с грузовыми колясками) при тяговом расчете рекомендуется определять, кроме передаточных чисел, также необходимую мощность, как и при тяговом расчете автомобиля. § 20. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ На основании заданных динамических показателей мотоцикла строят его тяговую характеристику на прямой передаче. Исходными данными для построения являются максимальная скорость t>maX при движении мотоцикла по хорошей дороге (ф = 0,015), а также Рис. 23. Построение характеристик мотоцикла и двигателя по заданным параметрам: а —тяговой характеристики мотоцикла; б — вкоростной характеристики двигателя значения О1тах на прямой передаче при vK и Di при средней заданной скорости На оси ординат (рис. 23, а) отложен динамический фактор D, на оси абсцисс — скорость а. Параллельно оси абсцисс проводим прямую, соответствующую ф = 0,015. Из точки vmax восстанавливаем перпендикуляр до пе- ресечения с прямой ф = 0,015. Точка пересечения С соответствует значению динамического фактора D = ф = 0,015. Далее из точек Vt и vK восстанавливаем перпендикуляры, на которых точками В и А отмечаем величину динамических факторов Di и Dlmax. Через найденные точки А, В и С проводим кривую, соответствующую заданной тяговой характеристике мотоцикла на прямой передаче. Построенная кривая должна касаться горизонтали, проведенной 39
через точку А. Эта кривая характеризует зависимость динамиче- ского фактора от скорости. р __р Пользуясь формулой D = -s-^—имеем Рк = GD + Pw. Рк = 270 ^ следует, что П70з Из формул И N____________ « 270п Далее строят скоростную характеристику двигателя (рис. 23, б). Для перехода к зависимости Ne = f (п) пользуются коэффициентом оборотности, представляющим собой отношение числа оборотов коленчатого вала двигателя к соответствующей скорости мотоцикла: п Задаваясь коэффициентом оборотности, на оси абсцисс откла- дывают значения п. По построенной скоростной характеристике двигателя опреде- ляют максимальную мощность. Рабочий объем двигателя приближенно определяют, исходя из заданной его литровой мощности Nv, пользуясь формулой УА = -г- Vh Ny Полученный объем двигателя несколько корректируют в соот- ветствии с принятой классификацией мотоциклетных двигателей. § 21. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ Для определения передаточного числа i0 силовой передачи при включенной высшей передаче необходимо задаться коэффициентом оборотности т)л или числом оборотов, соответствующим максималь- ной мощности двигателя n?vemax. Для первоначального расчета при- нимают число оборотов коленчатого вала Пугаах двигателя, соот- ветствующим максимальной скорости vmax. Тогда передаточное число можно определить по формуле . к "max п а *o = _6te----3,Ь- D'Jvmax Правильность выбора передаточного числа проверяют по графику мощностного баланса мотоцикла (см. рис. 15). Для дорожных мотоциклов рекомендуется, чтобы кривая сопро- тивлений пересекалась со скоростной характеристикой двигателя 40
в точке, соответствующей числу оборотов коленчатого вала, пре* вышающему на 10% число оборотов при максимальной'мощности. В этом случае увеличивается запас мощности мотоцикла, но несколь- ко теряется его максимальная скорость. На основании графической проверки окончательно определяется общее передаточное число ц силовой передачи. Передаточное число силовой передачи при включенной низшей (первой) передаче определяют, исходя из заданных максимальных сопротивлений дороги Dmax = фтах- Так как скорость придвижении на первой передаче незначительна, то сопротивлением воздуха пренебрегают. Тяговая сила Рк, необходимая для преодоления сопротивления ф, равна Сф. Эту силу создает крутящий момент на колесе Мк = Ркгк = 6фг«; но Мк = Л470т), тогда М/От) == бфг*;. Из этого равенства Передаточное число г0 не должно превышать значения fmax, при котором возможна пробуксовка колеса, т. е. /0 < гтах- Значение /П1ах проверочным расчетом определяют по формуле Gnax = Передаточное число первой передачи в коробке передач опре- деляем из формулы in = ioii (где in — передаточное число сило- вой передачи при включенной низшей передаче): Число передач в коробке выбирают одновременно с определением их числовых значений. На большинстве современных мотоциклов установлены трех- и четырехступенчатые коробки передач; на го- ночных мотоциклах применяют и пятиступенчатые коробки пере- дач, что позволяет использовать максимальную мощность двига- теля при различных условиях движения. Промежуточные пере- даточные числа в коробке передач находят из отношений Д = ... = СП 4i Чп где Cj — постоянный коэффициент. Из приведенных равенств видно, что отношение каждой преды- дущей передачи к последующей сохраняется постоянным. 41
Для трехступенчатой коробки передач передаточное число второй передачи tn = V ййп, где й — передаточное число первой передачи; iiп — передаточное число третьей передачи, которая для трех- ступенчатой коробки передач является прямой (йп = 1)- Тогда _ in = Кй • Для четырехступенчатой коробки передач, исходя из отношений Д =-Д-=Д!-, где iiv — передаточное число прямой передачи, рав- 1и ’in чу ное 1, й1=Кй и Йп=]/Т. Определенные с помощью расчета передаточные числа несколько изменяются при конструировании коробки передач. Определяя количество передач и передаточные числа, необходимо их сравни- вать с показателями аналогичных по конструкции мотоциклов. Окончательно правильность выбора передаточных чисел определя- ют проверочным тяговым расчетом при заданной мощности двигате- ля и во время дорожных испытаний.
Глава V УСТОЙЧИВОСТЬ МОТОЦИКЛА § 22. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ Устойчивостью мотоцикла называется его свойство сохранять во время движения свое положение относительно дороги и направление, выбранное водителем. Мотоцикл, находясь всегда в состоянии неустойчивого равно- весия, движется устойчиво потому, что его равновесие восстанав- ливается путем непрерывного смещения центра тяжести. Устойчивость мотоцикла в большой степени зависит от скорости его передвижения. Находясь, например, в покое, опираясь только на шины, расположенные по одной колее, без дополнительной опо- ры, мотоцикл опрокинется. При движении с малой скоростью (не превышающей 15 км/ч) устойчивость достигается путем маневри- рования водителя мотоциклом. Для мотоцикла при движении с бо- лее высокой скоростью характерно состояние динамической устой- чивости. Факторы, влияющие на автоматическую стабилизацию устойчивости мотоцикла, будут рассмотрены ниже. Кроме одноколейности, причиной неустойчивости может быть боковое проскальзывание шин на повороте под действием центро- бежной силы; действие тяговой силы, вызывающей опрокидывание мотоцикла вокруг оси заднего колеса; боковой наклон дороги, за- трудняющий из-за своей крутизны маневрирование мотоцикла при восстановлении равновесия. При езде на мотоцикле в процессе движения физиологическое состояние водителя и пассажира может подвергаться изменениям. Эти изменения иногда могут быть настолько неблагоприятными, что из-за нарушения ощущения равновесия мотоцикл кажется мало- устойчивым. Известны следующие величины параметров, опреде- ляющих физиологическую границу, от которой начинается их отри- цательное восприятие: ускорение от 0,1 g и выше, вибрация от 0,2 мм и выше; шум от 75 дб и выше, температура воздуха от +15° С и ниже и от 28° С и выше, влажность от 50% в стороны увеличения и уменьшения. 43
§ 23. ГЕОМЕТРИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МОТОЦИКЛА Рис. 24. Основные параметры мотоцикла: /, 11 — конструктивные группы мотоцикла; ап — угол наклона оси рулевой колонки; с — вылет рередней вилки; L — база мотоцикла; О — ходо- вой вес мотоцикла; h, b — координаты центра тяжести; / — ось рулевой колонки Мотоцикл современной конструкции при движении с достаточной скоростью обладает постоянной устойчивостью. Это качество мото- цикла достигнуто в результате отбора оптимальных величии основ- ных параметров мотоцикла: вылета передней вилки, угла наклона головки рамы, распределения масс, положения центра тяжести и др. Правильно выбранные параметры мотоцикла и чувство собст- венного равновесия помогают водителю легко удерживать, мотоцикл в устойчивом состоянии при малых скоростях дви- жения. При возрастании ско- рости воздействие статиче- ских и динамических сил настолько увеличивается, что мотоцикл достигает ди- намической устойчивости и легкой управляемости. При рассмотрении зави- симостей размеров ходовой части мотоцикла с точки зрения устойчивости де- лают ряд допущений. Мотоцикл состоит из двух основных конструк- тивных групп, соединен- ных между собой рулевой колонкой. В группу I вхо- дят передняя вилка, коле- са с грязевым щитком, руль, фары и другие де- тали, которые перемещаются при повороте руля. В группу II входит рама, двигатель, заднее колесо, топливный бак и все узлы, которые не перемещаются с системой управления. Вторая группа экипажа включает в себя также водителя и пассажира. Узлы и де- тали группы I могут поворачиваться относительно группы II во- круг оси рулевой колонки, расположенной наклонно к дороге под углом ал (рис. 24). Расстояние с между точками А пересечения с дорогой оси ру- левой колонки и В — соприкосновения переднего колеса с дорогой называется вылетом передней вилки. Средние величины вылета передней вилки современных мотоцик- лов с = 80 4- 100 мм и угла наклона рулевой колонки ап = 60 4- 62°. Ходовой вес мотоцикла G с водителем и багажом сосредоточен в центре тяжести С и распределяется между передним и задним ко- лесами на составляющие Gx и Ga. 44
§ 24. ДЕЙСТВИЕ СТАТИЧЕСКИХ СИЛ Схема мотоцикла, отражающая его статическое равновесие, изображена на рис. 25. Расположение суммарной массы деталей, составляющих кон- структивную группу I, таково, что центр ее тяжести Ci находится на расстоянии г от оси рулевой колонки. Вследствие такого распо- ложения центра тяжести при отклонении мотоцикла от вертикаль- ной плоскости на угол создается момент, поворачивающий вилку Рис. 25. Статическая схема мотоцикла: 1 и 77 — конструктивные группы деталей мотоцикла; Cj и Сц — центры тя- жести масс деталей, входящих в конструктивные группы lull', G] и Gjj — веса деталей, входящих в конструктивные группы I и 77; Zt и Zt — реакции опор; ап — угол наклона рулевой колонки; — угол наклона мотоцикла к вертикальной плоскости; г — радиус поворота конструктивной группы 7 отно- сительно оси рулевой колонки в сторону наклона. Величина этого момента, если руль не повернут, определится по формуле Afi = G\r sin где G[ — сила тяжести конструктивной группы I. Следует заметить, что приведенная формула справедлива до момента отклонения руля от положения, соответствующего прямо- линейному движению. Кроме указанного момента, при наклоне мотоцикла (без пово- рота руля) в точках В и D (рис. 25) возникают горизонтальные реакции вследствие отклонения общего центра тяжести. Общая реакция У = + tgpx, где Xi и Y2—горизонтальные реакции, приходящиеся соответ- ственно на переднее и заднее колеса. 45
Отсюда реакция на переднее колесо Л-GAtg Pi- Реакция на заднее колесо Ys = G^ig рг. Реакция Ylt приложенная в точке В, действует на конструктив- ную группу I на плече устойчивости передней вилки, стремясь по- вернуть ее в сторону наклона мотоцикла. Величина момента, поворачивающего1 переднюю вилку, опре- деляется по формуле =yicsinazlcos pi = G-^-csinaZIsinp1. Известно, что рулевая колонка при повороте передней вилки поднимается, поэтому сила тяжести конструктивной группы II, сосредоточенная в центре тяжести Си, прижимает рулевую колонку вниз, препятствуя тем самым повороту узлов, входящих в. группу управления. Эта сила направлена по оси рулевой колонки и опре- деляется из условий равенства моментов относительно точки D: Pii (L + c) sinan = GnXii; Хт т 1 Р i = Gnr#--------• L + с sm ап При движении с малыми скоростями мотоцикл находится под воздействием главным образом статических сил. Сила, которую нужно приложить к рулю, чтобы установить его в прямолинейное положение, будет увеличиваться, если: — угол наклона рулевой колонки уменьшать; — вылет увеличивать; — центры тяжести групп I и II располагать ближе к передней части мотоцикла. Эта сила будет уменьшаться, если: — угол наклона рулевой колонки увеличивать; — вылет уменьшать; — центры тяжести групп I и II располагать ближе к задней части мотоцикла. § 25. ДЕЙСТВИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СИЛ На движущийся мотоцикл, кроме статических сил, действуют также динамические силы, к которым относятся: — гироскопический эффект вращающихся масс; — центробежные силы; — реактивные силы катящихся шин; — инерционные силы распределенных масс. 46
Гироскопический эффект вращающихся масс мотоцикла. Гироскопом называют всякое твердое тело, имеющее форму тела вращения, ось вращения которого совпадает с осью симмет- рии. К таким телам относят маховики, колеса и шестерни мото- цикла. Если ось быстро вращающегося гироскопа поворачивать с не- которой угловой скоростью в плоскости, перпендикулярной оси вращения, возникает момент, препятствующий этому перемещению. Этот момент называют гироско- пическим (рис. 26). Для определения гироскопи- ческого момента пользуются формулой Л4г = sinafl, где J — момент инерции гиро- скопа; tOi — угловая скорость вра- щения гироскопа; со2 — угловая скорость вра- щения оси гироскопа; ав — угол между направле- нием векторов угло- вых скоростей. Когда ав = 90°, формула принимает вид Л4г = /со1со2. Пользуясь этой формулой, можно определить гироскопический момент колеса. Если принять, что число оборе = 6,28 1/сек, скорость вращения осн со2 = 1 1/сек, момент инерции колеса Jк = 0,3 кГ • М'Сек 2 (длина оси 200 лис), то Мг = 0,3-6,28 = 0,188 кГ • м. Рис. 26. Опыт с гироскопом колеса в минуту пк = 60,coi = Таким же образом можно определить направление и величину гироскопического момента вращающихся деталей при движении мотоцикла на поворотах и в наклонных положениях. Влиянием гироскопических моментов деталей, обладающих малым моментом инерции -— шестерен, валов и т. п., пренебрегают. Рассмотрим действие гироскопических моментов колес и махо- вика двигателя на мотоцикл при его движении на поворотах и в на- клонном положении. При движении мотоцикла в наклонном положении гироскопи- ческий момент заднего колеса стремится повернуть мотоцикл в сто- рону крена, а при движении на повороте — наклонить его в сто- рону, обратную повороту. Гироскопический момент переднего колеса во время движения на повороте и при наклоне мотоцикла направлен в ту же сторону, 47
что и гироскопический момент заднего колеса. При движении мотоцикла с наклоном гироскопический момент стремится повер- нуть переднюю вилку в сторону крена. Это явление имеет очень важное значение для управления мотоциклом. Если направление действия гироскопических моментов колес одинаково для всех мотоциклов, то действие гироскопических мо- ментов маховиков различно и зависит от направления вращения и расположения коленчатого вала двигателя. При различных схемах силовых передач мотоцикла коленчатый вал двигателя может быть расположен или перпендикулярно продольной оси мотоцикла, или параллельно ей. Направление вращения также зависит от принятой конструкции силовой передачи. Рассмотрим наиболее часто встре- чающиеся случаи. I. Коленчатый вал расположен перпендикулярно продольной оси мотоцикла. 1. Направление вращения маховика и колес совпадает. Направ- ление действия гироскопического момента маховика и колес одина- ково. 2. Маховик и колеса вращаются в разныехстороны. При движе- нии мотоцикла на поворотах гироскопический момент маховика стремится наклонить мотоцикл в сторону поворота, а при движении с наклоном — повернуть в сторону, противоположную наклону. II. Коленчатый вал двигателя расположен параллельно оси мотоцикла. 1. При движении мотоцикла с наклоном ось маховика переме- щается параллельно первоначальному положению и гироскопиче- ский момент не возникает. Во время поворотов мотоцикла гироскопический момент дей- ствует в продольной плоскости и, следовательно, может вызывать только дополнительные изменения реакций колес. III. Двигатель имеет два связанных кинематически коленчатых вала, вращающихся в противоположном направлении. Моменты инерции маховиков обоих валов одинаковы. Этот момент не передается на раму мотоцикла и может создавать лишь дополнительные силы в коренных подшипниках. Если мо- менты инерции кинематически связанных коленчатых валов сильно отличаются, то при определении влияния гироскопических момен- тов рассматривают только вал с большей массой. Центробежные силы. При движении мотоцикла по горизонталь- ной дороге с постоянной скоростью по прямой на мотоцикл дей- ствуют следующие силы (рис. 27): сила тяжести мотоцикла G, при- ложенная в центре тяжести; вертикальные реакции Zr и Z2, прило- женные в точках соприкосновения колес с дорогой и уравновеши- вающие силу тяжести; тяговая сила Рк = Х2, направленная в сто- рону движения; сила сопротивления качению переднего колеса направленная против движения. При движении мотоцикла по кри- вой в дополнение к указанным силам возникает центробежная 48
Рис. 27. Схема сил, действующих на сила Рс (рис. 28), приложенная в центре тяжести, и боковые ре- акции Yr и У2» уравновешивающие действие центробежной силы Рассматривая условия равновесия по приведенной на рис. 28 схеме движения мотоцикла по кривой, условимся, что при этом сохра- няются постоянными скорость и радиус поворота. Мгновенный центр кривизны О находится в точке пересече- ния перпендикуляров к прове- денным в плоскости дороги ка- сательным к колесам. Радиус поворота переднего колеса г — с - tgaj, где a] — угол поворота перед- него колеса относи- тельно заднего. Как видно, колеса катятся по траектории с разными радиу- сами, так как Т?2 = cos a[, и, следовательно, с различными скоростями. Центробежная сила при по- вороте р _ G и* с~ g'P' Можно считать, что сила Р действует параллельно оси ОО2, так как величина отрезка b на- много меньше величины радиу- са R. При движении мотоцикла под действием тяговой силы: Х.2 = РК. Как видно из рис. 28, реак- ции Xj Пр мотоцикл при движении его по гори- зонтальной дороге с постоянной ско- ростью в прямом направлении О Рис. 28. Схема сил, действующих на мотоцикл при движении по кривой и Х2 направлены в разные стороны, и торможении --- Pjnl'i Х2 — Р где Рт1 и Рт2 — тормозные силы, развиваемые соответственно на переднем и заднем колесах. 49
Реакцию Yt определим из уравнения равновесия моментов отно- сительно вертикальной оси, проходящей через точку О2 касания заднего колеса: [(L + с0) cos aj — с] — Хх (L + с0) sin aj — Pcb = 0; Y Pcb + Xi (L + Co) sin aj 1 (L + c0) cos a{ — c Так как величины c0 cos aj и с по сравнению с величиной L cos aj малы, то выражение можно упростить; тогда у _ Pcb + XxL sin 1 L cos а,[ Реакцию У2 находим, проектируя действующие силы на линию ОО2. Учитывая принятые допущения, составим уравнения: У2 + Ух cos aj — Хх sin aj — Pc = 0; Y2 — Pc + ^i sinaj — cos aj = PC + Xx sinaj — Pc~ — Xx sinaj; r,=₽.(i-£)=₽„£. Кроме действия реакций в точках опоры мотоцикла, центро- бежная сила стремится опрокинуть его относительно этих опор в сторону, противоположную повороту. Чтобы мотоцикл остался устойчивым, он должен быть наклонен в сторону поворота. По условию равновесия мотоцикла сум- ма моментов сил относительно оси ОХО2 (рис. 28) равна нулю (рис. 29): Pchd = Ghdtg^, но так как р _^2 то т. е. равнодействующая сил G и Рс нахо- дится в плоскости мотоцикла. Из рис. 25 видно, что центр тяжести конструктивной группы I, вращающейся относительно оси рулевой колонки, расположен перед этой осью. При движении мотоцикла по кривой в центре тяжести С\ возни- кает центробежная сила Рс\ составляющая общей центробежной силы Рс, Эта составляющая стремится повернуть группу I в ис- ходное положение и может быть определена по формуле: Рис. 29. Схема сил, дей- ствующих на колесо мото- цикла при движении по кривой 50
Момент, с которым сила Рс\ действует на группу I в плоскости, перпендикулярной оси рулевой колонки, Мрс1 == Pel г COS aj COS 0!, где г — расстояние от центра тяжести до оси рулевой колонки. Влияние центробежной силы на группу I противоположно вли- янию статических сил. Влияние высоты центра тяжести на величину угла наклона мотоцикла при повороте. Чтобы выяснить влияние центра тяжести б) Рис. 30. Влияние высоты центра тяжести на наклон мотоцикла при повороте в зависимости от величин: а ~ вылета передней вилки; б — закругления протектора шины на угол наклона мотоцикла при движении по кривой, необходимо отметить следующие сопутствующие процессу поворота явления’: — поворот переднего колеса относительно оси рулевой колонки; — смещение опорных площадок шин со средней продольной пл ос кости мотоци к л а. При повороте руля влево (рис. 30, а) центр опорной площади шины (точка В) переместится вправо относительно линии, соеди- няющей точки А и С (точка пересечения оси рулевой колонки с пло- скостью дороги обозначена буквой А, центр опорной плоскости шины заднего колеса — буквой С). 51
По условию равновесия равнодействующая центробежной силы Рс и силы тяжести мотоцикла, приложенная в центре тяжести, должна пересекать линию касания колес с дорогой в точке D, лежащей на линии ВС, или в точке В, лежащей на линии ВГС при повернутом руле. Легко заметить, что при одном и том же угле поворота колеса величина смещения точки Е тем больше, чем больше величина вылета. Влияние вылета на угол наклона мотоцикла при различной высоте центра тяжести можно сформулировать так: Рис. 31. Характерные случаи качения шины: а—с углом отклонения; б—с углом наклона низкому центру тяжести соответствует меньший угол наклона, высокому — больший. При наклоне мотоцикла за счет формы протектора центр опорной площадки шины (точка D) отдаляет- ся от продольной плоскости сим- метрии мотоцикла в сторону наклона (точка Е) на величину, зависящую от типа шин (рис. 30, б). Чем шире шина, тем больше расстояние между этими точками. Чтобы при движении мотоцикла сохранить условие равно- весия, необходимо наклонить мото- цикл на угол, при котором равнодей- ствующая R силы тяжести G и центро- бежной силы Рс проходит через точ- ку D. Отсюда влияние формы про- тектора шины па угол наклона мото- цикла при различной высоте центра тяжести может быть сформулировано следующим образом: низкому центру тяжести соответствует больший угол наклона мотоцикла, высокому — меньший. Влияние вылета противоположно влиянию формы протектора шипы и практически они взаимно компенсируются. Влияние сил, возникающих при качении шины. В предыдущих разделах приведены сведения о влиянии размеров и массы шин на величину гироскопического момента. Кроме этого момента, на мото- цикл действуют силы и моменты, возникающие в результате откло- нения шины при движении от основного положения — качения в прямолинейном направлении в плоскости симметрии машины пер- пендикулярно плоскости дороги. Практически у мотоциклов наибо- лее часто встречаются два следующих случая качения колеса: с углом отклонения (рис. 31, а) и с углом наклона (рис. 31, б) его плоскости. Совместное влияние указанных углов таково, что в случаях, изображенных на рис. 31, боковые силы YK и YQ складываются, а моменты Мк и Мо вычитаются. 52
§ 26. УСТОЙЧИВОСТЬ МОТОЦИКЛА ПРОТИВ ЗАНОСА Сила трения между покрышкой и дорогой должна быть больше равнодействующей горизонтальных реакций, поэтому устойчи- вость колес против заноса можно выразить следующими неравен- ствами: VYj + Xl^Z14> И где ф — коэффициент сцепления шины с дорогой. При движении по дороге с твердым покрытием на повороте с выключенным сцеплением значением реакций и Х2 можно пре- небречь. Тогда условия устойчивости против заноса можно записать в таком виде: Y! cos aj iC 7хф и Y2 Z2T- Подставляя значения реакций и У2, получим v2 Из этого выражения следует, что занос обоих колес начинается одновременно. При передаче тяговой силы опасность заноса заднего колеса возрастает. Следует при этом учитывать, что начавшееся скольжение быстро увеличивается, если водитель не принимает мер к его прекращению, уменьшая крутящий момент двигателя и поворачивая руль. Несмотря на то, что формулы выведены с некоторыми допуще- ниями, полученные результаты имеют достаточную для практических целей точность. Большое влияние на величину боковой реакции оказывает тормозная сила Рпа, поэтому пользоваться тормозом переднего ко- леса на поворотах не рекомендуется. Из сказанного выше следует, что величина радиуса поворота мотоцикла зависит от размеров базы мотоцикла и вылета передней вилки колеса. В случае движения мотоцикла с предельной ско- ростью при минимально допустимом радиусе поворота изменение базы или вылета может вызвать занос мотоцикла. Исследования движения колеса с эластичной шиной, проведен- ные советскими учеными, показывают, что такое колесо под дей- ствием боковой силы движется под некоторым углом к плоскости вращения. Угол между плоскостью движения колеса и плоскостью вращения называется углом увода. Угол увода оказывает большое влияния на устойчивость колеса против заноса. У мотоцикла угол увода меньше, чем у автомобиля, так как его шины менее эластичны; кроме того, угол наклона плоскости колеса мотоцикла к центру поворота способствует уменьшению угла увода. При уводе переднего 53
колеса мотоцикл получает как бы дополнительное вращение в сто- рону, противоположную повороту, что уменьшает центробежную силу (мгновенный центр поворота удаляется). Некоторому повышению устойчивости мотоцикла способству- ет перемещение корпуса водителя в сторону, противоположную повороту, так как в этом случае несколько уменьшаются боковые реакции. Из этих же соображений целесообразно при высоких скоростях движения применять шины с меньшим радиусом риг по- перечного профиля, что обычно и практикуют для передних колес мотоцикла. В случае применения задней подвески с большим ходом на гоночных мотоциклах целесообразно уменьшать радиус и для заднего колеса. Рассмотрим, как влияют на устойчивость против заноса так называемые виражи — наклоны дороги на поворотах. Наклоны устраивают на улучшенных автомобильных магистралях и специ- альных дорогах для гонок — мотодромах и треках. Из условия рав- новесия сил следует, что при определенных радиусе поворота и ско- рости движения угол наклона мотоцикла может быть определен из формулы моментов сил относительно оси ОХО2 (см. рис. 28). Если в этом случае дорога наклонена к центру поворота на угол то боковые реакции дороги будут отсутствовать, так как равно- действующая сил G и Рс перпендикулярна плоскости дороги и, сле- довательно, занос исключается. Исходя из этих соображений, учи- тывают средние скорости движения и выбирают угол наклона до- роги. Выше было сделано допущение, что при движении мотоцикла на повороте радиус поворота не изменяется. Более подробные иссле- дования показывают, что опасность заноса возникает при входе мотоцикла в поворот и умень- шается при выходе. Это хорошо известно опытным водителям, которые при прохождении пово- рота стараются начинать его как можно более плавно. § 27. УСТОЙЧИВОСТЬ МОТОЦИКЛА ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ ВОКРУГ ОСИ ЗАДНЕГО КОЛЕСА Рис. 32. Схема сил, действующих на мотоцикл при движении в гору с раз- Во время движения МОТО- гоном цикла в гору, а иногда при разгоне (особенно спортивного мотоцикла), может произойти опрокидывание его вокруг оси заднего колеса. Рассмотрим схему (рис. 32), на которой изображен мото- цикл, движущийся в гору с углом наклона дороги ад. 54
Условия равновесия моментов относительно поперечной оси, проходящей через точку касания заднего колеса с дорогой, Z±L — Gb cos ад + Ghd sin ад + ~ hdj = 0; отсюда Q Gb cos a# — Ghd s*n ad- где / — ускорение мотоцикла. Условие устойчивости против опрокидывания Zx^0, Ь COS max ~ О* Преобразуя это выражение, получим । ^шах 7- tgatf тах + • "д £cosadmax С увеличением расстояния центра тяжести мотоцикла до оси заднего колеса устойчивость против опрокидывания вокруг оси заднего колеса повышается, однако при этом уменьшается устой- чивость против заноса. Предельный угол ад П1ах подъема дороги дан в проектном задании, а /щах — наибольшее ускорение — определяют из тягового расчета мотоцикла для принятых условий движения (f и ад). § 28. ВЛИЯНИЕ БОКОВОГО ВЕТРА И ОБТЕКАТЕЛЯ НА УСТОЙЧИВОСТЬ МОТОЦИКЛА Влияние бокового ветра и обтекателя на устойчивость мотоцикла изучено недостаточно. Боковой ветер постоянной силы влияет на устойчивость мотоцикла мало, так как, наклоняя мотоцикл, можно компенсировать действие ветра. При порывистом боковом ветре управление мотоциклом затруднено. Мотоцикл начинает рас- качиваться и вилять, что вынуждает уменьшить скорость движения. Устойчивость несколько ухудшается из-за того, что боковые поверхности передней вилки и колеса расположены несимметрично относительно оси поворота и при порывах бокового ветра передняя вилка стремится повернуться в направлении действия ветра. По- этому применять дисковые колеса нормального диаметра, имеющие большую парусность (площадь боковой поверхности), на мотоцикле- одиночке нежелательно. При рассмотрении устойчивости мотоцикла допускают, что водитель и мотоцикл являются единой жесткой системой. Это до- пущение значительно искажает действительность. Водитель может 55
перераспределять свой вес: на руки, с одной ноги на другую и т. п., изменяя тем самым положение центра тяжести системы. В связи с этим условия движения могут сильно изменяться, так как вес водителя часто составляет до 100% веса мотоцикла, а при наличии пассажира на заднем седле — значительно больше. Влияние перераспределения веса человека на устойчивость мотоцикла при движении еще не исследовано. Необходимо отметить, что устойчивость движущегося мото- цикла-одиночки в значительной мере зависит от водителя. Чем больше навык и правильнее приемы управления, лучше развиты органы зрения и вестибулярный аппарат водителя, тем выше может быть скорость движения управляемого им мотоцикла. § 29. УСТОЙЧИВОСТЬ МОТОЦИКЛА С КОЛЯСКОЙ При наличии коляски мотоцикл становится более устойчивым. При рассмотрении сил, действующих на мотоцикл с коляской при прямолинейном движении, видно, что в результате действия силы сопротивления качению колеса коляски возникает момент относи- тельно точки касания заднего колеса с дорогой, который стремится повернуть мотоцикл в сторону коляски. Для компенсации этого момента колесо коляски устанавливают таким образом, что оно повернуто на небольшой угол (2—3°) в сторону передней оси мото- цикла. Это заставляет колесо коляски катиться с боковым про- скальзыванием, но уменьшает момент, который стремится повернуть мотоцикл. Кроме того, мотоцикл устанавливают с наклоном от ко- ляски на угол, равный 1—2°, что вызывает появление момента силы тяжести относительно оси рулевой колонки, также противодейству- ющей повороту мотоцикла. При правильно выбранных углах, первый из которых называ- ют углом сходимости, а второй — углом развала, мотоцикл может двигаться по ровной дороге без активного воздействия водителя на рулевое управление. Весьма желательно уменьшение вылета перед- ней вилки; это облегчит управление и уменьшит склонность мо- тоцикла к самопроизвольному поворачиванию при движении по дороге, имеющей поперечный наклон. Конструкция вилки, которая допускает изменение вылета в случае установки боковой коляски, разработана несколькими фирмами. В одном случае изменение вылета достигается поворотом ушков для крепления оси колеса на 180° вокруг осей перьев вилки (мотоцикл «Пантера»), в другом — переносом места установки оси качающихся рычагов (БМВ). Подвеска колеса коляски значительно влияет на устойчивость мотоцикла. Вертикальные перемещения колеса изменяют угол развала, вызывая тем самым боковые колебания управляемого ко- леса. Особенно нежелательна подвеска, при установке которой меняется колея. 56
Движение мотоцикла с коляской на повороте отличается от движения мотоцикла-одиночки. Мотоцикл с коляской обычной кон- струкции не может наклониться в сторону поворота, поэтому во время поворота происходит значительное перераспределение на- грузки между колесами. Для мотоцикла с коляской при повороте вполне возможно та- кое положение, когда одно из внутренних (относительно пово- рота) колес полно- стью освободится от вертикальной силы, и мотоцикл опрокинет- ся вокруг оси, про- ходящей через точки касания наружных колес с дорогой. На рис. 33 показана схе- ма поворота мотоцик- ла с коляской в сто- рону коляски (сплош- IP Рис. 33. Схема поворота мотоцикла с коляской ные линии) и в сторону, противоположную коляске (штриховые линии). Определим вертикальные опорные реакции, действующие на колеса мотоцикла с коляской: ZXi Z2 и Z3. Из уравнения равновесия моментов относительно оси, проходя- щей через точку касания переднего и заднего колесе дорогой (О^), имеем ZaB - Gm ± Pchd = 0. Знак плюс перед Рс соответствует повороту мотоцикла в сторону коляски (направо), знак минус — повороту от коляски (налево). 57
Отсюда 7 Gm Ч- Р с^д ^3— Q • Из уравнения моментов относительно оси, проходящей через точку соприкосновения заднего колеса с дорогой и перпендику- лярной к продольной плоскости мотоцикла, определим Zt: Z^ — Gb + Z^^O* п Gb Zg с b me yqf Bb /lie । р» h^c z* =—— ==GT~~ gbl==g~bl~±p<bl- Проектируя все силы на вертикальную ось, найдем Z2: Zi + Z2 + Z3 — G = 0; 7 __ г Gm Pch$ pBb — тс_____р h$c Z2~ в ° BL ~^^CBL* Преобразуя, получим 7 п В (L b) m(L с) , р (Т ^2 ~ и BL — с BL ~ С)' Подставляя в полученные выражения Рс = у.^-> получим: Z2 = -g£^Ba — (Z. - с) ^m±-^ yjj; Z'3~~B\ni~~R' ~g}‘ Опрокидывание мотоцикла на повороте наступает в том случае, если опорная реакция внутреннего относительно центра поворота колеса равна нулю. Для правого поворота Z3 = 0; для левого Z2 = 0. Согласно полученным формулам, условие устойчивости против опрокидывания: для правого поворота В \ R gl lijR* для левого поворота I Ba \ ff V2 \L —с j hd^ R* При увеличении колеи В повышается устойчивость мотоцикла против опрокидывания как для левого, так и для правого поворотов (с увеличением колеи растет и /и). Снижение высоты центра тяжести 58
увеличивает устойчивость при поворотах в обе стороны: смещение оси колеса коляски вперед относительно оси заднего колеса уве- личивает устойчивость при повороте в сторону коляски. Величина с находится в пределах 100—250 мм. При выборе величины смещения колеса коляски следует учитывать, что при повороте мотоцикла мгновенный центр поворота колеса коляски не лежит в точке О, а находится в точке О'. Точка О' определяется пересечением прямой, проведенной из точки, касания колеса с дорогой перпендикулярно его плоскости, с радиусом поворота переднего колеса. Следовательно, при поворотах происходит одновременное проскальзывание заднего ко- леса мотоцикла и колеса коляски. Величина проскальзывания (при определенном радиусе поворота) зависит от смещения колеса ко- ляски, базы и колеи мотоцикла; при меньших базе и колее допуска- ется меньшее смещение колеса коляски. Для повышения устойчивости мотоцикла против опрокидывания гонщики используют такие приемы езды, при которых их вес, осо- бенно пассажира коляски, переносится внутрь поворота, увеличи- вая тем самым реакцию на внутреннее колесо. На устойчивость мотоцикла против опрокидывания его на по- вороте в сторону, противоположную коляске, оказывает влияние сила инерции, которая возникает во время разгона или торможе- ния. Торможение способствует опрокидыванию, так как сила инер- ции, возникающая при торможении, направлена вперед и, склады- ваясь геометрически с центробежной силой, дает равнодействующую, увеличивающую опрокидывающий момент вокруг оси, проходящей через точки касания с дорогой переднего колеса и колеса коляски; ускорение уменьшает вероятность опрокидывания, но способст- вует возникновению заноса. При рассмотрении устойчивости против заноса можно прибли- женно считать, что направление центробежной силы Рс параллельно оси заднего колеса. В этом случае заноса не будет, если _ G v2 v2 Таким образом, величина допускаемых радиуса поворота и скорости движения, как и для мотоцикла-одиночки, зависит от коэффициента трения между шиной и дорогой при боковом сколь- жении. Для мотоцикла с коляской повышение устойчивости против за- носа может быть достигнуто применением более эластичных шин, допускающих больший угол увода. Этот вопрос подробно рассмат- ривается в теории автомобиля и полностью относится к мотоциклу с коляской. Условие устойчивости против опрокидывания вокруг оси зад- него колеса для мотоцикла с коляской можно выразить теми же формулами, что и для мотоцикла-одиночки. При наличии дополни- тельной передачи опрокидывание мотоцикла особенно вероятно. 59
Опасность опрокидывания мотоцикла с коляской возникает также при движении по дороге, имеющей поперечный уклон (рис. 34). Условия устойчивости для этого случая можно выразить формулами для опрокидывания на поворотах при замене центробежной силы Рс значением G sin 0д, а силы тяжести G — ее проекцией на про- дольную плоскость мотоцикла G cos По аналогии с условиями устойчивости мотоцикла при повороте можно записать условия устойчивости против опрокидывания Рис. 34. Схема движения мотоцикла с коляской по дороге, имеющей попе- 'речпый наклон: а — в сторону от коляски; б — в сторону коляски при наклоне дороги в сторону, (рис. 34, а): т cos sin 0^; противоположную коляске а при наклоне дороги в сторону коляски (рис. 34, б) (5 Г=7 - т)cos h*sin tg (величины a, c, h(), L см. рис. 33). Как и в случае поворота, опрокидывание мотоцикла наступает быстрее в первом случае (рис. 34, а), так как отношение незначительно отличается от единицы, а величина tn намного меньше В величины -g . Так же, как и при поворотах в сторону коляски, особенно опасна езда с порожней легкой коляской, потому что величина т мала. Если tg <р, то раньше опрокидывания будет происхо- дить боковое скольжение мотоцикла. 60
При наличии привода на колесо коляски условия движения мотоцикла изменяются. Если привод к колесу коляски жесткий, т. е. заднее колесо и колесо коляски сблокированы, управление мотоциклом, особенно па скользкой дороге, становится невозмож- ным, так как для поворота необходимо, чтобы угловая скорость вращения колес была различной. У жесткого привода это условие не соблюдается, поэтому мотоцикл стремится двигаться по прямой и во время поворота обязательны проскальзывание и занос колеса; боковое проскальзывание переднего управляемого колеса наиболее вероятно, так как оно в большинстве случаев нагружено менее других. По-иному движется мотоцикл, который имеет дифференциал в механизме привода к колесу коляски. В этом случае увеличивается устойчивость против заноса и улучшается управляемость. Тяговая сила на колесе коляски уменьшает стремление мотоцикла к повороту в сторону коляски. Широкое распространение получила установка тормоза на ко- лесе коляски, которое имеет общий привод с тормозом заднего колеса. Тормозная сила в этом случае действует так же, как и сила сопротивления качению, но во много раз может превысить ее. Чтобы избежать самопроизвольного поворота мотоцикла в сторону коляски при торможении, желательно уменьшить плечо устойчи- вости. Кроме того, в механизм привода тормоза коляски вводят устройство, замедляющее начало действия тормоза коляски отно- сительно заднего тормоза, что дает возможность водителю быстрее реагировать на появление боковой силы.
Глава VI ПОДВЕСКА МОТОЦИКЛА И ЕГО КОЛЕБАНИЯ § 30. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ Развитие конструкций современных мотоциклов сопровождается увеличением мощности двигателей, повышением динамических параметров и ростом средних скоростей передвижения. Удобное передвижение на мотоциклах с достаточно высокой скоростью стало возможным вследствие усовершенствования подвесок. Под подве- ской мотоцикла принято считать комплекс деталей и механизмов, связывающих колеса с рамой мотоцикла. Мотоцикл, передвигаясь по неровной дороге, испытывает удары и совершает колебания. Подвеска мотоцикла предназначена для смягчения ударов, делая колебания мотоциклов достаточно плав- ными. О плавности колебаний или плавности хода мотоцикла при- нято судить по ощущению пассажиров. Приемлемой плавностью хода мотоцикла считают такую, которая обеспечивает его движение с большой скоростью по дороге среднего качества без тягостных ощущений и сильного утомления водителя и пассажира. Плавность хода является частью той суммы удобств, называемой комфорта- бельностью, которая присуща современному мотоциклу. Влияние плавности хода на эксплуатационные качества мото- цикла очень велико. Хорошая подвеска, обеспечивая высокую плавность хода и уменьшая тем самым утомляемость водителя, повышает безопасность движения. Безопасность движения также повышается вследствие благоприятного влияния подвески на устойчивость мотоцикла, так как уменьшается боковой увод колес и отрыв.их от поверхности дороги. Улучшение тяговых качеств мотоцикла с хорошей подвеской проявляется в повышении средней скорости движения, что, в свою очередь, улучшает экономичность мотоцикла. Наконец, следует отметить зависимость надежности мотоцикла от качества подвески. Уменьшая силу ударов и частоту колебаний, передаваемых на раму мотоцикла и расположенные на ней меха- низмы, подвеска способствует повышению его надежности и увели- чению срока службы. 62
Конструкция современных мотоциклетных подвесок весьма разнообразна, но все известные подвески таковы, что дорожные толчки, получаемые колесами, не поглощаются полностью. Поэтому основной задачей проектирования подвески является создание такой конструкции, при которой было бы возможно большее смяг- чение толчков и придание возбужденным колебаниям мотоцикла желаемого характера. Несмотря на многообразие конструкций подвесок, мотоцикл может быть представлен в виде обобщенной колебательной системы, обладающей несколькими степенями свободы. При всех возможных допущениях обобщенная колебательная система обладает четырьмя степенями свободы, а движение ее опре- деляется четырьмя дифференциальными уравнениями. Для практи- ческих целей нужны числовые значения параметров колебаний подвески, поэтому возникает необходимость в решении этик диффе- ренциальных уравнений. Формулы для расчета параметров коле- баний подвески мотоцикла аналогичны формулам для расчета этих же параметров автомобиля.* § 31. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЛАВНОСТИ ХОДА МОТОЦИКЛА Плавность хода мотоцикла характеризуется колебаниями его подрессоренных и неподрессоренных масс, а колебания — частотой, амплитудой и скоростью изменения ускорения. Чтобы правильно назначить параметры колебаний при проектировании подвески, нужно знать, какие колебания могут восприниматься человеком длительное время без заметного'утомления. Результаты проведенных работ по определению количественной оценки человеческих ощущений при колебаниях и выяснению меха- низма восприятия колебаний и вибрации человеческим организмом не позволяют прийти к единому мнению. Тем не менее известно, что колебания воспринимаются вестибулярным аппаратом человека, глазами, суставами и мышцами, кожей и могут действовать непо- средственно на его внутренние органы. Из перечисленных органов важнейшим является вестибулярный аппарат, так как через него человек ощущает изменение направления движения. Вестибуляр- ный аппарат обладает свойством быстрого приспосабливания к колебаниям (тренировка), что нужно иметь в виду при субъектив- ной оценке плавности хода. Поэтому порог ощущения для раз- личных людей различен и зависит от изменения ускорения движе- ния по времени. Указываются следующие средние значения порога ощущения: для вертикальных ускорений 11—12 см/сек?, для угловых 2 град!сек при продолжительности действия 0,8 сек. При уменьшении продолжительности действия до 0,022 сек раздражение возникает при 80 град!сек. * Ротенберг Р. В, Подвеска автомобиля и его колебания, М., Машгиз, 1960. 63
Частота собственных колебаний подрессоренной массы. Верти- кальные колебания, которые человек испытывает во время ходьбы, являются для него наиболее привычными. Если подрессоренная масса мотоцикла при движении по дороге будет иметь те же колеба- ния, то водитель и пассажир не будут ощущать неудобств. Принимая средний шаг пешехода равным 0,65 м, получаем (при различной скорости ходьбы) следующие частоты вертикальных колебаний: Скорость пешехода в км/ч.......................... 3,0 3,5 4,0 4,5 Число колебаний в минуту........................... 77 90 102 115 Таким образом, частота собственных колебаний подрессоренной массы мотоцикла не должна превышать 110 ‘кол/мин. Возможно, Рис. 35. Кривая колебаний под- рессоренной массы от толчка что такого измерителя недостаточно для полной оценки плавности хода, но, как показала практика, мотоцик- лы, построенные с такими колебатель- ными параметрами, имеют хорошую плавность хода. Ускорения и изменения ускорений колебаний. Тело, совершающее гар- монические колебания, проходит путь zK — A/c sin со/, где Ак — амплитуда колебаний; (о — частота. При исследованиях влияния ко- лебаний на человека замечено, что на его ощущения влияет изменение скорости колебаний, т. е; ускорение: Zk = — АЛсо2 sin со/ = — zKco2. В то же время в трудах академика Е. А. Чудакова указывается влияние на ощущение не ускорения, а изменения его по времени (нарастание или затухание колебаний), т. е. третья производная dzu- перемещения по времени zK Zk = — А/О3 COS СО/ = — 4<02. Определение толчков. При наезде мотоцикла на отдельные пре- пятствия пассажиры испытывают толчки, которые воспринимаются человеком иначе, чем непрерывные гармонические колебания. Оценка толчков производится временем t воздействия колебаний на пассажира и величиной его перемещения ап (рис. 35). Следующие за толчком затухающие под воздействием подвески колебания оказывают незначительное влияние на ощущение чело- века. Из опытов выяснено, что наибольшее значение имеет не число толчков, а продолжительность t одного толчка. При этом человеком 64
переносятся лучше горизонтальные толчки, хуже— вертикальные. Жесткие толчки (/<0,031 сек, ап > 0,01 см) причиняют сильную и стойкую головную боль. Определение колебаний по удельной мощности. Из физиологии известно, что ощущение опаздывает относительно раздражения и растет значительно медленнее. Считается, что ощущения растут пропорционально логарифму интенсивности раздражения. На осно- вании этого закона ощущения при колебаниях определяются измерением величины коэффициента «О-10 1g где Е — удельная мощность колебаний (кинетическая энергия колебаний, отнесенная к периоду и единице массы); Ео — удельная мощность колебаний на пороге ощущения. Рис. 36. Упругая характеристика подвески: / — включение буфера отдачи; /1 — включение бу- фера сжатия § 32. УПРУГАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОДВЕСОК Основные качества упругого элемента подвески мотоцикла определяются тошсвязью, которая возникает между прикладывае- мой к нему нагрузкой и возникающей в этом же направлении деформа- цией. Выраженную гра- фически зависимость между нагрузкой и де- формацией называют уп- ругой характеристикой элемента (рис. 36). На кривой расположено не- сколько характерных точек, имеющих важное значение при проекти- ровании подвески. Рас- смотрим одну из них — точку А, определяемую статической нагрузкой Рст на ось колеса и пе- ремещением оси fcm. На- грузку Рст вычисляют как разность между на- грузкой, действующей на переднее колесо, и весом неподрессоренной массы: = Gj /Пу» Для дорожных мотоциклов классов 125—350 см3 нагрузка на колеса распределяется следующим образом: при нагрузке весом водителя G1 = 0,4G и G2 = 0,6G; 3 Иваницкий и др. 65
при нагрузке весом водителя и пассажира 0^0,30 и G2 = 0,7G. Вес неподрессоренных масс можно принять /?z1 = 8-T- 12 кГ, m2= 12-v- 18 кГ. Большие цифры относятся к машинам высоких классов. Прогиб подвески под статической нагрузкой fcm (статический прогиб) является частью полного прогиба [полн подвески: f полн fст 4“ fдин* где fduH — динамический прогиб подвески. Чтобы получить удовлетворительные параметры колебаний под- вески, полный ход передней подвески должен быть не менее 120 мм, а задней — не менее 110 мм. Если в конструкции задней подвески предусмотрено устройство для изменения предварительного натя- жения пружины в зависимости от нагрузки (один водитель или води- тель и пассажир), то полный прогиб [полн можно уменьшить до 100 мм. Угол наклона основного участка LF упругой характеристики характеризует жесткость подвески и определяется из условий: 1) подвеска имеет линейную характеристику; 2) жесткость ее 2с не должна превышать величины, обусловленной требованиями комфортабельности. Так, для передней подвески 2сл1 = 10 4- 15 кПсм, для задней 2/?л2 — 20 -г- 25 кПсм, Так как жесткость подвески есть тангенс угла наклона харак- теристики к оси абсцисс, то можно написать tga„ = 2c = 4ni; I ст отсюда ан = arctg 2с. Точка К пересечения характеристики с осью абсцисс также является характерной точкой, так как определяет величину услов- ного статического прогиба f \с л f cm + f пред* где fnped — предварительный натяг упругого элемента подвески. Предварительный натяг fnpe0 имеет значительное влияние на определение жесткости подвески. Это особенно важно для задней подвески, где полный ход fn0 lH обычно ограничен условиями компо- новки. 66
Если величина условного статического прогиба известна, то можно приближенно определить частоту собственных колебаний подрессоренной массы, отнесенной к передней или задней подвеске, при ея = 1. В этом случае о> = 1/ 1/сек, отсюда число колебаний т 1уСЛ в минуту 300 пк ~7= кол!мин. I' fyCA По существу это будет парциальная частота. Подставляя значе- ние fycA, получаем зоо п.. . 1 fem [пред Из этой формулы видно, что при проектировании мягкой под- вески необходимо предусмотреть достаточный предварительный натяг упругих элементов. Положительному эффекту применения предварительного натяга сопутствуют высокие рабочие напряжения материала пружин, неудобства в осуществлении большого предва- рительного натяга при монтаже пружин и необходимость установки буфера отдачи. Для гашения колебаний при ходе отдачи в конструкции под- вески предусматривают пружину или резиновую деталь. Гидравли- ческий буфер следует считать менее надежным, так как действие его не постоянно в эксплуатации из-за производственных неточ- ностей изготовления деталей гидравлического устройства, износа этих деталей, изменения вязкости масла в процессе эксплуатации и потери его через уплотнительные устройства. Для плавного гашения энергии при ходе отдачи ход буфера изменяется в пределах 12—15 мм. Учитывая силы инерции непод- рессоренной массы при ходе сжатия, необходимо иметь в виду, чтобы усилие при полной деформации буфера было несколько больше усилия предварительного натяга пружины. При этом сила Ротд будет отрицательна, а кривая характеристики пересечет ось абсцисс в точке R. Для существующих мотоциклетных подвесок участок OR равен 5—6 мм. Следует помнить, что применение слишком жесткого буфера отдачи нежелательно, так как при этом может сократиться пол- ный ход подвески. При наезде колеса на препятствие деформация подвески может быть равна полному динамическому прогибу и количество потен- циальной энергии будет определяться величиной площади АТЕ характеристики (см. рис. 36). Эту величину называют динамической емкостью подвески. Замеренные величины динамической емкости подвесок различных мотоциклов находятся в пределах: для перед- 3* 67
них подвесок 180—250 кГ *см, для задних 350—500 кГ-см. Чтобы избежать ударов об ограничитель в конце хода сжатия, предусмат- ривают буфер сжатия, выполненный обычно в виде резинового блока той или иной формы. На передних подвесках, выполненных в виде телескопических вилок, часто применяют гидравлический буфер сжатия. Включение буфера не должно быть резким несмотря на его малый ход сж = 10 4-20 мм) и умеренную жесткость, превышающую в 1,5— 2,0 раза жесткость основного упругого элемента подвески. Все сказанное выше относится к условному буферу, приведен- ному к оси колеса. Рассмотрев по элементам наиболее простую упругую характе- ристику, следует отметить, что она более всего подходит для перед- ней подвески, статическая нагрузка которой практически постоянна. Замеры показывают увеличение силы Рст всего на 5—6% при нагрузке мотоцикла с водителем еще весом пассажира. По другому действует увеличение нагрузки на заднюю подвеску. При современной компоновке мотоцикла вес пассажира увеличивает силу Рст до 50—65% (большее значение увеличения относится к мотоциклам класса 125 см3). Примем средний вес человека (75 кг) за постоянную величину; тогда на заднюю подвеску будут постоянно действовать нагрузки: Рст1 — на мотоцикле один водитель; Рст2 — на мотоцикле во- дитель и пассажир. Для сохранения плавности хода неизменной желательно, чтобы характеристика подвески состояла из двух кривых, каждой из которых соответствуют одни и те же значения статического и дина- мического прогибов. Для получения упругой характеристики, представленной на рис. 37, необходимо менять предварительный натяг пружины в зависимости от статической нагрузки. Примене- ние этого способа, в настоящее время широко распространенного в мотоциклостроении, имеет известные неудобства, состоящие в том, что перед каждой посадкой пассажира необходима ручная подтяжка пружин, расположенных в загрязненных местах. Так как эта операция неудобна, то ее не всегда выполняют, и при дви- жении перегруженная подвеска, ударяясь о буфер, быстро его разрушает. Решение задачи для получения удовлетворительных параметров возможно с помощью нелинейной упругой характеристики (рис. 38). Конструктивно такая характеристика может быть построена, если применены: — пружины с переменным шагом; — две последовательно работающие пружины, навитые из про- волоки различного диаметра; — пружины фасонной формы (бочкообразных или конусных). Как видно из рис. 38, с повышением статической нагрузки уменьшается динамический ход подвески. Чтобы сохранить его 68
достаточным, необходимо в этом случае увеличить ход подвески до 120 мм (не менее), а статический прогиб [ст2 делать не более }полн- Кроме разобранных здесь характеристик, известны еще два технически проверенных способа изменения упругой характеристики в зависимости от изменения статической нагрузки: — путем изменения угла наклона амортизаторов; — с помощью включения добавочного упругого элемента. Рис. 38. Нелинейная упругая харак- теристика Рис. 37. Упругая характери- стика подвески с регулиров- кой предварительного сжатия пружин Эти способы не получили распространения в мотоциклострое- нии. § зз. шины Мотоциклетные шины деформируются в радиальном, боковом и тангенциальном направлениях. Так как плавность хода мото- цикла характеризуется его колебаниями в продольной плоскости, то из трех возможных деформаций шины далее будет рассмотрена радиальная, как имеющая прямое влияние на плавность хода. С этой точки зрения шина наряду с пружинами является основным упругим элементом с жесткостью сш. Закон ее деформации описы- вают упругой характеристикой, представляющей собой зависимость между вертикальной нагрузкой Pz и радиальной деформацией шины Д^, измеряемой при статическом нагружении. 69
В материале шины между отдельными частицами возникает внутреннее трение, поэтому упругая характеристика шины пред- ставляет собой петлю гистерезиса (рис. 39). Жесткость шины ош определяется как тангенс угла наклона касательной к средней линии петли гистерезиса. При малых нагрузках упругая характеристика шины нелинейна (рис. 39). В то же время при средних и больших нагрузках жесткость шины меняется мало и по- этому для расчетов можно принять ее характеристику за линейную. Жесткость шины зави- сит от давления воздуха в ней и пропорциональна из- менению этого давления. Следовательно, понижая давление воздуха в шине при разгруженном мото- цикле и повышая его при увеличении нагрузки, мож- но улучшить плавность хода мотоцикла. Конструкция шины влияет на жесткость шины Рис. 39. Упругая характеристика шины 2,75-19: 1 — нагружение; 2 — разгрузка следующим образом: с уменьшением числа слоев каркаса жесткость шины уменьшается. Силы сопротивления деформации шины обычно малы по сравне- нию с силами сопротивления амортизаторов и при расчетах их часто не учитывают. § 34. ТРЕНИЕ В ПОДВЕСКЕ Гашение колебаний мотоцикла производится с помощью трения в подвеске, которое складывается из трения в амортизаторах, шарнирах рычагов подвески и шинах. Виды трения в мотоциклетной подвеске: — постоянное (которое, например, имеется между деталями передней вилки); — пропорциональное скорости взаимного перемещения подрес- соренной части и колес, свойственное гидравлическим амортизи- рующим устройствам; — межмолекулярное, возникающее в резиновых элементах подвески и шинах. Наличие постоянного трения в подвеске ведет к увеличению частоты колебаний, поэтому мелкие толчки будут передаваться подрессоренной части мотоцикла, не смягченными подвеской. 70
Резиновые элементы эффективно используются в подвеске в ка- честве буферов. Межмолекулярное трение в шарнирах и шине не представляет значительных величин для гашения колебаний, и им можно пренебречь. В современных подвесках колебания гасятся главным образом при помощи гидравлических устройств. Все другие способы гашения колебаний сводятся по воз- можности до минимума. Сила сопротивления Za амортизатора в общем случае определяется из формулы где К*—коэффициент сопро- тивления амортиза- тора; —скорость вертикаль- ного перемещения колеса, относитель- но рамы; I —показатель степени. Рис. 41. Характеристика гидравли- ческого амортизатора телескопиче- ской вилки Рис. 40. Характеристи- ка гидравлического амортизатора задней подвески: / — полный ход аморти- затора, tM = 20* С; 2 — ход 50 мм; t у — 20°С; 3 — ход 50 мм; г* ~ 00* С 71
В мотоциклетных амортизаторах распространенно!! в на- стоящее время конструкции показатель степени i близок к еди- нице. На рис. 40 приведена характеристика амортизатора односторон- него действия, снятая на стенде. Особенностью характеристики является малое сопротивление при ходе отдачи и незначительные изменения сопротивления при ходе сжатия от частоты колебаний и температуры жидкости. Такая стабильность характеристики объясняется хорошо отработанной клапанной системой амортиза- тора. Амортизаторы передних рычажных подвесок имеют такие же характеристики, как и амортизаторы задних подвесок с меньшим, соответственно нагрузке, коэффициентом сопротивления. Рабочая диаграмма амортизирующего устройства телескопиче- ских вилок (рис. 41) отражает работу гасящего устройства одно- стороннего действия как хода сжатия, так и хода отдачи, но по такой характеристике нельзя определить коэффициент сопротивле- ния телескопической вилки из-за наличия в ней постоянного трения. § 35. СИДЕНЬЯ Сиденье мотоцикла обеспечивает удобство посадки водителя и пассажира и поглощает колебания, идущие от рамы. В качестве упругих элементов сиденья применяют пружины, губчатую резину Рис. 42. Упругая характеристика мотоциклетных седел при нагружении: сплошные линии — через профильную площадку; штриховые ли- нии — через плоскую площадку или комбинацию из этих элементов. Для гашения собственных колебаний на пружины седла кладут слой плотной резины. Погло- 72
щение вибраций и равномерное распределение веса водителя и пас- сажира достигается с помощью матраца, размещаемого между гасящей прослойкой и покрышкой седла. Стендовые испытания ряда мотоциклетных сидений во ВНИИ- мотопроме показали, что статический прогиб подушек находится в пределах 25—45 мм, жесткость 16—45 кПсм. На рис. 42 приве- дены упругие характеристики, полученные нагружением седел мотоциклов ИЖ «Сатурн» (рис. 42, а) и ИЖ-555 (рис. 42, б) на стенде. Скорость нагружения при этом выдерживалась равной 10 мм/сек.
Часть вторая ДВИГАТЕЛЬ Глава VII ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ДВИГАТЕЛЕ § 36. ХАРАКТЕРНЫЕ ОСОБЕННОСТИ МОТОЦИКЛЕТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Мотоциклетные двигатели отличаются от карбюраторных дви- гателей другого назначения следующими показателями: — меньшей мощностью и размерами; — большей быстроходностью; — высокой литровой мощностью. Литровая мощность двигателей дорожных мотоциклов прибли- зительно на 45% больше литровой мощности легковых автомобилей, а литровая мощность гоночных мотоциклов превышает литровую мощность легковых автомобилей во много раз. Число оборотов коленчатого вала мотоциклетных двигателей также намного выше числа оборотов коленчатого вала автомобильных двигателей. Большая мощность при малом рабочем объеме, а также высокое число оборотов приводят к появлению значительных тепловых и механических нагрузок на все детали двигателя. Эти нагрузки следует учитывать при конструировании, расчете и изготовлении мотоциклетных двигателей. К характерным особенностям мотоциклетных двигателей следует отнести также упрощенную конструкцию системы охлаждения — двигатель охлаждается встречным потоком воздуха, а также широ- кое применение двухтактного рабочего цикла и кривошипно-камер- ной продувки. § 37. ТОПЛИВО ДЛЯ МОТОЦИКЛЕТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В качестве топлива в двигателях дорожных и большинства спортивных мотоциклов применяют бензин различных сортов. Для двигателей рекордных мотоциклов используют также бензол, этиловый и метиловый спирты и различные смеси этих веществ. В состав спиртов, кроме углерода и водорода, входит также кисло- род. 74
Основные физико-химические свойства топлив, влияющие на работу двигателя: элементарный состав, плотность, теплотворность, испаряемость, температуры застывания и самовоспламенения (табл. 5). Таблица 5 Физико-химические свойства топлив Топливо Элементарный состав Плот- ность в г!см* Тепло- творность (низшая) в ккал/кг Молеку- лярный вес С н О Автомобильный бензин Бензол (химически чи- 0,855 0,145 — 0,7-0,75 10 500 114 стый) Этиловый спирт (абсо- 0,9225 0,0775 — 0,89 9 590 78,1 лютный алкоголь) .... Этиловый спирт (рек- 0,5212 0,1313 0,3375 — 6 475 46 тификат) Метиловый спирт (дре- 0,4899 0,1234 0,3267 — — 42,1 весный спирт, метанол) 0,3632 0,1525 0,4843 — 5 570 33
Глава VIII ТЕПЛОВЫЕ ПРОЦЕССЫ Рис. 43. Индикаторная диаграмма четырехтакт- ного двигателя Точка с соответствует концу сжатия. § 38. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ИНДИКАТОРНЫЕ ДИАГРАММЫ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ Рабочий цикл мотоциклетного двигателя представляет собой термодинамический круговой процесс, в котором сгорание топ- лива, а значит и сообщение тепла рабочему телу, происходит при постоянном объеме. Диаграмма теоретического цикла четырехтактного двигателя с подводом тепла при V = const изображена на рис. 43. На ней по- казано изменение давле- ния газов в цилиндре двигателя в зависимости от изменения объема ци- линдра. По оси абсцисс отложен объем цилинд- ра, а по оси ординат — давление в нем. Точка а соответст- вует началу сжатия сме- си. При этом поршень находится в н. м. т. и объем цилиндра Va=Vk+ Vc, где Vh — рабочий объем цилиндра; Vc — объем камеры сгорания. При этом поршень нахо- дится в в. м. т., объем цилиндра уменьшается до объема Vc камеры сгорания, а давление сжатой смеси повышается до величины Сжатие происходит по адиабате, т. е. без теплообмена свежего заряда со стенками цилиндра. 76
В конце сжатия смесь воспламеняется при помощи электриче- ской искры. Теоретически считают, что заряд топлива, находящийся в цилиндре, сгорает мгновенно, и выделившееся тепло затрачивается только на повышение температуры и давления газа, не изменяя его объема. Точка z соответствует началу расширения газа, давление кото- рого в результате нагревания повысилось до pz. Движение поршня к н. м. т. -сопровождается увеличением объема и уменьшением давления газа. Расширение заканчивается в точке Ь. Процесс расширения (линия zb) происходит по адиабате (без потери тепла в стенки цилиндра). По линии Ьа происходит отдача тепла в холодильник, причем давление в цилиндре падает до атмосферного. Заштрихованная площадь диаграммы изображает в определенном масштабе работу газа в цилиндре за один цикл. Как известно из термодинамики, термический к. п. д. такого цикла определяют по формуле 11'=1 где 8 — степень сжатия, т. е. отношение полного объема цилиндра к объему камеры сгорания; k — показатель адиабаты. Степень сжатия у у < у Рv а___ v h । v с vc- Vc • Из формулы термического к. п. д. видно, что с повышением степени сжатия е работа, совершаемая газами, возрастает. Рассмотренный теоретический цикл не может быть осуществлен в реальном двигателе по целому ряду причин. В реальном двига- теле процесс совершается не с одной порцией газа, а с поступающей каждый раз свежей порцией смеси. Рабочая смесь в цилиндре подвергается химическим и физическим изменениям и свойства ее меняются, что влияет на протекание процесса. Сжатие и расширение в действительности происходят при теплообмене со стенками ци- линдра. Топливо сгорает не мгновенно, а в течение некоторого времени, достаточного для того, чтобы изменилось рабочее про- странство цилиндра. Все это приводит к тому, что действительный цикл значительно отличается от идеального. Диаграмма, изображающая протекание действительного цикла двигателя внутреннего сгорания, называется индикаторной. Ниже подробно рассматриваются отдельные процессы циклов двигателей. § 39. НАПОЛНЕНИЕ ЦИЛИНДРА Нижняя часть индикаторной диаграммы (см^ рис. 43) изобра- жает процессы выпуска и впуска четырехтактного двигателя. Точка г соответствует концу выпуска и началу впуска, т. е. в. м. т. 77
Ввиду того, что выпускные клапаны, трубопровод, а также глушитель создают сопротивление выходящим отработавшим газам, давление в цилиндре в процессе выпуска остается выше атмосфер- ного. Таким образом, давление конца выпуска и начала впуска Рг > Ро (ро — давление наружного воздуха перед карбюратором). Во время впуска (линия га) горючая смесь, имеющая темпера- туру и давление наружного воздуха, заполняет увеличивающийся при движении поршня к н. м. т. объем цилиндра. Сопротивления, вызываемые изгибами впускного канала, трением смеси о стенки канала, сужениями в диффузоре карбюратора и в проходном сече- нии впускного клапана, уменьшают давление в цилиндре во время впуска, т. е. ра < ро- Разность давлений р0 — ра = Дрд прямо пропорциональна числу оборотов п двигателя и обратно пропорциональна площади fKA проходного сечения впускного клапана. Свежая горючая смесь, соприкасаясь с нагретыми стенками цилиндра, головки цилиндра и днища поршня, нагревается, и ее плотность уменьшается. В конце выпуска объем Vc камеры сгорания заполнен горячими отработавшими (остаточными) газами, имею- щими значительную температуру и повышенное давление рг. Пониженное давление ра, уменьшение плотности смеси и влия- ние остаточных газов приводят к тому, что действительный вес поступившей в цилиндр смеси уменьшается по сравнению с весом смеси, которая могла бы поместиться в рабочем объеме Vh при давлении р0 и температуре TOi соответствующих давлению и темпе- ратуре перед карбюратором. Для оценки степени наполнения цилиндра служит коэффициент наполнения т]и, равный отношению действительного количества горючей смеси, поступившей в цилиндр, к ее количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме Vh при давлении р0 и тем- пературе То. Таким образом, где Gd — действительное количество горючей смеси; Go — теоретическое количество горючей смеси. Количество оставшихся от предыдущего цикла отработавших газов обозначим Gr, а количество газов в цилиндре в точке а, т. е. в конце впуска, Ga. Тогда Ga = Gd + Gr. Но Gd=GQ^Vi следовательно, Ga = GQy]v + Gr и Цу-- Из характеристических уравнений для точек а и г индикаторной диаграммы и для наружного воздуха получаем: __РаУа . /? _Ро^О ы п __Рг^ г , a^RaTa' °~ад)___________RrTr ’ 78
где ра и рг — давление газов в точках а и г; Va и Vr — объемы газов; Та и Тг — температуры; Ra и Rr — газовые постоянные. Считая приблизительно, что Ra = Ro — Rr, можно написать РсУ а_PfV г п Та Тг То Разделив все члены правой части уравнения на Vr, получим выражение для коэффициента наполнения: РаУ а_Рг _TaVr тг Т)у —-------- Р<Уо TaVr Принимая, что объем Vr остаточных газов равен объему Vc камеры сгорания, а теоретический объем Уо смеси равен рабочему объему Vh цилиндра, получим Va_Va_ Va_Vh _Va-V J у-г-у-с-ъ и v;-v;—Fc После окончательного преобразования ~ __ Ра р Рг \ 1 о П1/~1га rjpo(e-l)- Как видно из этой формулы, коэффициент наполнения увеличи- вается с уменьшением температуры Та. Определим температуру Та из формулы ьРдГ о Т —________________ ПЛ (8 ~ 1) + Для определения температуры конца впуска без учета теплооб- мена со стенками цилиндра пользуются формулой &РдТо Т' — _____________ а ~ Тг — Т0’ zPa — Рг причем Та = Та + &Та (ДТа можно принять равной 10—25°). Коэффициент остаточных газов yOim есть отношение числа молей остаточных газов к числу молей поступающей в цилиндр свежей смеси: _мл 79
Ввиду того, что Мг = ~, а Л4Й = —, где тг и т„ — молеку- mr niff лярные веса остаточных газов и свежей горючей смеси, которые обратно пропорциональны газовым постоянным, имеем __Grme__GrRr __ GrRr Уост - G^rr - • После подстановки значений Gr, Go и Gu, полученных из харак- теристических уравнений, коэффициент остаточных газов _PrVr R0T0 Rr 1 _PrTa Vr 1 Yocm RrTr ' p0Vu ’ Ro ' T]K - р0Гг • Vo • T)V или _ 1 РД’о УоСт IjPoT’r’ Таким образом, коэффициент остаточных газов обратно пропор- ционален коэффициенту наполнения, т. е. чем больше в цилиндре имеется остаточных газов, тем меньше свежей горючей смеси может в него поступить. Выведенные формулы для т]у и ужт относятся к четырехтактным двигателям. При расчете двухтактных двигателей пользуются более общими формулами, справедливыми как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей: _ g РаТ о 1 v _ £ 1__|. I1Z 8-Гр0Тв'l+Votm’ >»«'‘“6-1рога ’ Т — ^0 "Ь + У ост?г 1 + У ост При расчете параметров впуска двухтактного двигателя счи- тают, что степень сжатия е в этом случае относится к полезной части хода поршня, равной ходу поршня за вычетом высоты вы- пускных окон. Коэффициент наполнения Щ/ также относится к полезной части хода поршня. Мощность двигателя тем выше, чем больше горючей смеси поступает в цилиндр, химическая энергия которой при сгорании превращается в механическую энергию. Таким образом, от вели- чины коэффициента наполнения непосредственно зависит мощность двигателя. Следовательно, при конструировании и изготовлении двигателей следует уменьшать сопротивления движению свежей смеси от карбюратора к цилиндру. Впускной трубопровод должен быть по возможности прямым, без резких поворотов и изменений сечения и иметь гладкие стенки. Диаметр впускного клапана должен быть по возможности большим (в зависимости от диаметра цилиндра). С увеличением диаметра впускного клапана уменьшается скорость поступления горючей смеси и, тем самым, сопротивление клапана. 80
Для улучшения наполнения цилиндра впускной клапан начи- нает открываться раньше, чем поршень придет в в. м. т. Закры- вается он с опозданием, чтобы использовать энергию потока посту- пающей в цилиндр свежей смеси. Выпускной клапан закрывается, когда поршень прошел в в. м. т. и начинает опускаться. Это сделано для того, чтобы лучше очистить цилиндр, используя инерцию выходящих из цилиндра отработавших газов. Как показывает практика, давление рг остаточных газов может быть ниже давления р0. Так как некоторое время оба клапана открыты одновременно, подсасывающее действие выходящих газов способствует увеличению количества поступающей свежей горючей смеси. Происходит так называемая продувка камеры сгорания четырехтактного двигателя, причем часть свежей смеси может быть потеряна через выпускной клапан. Это снижает экономичность двигателя, но увеличивает наполнение цилиндра. Все перечисленные мероприятия увеличивают давление ра в конце впуска, а следовательно, коэффициент наполнения T|v. Для увеличения коэффициента rjy нужно уменьшить давление остаточных газов рг, т. е. лучше очистить цилиндр от отработавших газов. С этой целью стремятся увеличить проходное сечение выпуск- ного клапана и уменьшить сопротивления на пути выходящих газов. Опережение открытия выпускного клапана и запаздывание его закрытия преследуют ту же цель, т. е. уменьшить давление рг. Кроме давления ра и рг. на наполнение значительно влияет темпе- ратура Та конца впуска, которая зависит от количества остаточных газов и нагрева смеси от горячих стенок цилиндра. Температура Та зависит также от скрытой теплоты парообразования топлива и от состава смеси, что, однако, не учитывается приведенными выше формулами. Следует заметить, что коэффициент наполнения современных спортивных двухтактных и четырехтактных двигателей часто бывает больше единицы. Это достигается применением так называемых инерционного и резонансного наддувов за счет использования колебаний давления газов во впускной и выпускной системах (см. ниже). § 40. СЖАТИЕ При рассмотрении индикаторной диаграммы было принято, что процесс сжатия рабочей смеси протекает по адиабате. В действи- тельности сжатие происходит при некоторой разности температур смеси и стенок цилиндра, в результате чего происходит теплопере- дача. В начале сжатия рабочая смесь нагревается от более горячих стенок цилиндра, а в конце, когда температура сжатой смеси уве- личится, тепло от смеси передается стенкам. В связи с этим показа- 81
тель процесса сжатия отличается от показателя адиабатического процесса. Считают, что процесс сжатия подчиняется закону pVni = const, где — некоторый средний показатель политропы, выбираемый по опытным данным и имеющий разное значение для различных двигателей. Средний показатель политропы сжатия находится в пределах 1,34—1,38, причем с увеличением числа оборотов коленчатого вала двигателя величина пх возрастает. Показатель политропы сжатия пх можно определить также по эмпирической формуле 1 hi ЮО «1 = 1-41- — , где п — число оборотов коленчатого вала двигателя. Для политропического процесса сжатия зависимость между давлениями и объемами определяется из выражения Pc/W Pa~\Vcl ’ Но так как ^ = 6, то — = 6% откуда давление в конце сжатия 'с Ра Рс = Ра^'- Температура в конце сжатия Тс = Те*>-'. Как было сказано выше, термический к. п. д. цикла, а значит, и мощность двигателя тем больше, чем выше степень сжатия. Значения степени сжатия е современных мотоциклетных двига- телей приведены ниже. Двигатель мотоцикла Степень сжатия Двухтактный ИЖ «Планета» .............................. 6,5—6,8 Двухтактный <Ковровец-175В>.................................. 6,7 Четырехтактный М-62 ........................................ 6,2 Четырехтактный К-750М....................................... 6,0 Четырехтактный гоночного мотоцикла «Восток» (С-364) .... 10—11 Чтобы увеличить мощность двигателя и уменьшить расход топлива, повышают степень сжатия. Однако увеличивать степень сжатия можно только до определенного предела, который ограни- чивается появлением детонации. Детонацией называется чрезвычайно быстрое, в виде взрыва, сгорание рабочей смеси со скоростью распространения пламени 2000—2500м/сек. Скорость распространения пламени при нормальном сгорании находится в пределах 20—40 м/сек. Детонация сопро- вождается резким повышением давления, ударами, передающимися 82
на все детали кривошипно-шатунного механизма, перегревом поршня и клапанов, потерей мощности и появлением черного дыма из глушителя. Сильная детонация приводит к разрушению поршня. К факторам, от которых зависит появление детонации, относятся: — степень сжатия; чем она выше, тем более вероятна детонация при прочих равных условиях; — антидетонационные свойства топлива, измеряемые октановым числом; чем выше октановое число топлива, тем оно более стойко против детонации, и его можно применить для двигателей с более высокой степенью сжатия; — размеры цилиндра; чем больше его диаметр, тем меньшая степень сжатия допустима; — число оборотов; чем оно выше, тем большая степень сжатия допустима; — состав рабочей смеси, т. е. коэффициент избытка воздуха и количество остаточных газов; наиболее склонна к детонации смесь при а = 0,85 4- 0,95; увеличение количества остаточных газов снижает склонность газов к детонации; — давление начала сжатия; чем оно выше, тем более вероятна детонация, поэтому при наддуве уменьшают степень сжатия; — форма камеры сгорания и расположение свечи; чем меньше путь пламени от электродов свечи до самой удаленной точки камеры сгорания, тем меньше склонность двигателя к детонации. Таким образом, наиболее компактная полусферическая камера сгорания со свечой, расположенной в центре, допускает наиболь- шую степень сжатия. § 41. РАБОЧИЙ ХОД Во время рабочего хода в цилиндре двигателя сгорает топливо, а затем расширяются газообразные продукты сгорания. При рас- смотрении индикаторной диаграммы было принято, что топливо сгорает мгновенно. В действительности на его сгорание затрачи- вается время, в течение которого коленчатый вал двигателя повора- чивается на некоторый угол, а поршень успевает пройти определен- ный путь, увеличивая объем, занимаемый газами в цилиндре. Часть топлива догорает на протяжении почти всего процесса расширения. Процесс сгорания характеризуется двумя величинами: скоростью сгорания, измеряемой количеством топлива, сгорающего в единицу времени, и скоростью распространения фронта пламени, измеряе- мой в метрах в секунду. Чем больше скорость сгорания, тем быстрее нарастает давление и тем ближе действительная индикаторная диаграмма к теоретической. В результате этого увеличивается мощность двигателя. Однако слишком большая скорость сгорания (даже в пределах бездетонационного сгорания) приводит к жесткой работе двигателя, т. е. к большим ударным нагрузкам на криво- шипно-шатунный механизм, и сопровождается стуками. 83
Ввиду того что сгорание происходит не мгновенно, воспламе- нять рабочую смесь при помощи электрической искры следует не в в. м. т., а несколько раньше. Опыты показали, что двигатель развивает максимальную мощность в том случае, если наибольшее давление р2 цикла получается, когда кривошип занимает положе- ние, соответствующее 12—18° после в. м. т. От скорости сгорания рабочей смеси и скорости движения поршня зависит угол опережения зажигания. Скорость сгорания с увели- чением числа оборотов коленчатого вала изменяется незначительно, а скорость движения поршня возрастает пропорционально числу оборотов. Из этого следует, что с повышением числа оборотов колен- чатого вала двигателя угол опережения зажигания следует уве- личивать. Неправильная установка угла опережения зажигания вредно влияет на работу двигателя. Слишком раннее зажигание вызывает стуки, потерю мощности и перенапряжение деталей двигателя. Слишком позднее зажигание приводит к потере мощности, замед- лению процесса, догоранию топлива на линии расширения и пере- греву двигателя. Угол опережения зажигания зависит также от нагрузки, т. е. от величины открытия дроссельного золотника и количества поступившей в цилиндр горючей смеси; чем больше нагрузка (подъем в гору, разгон, движение по бездорожью), тем меньше должен быть угол опережения зажигания. Кроме того, угол опережения зажигания зависит от степени сжатия двигателя и октанового числа топлива: чем выше степень сжатия, тем меньше угол опережения зажигания; чем выше октановое число топлива, тем больше угол опережения зажигания. Давление конца сгорания р2 подсчитывают по сложным форму- лам. Для практических целей пользуются приближенными эмпири- ческими формулами: для двухтактных двигателей....................................pz = 3pf; для четырехтактных двигателей.................................pz = 4pc. Температура конца сгорания тг=^тс. z Рс Расширение газообразных продуктов сгорания при теоретиче- ском цикле происходит по адиабате. В действительном цикле расширение сопровождается догора- нием топлива, теплообменом между продуктами сгорания и стен- ками цилиндра и утечкой части газов через неплотности поршневых колец. Поэтому процесс расширения не может рассматриваться как адиабатический. Для упрощения расчетов принимают, что рас- ширение происходит по политропе с некоторым постоянным средним показателем п2. 84
Средний показатель политропы расширения находится в пре- делах 1,18—1,24, причем меньшее значение относится к двигателям с большим числом оборотов. Для политропического процесса можно написать Pa !Vz\nt JVz\n* но объем Vz = Vc, т. е. объему камеры сгорания, а объем = Va — полному объему цилиндра. Зная, чтое = ^, * с РЬ~ъпг- Температуру газов в конце расширения определяют из следую- щих соотношений: Т~г~\Уь) или Tb~T’\Vbl о Vz УС 1 X Заменяя 7/ = ^ = —, будем иметь V Ь V а ® •т* ?z § 42. ВЫПУСК Выпуск отработавших газов начинается тогда, когда поршень еще не дошел до н. м. т., а давление газов в цилиндре достигает 4—6 кПсм2. В результате этого отработавшие газы с большой скоростью выходят в выпускную систему через выпускной клапан. Когда поршень движется от н. м. т. к в. м. т., он выталкивает отра- ботавшие газы, и давление в цилиндре остается несколько выше атмосферного. Выпуск продолжается и после в. м. т. В это время для улучшения очистки используется инерция потока выходящих отработавших газов. § 43. ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ В двухтактном двигателе воспламенение рабочей смеси и рабочий ход происходят при каждом обороте коленчатого вала, т. е. вдвое чаще, чем в четырехтактном двигателе. Поэтому мощность двух- тактного двигателя одинаковых размеров с четырехтактным, при прочих равных условиях должна быть вдвое больше мощности четырехтактного двигателя. Однако в действительности мощность двухтактных мотоциклетных двигателей равна или даже меньше мощности четырехтактных двигателей. Это происходит вследствие того, что цилиндр двухтактного двигателя очищается от отработав- ших газов и наполняется свежей смесью хуже, чем в четырехтактном двигателе. 85
На рис. 44 показана индикаторная диаграмма двухтактного двигателя, у которого газораспределение осуществляется поршнем (обозначения на индикаторной диаграмме те же, что и на рис. 43). Точка е диаграммы соответствует моменту открытия выпускных окон, т. е. началу выпуска. В этой точке кривая расширения имеет перегиб, так как давление в цилиндре резко падает — от 6 до 3,5 кПсмг. Точка е' соответствует моменту открытия продувоч- Рис. 44. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя: А — выпуск; В — продувка; Б —> впуск ных окон. Пространство цилиндра соединяется с картером, и сжатая в картере горючая смесь начинает поступать в цилиндр, вытесняя отработавшие газы. На рис. 44 справа изображена диаграмма давления газов в кар- тере, который выполняет функцию продувочного насоса. Наиболь- шее давление в картере двухтактного двигателя равно 1,25— 1,5 кГ1см*. Это давление зависит от отношения полного объема картера при положении поршня в в. м. т. к объему картера при положении поршня в н. м. т., т. е. от степени сжатия смеси в кар- тере где VK — объем кривошипной камеры картера. 86
Давление продувки где пк — показатель политропы процесса сжатия смеси в картере. Чем выше рк, тем больше скорость свежей горючей смеси, посту- пающей в цилиндр, и тем интенсивнее продувка. Из этих сообра- жений стремятся уменьшить объем VK кривошипной камеры Таблица 6 И тем самым увеличить &к. Значения^ для мотоциклетных В табл. 6 приведены значе- двигателей ния для некоторых мотоцик- летных двигателей. В литературе по двигателям внутреннего сгорания для двух- тактного двигателя введено по- нятие действительной степени сжатия Рабо- чий объем В CMS 200 1,39 250 1,36 125 1,315 250 1,30 350 1,38 50 1,43 125 1,34 175 1,36 175 1,40 125 1,38 125 1,29 Двигатель мотоцикла Виллере 6Е ......... Ява................. CZ . Пух-250 TF * **.*.* ^ ИЖ «Планета» . . . . Ш-55................ М-105............... «Ковровец-175» . . . . К-175С («Юность») . . Ямаха............... Бултако (гоночный). . где V’h — объем цилиндра, рав- ный разности рабочего объема Vh и объема, соответствующего высоте выпускных окон. Необходимо заметить, что для четырехтактных двигателей можно было бы считать потерянным объем, описываемый поршнем за время, в течение которого открыт выпускной клапан при рабочем ходе, и времени, в течение которого закрыт впускной клапан при сжатии, и соответственно изменить понятие о степени сжатия. Поэтому при оценке и расчетах двухтактных мотоциклетных дви- гателей принято считать, что степень сжатия равна также, как и для четырехтактных двигателей, отношению полного объема ци- линдра к объему камеры сгорания, т. е. Vc+Vh *----vr~ На рис. 45 показана индикаторная диаграмма двигателя М-105, имеющего рабочий объем цилиндра, равный 125 см8 (Минский мотовелозавод). Диаграмма построена в координатах р — V в виде, удобном для замера ее площади. Максимальное давление, равно 25 кГ/см*, т. е. значительно меньше, чем у двигателя М-62. Двухтактные двигатели имеют малую мощность и высокий расход топлива в результате потерь горючей смеси во время напол- нения картера (обратный выброс через карбюратор) и продувки цилиндра (прямой выброс смеси через выпускные окна).
Обозначим через AGW действительный расход топлива за один цикл, т. е. то количество топлива, которое израсходовано за один оборот коленчатого вала, а ЛО^д — активный расход топлива, т. е. количество топлива, которое при рабочем процессе испарилось и сгорело. Действительный расход топлива всегда больше активного: = ЛО^д(рЛ, где фп — коэффициент потери (фп^1). Коэффициент потери фл = флвфов» где фдв — коэффициент прямого выброса; Фов — коэффициент обратного выброса. Коэффициент прямого выброса определяет долю выброшенного в выпускную систему топлива из-за неизбежного при двухтактном Рис. 45. Действительная индикаторная диа- грамма двухтактного двигателя М-105 процессе перемешивания свежей смеси с отработав- шими газами и проникно- вения части свежей смеси в выпускное окно во время продувки цилиндра. Коэффициент обратного выброса определяет долю выброшенного наружу че- рез карбюратор топлива вследствие обратного им- пульса .давления, возни- кающего при движении поршня к н. м. т., через открытые впускные окна, а также из-за образования отраженных волн давления при резком перекрытии впускных окон нижней кромкой поршня. По данным испытаний двигателя ИЖ-350, величина коэффи- циента флн на эксплуатационных режимах колеблется в пределах 1,27—1,35. Для двигателя мотоцикла Пух 250 TF, который имеет несимметричные фазы газораспределения, ф,гд = 1,19 4-- 1,26, т. е. количество смеси, выбрасываемой при продувке в этом двигателе, значительно меньше, а следовательно, и расход топлива у него ниже и составляет 270 а/(л. с. ч) вместо 370 г/(л. с. ч) у двигателя мотоцикла ИЖ-350. Как показывают испытания, коэффициент фод в среднем равен 1,2. Обратный выброс топлива устраняют, применяя воздухоочи- стители, которые улавливают выбрасываемые из картера час- тички топлива. Эти частички топлива снова попадают в карбю- ратор. 88
§ 44. СРЕДНЕЕ ИНДИКАТОРНОЕ ДАВЛЕНИЕ И ИНДИКАТОРНАЯ МОЩНОСТЬ Индикаторная диаграмма изображает зависимость давления в цилиндре от изменения его объема за один рабочий цикл (см. рис. 43). Площадь диаграммы, заключенная между линией zb рас- ширения, ординатами точек z и b и осью абсцисс, выражает положи- тельную работу расширения газов в кг* см. Площадь, заключенная между линией ас сжатия, ординатами точек а и с и осью абсцисс выражает работу, затраченную на сжатие рабочей смеси. Заштрихованная площадь диаграммы представляет собой полез- ную индикаторную работу за цикл и обозначается Lz-. Если работу расширения обозначить L2, а работу сжатия Llt то полезная работа за цикл L>i — Ley . Площадь диаграммы, которая соответствует положительной работе Л2, можно заменить площадью равновеликого прямоуголь- ника с высотой /?2 и основанием Vhl а площадь отрицательной ра- боты сжатия — площадью прямоугольника с высотой рг и осно- ванием Vh. Площадь прямоугольника с высотой р2 — Pi — Pi и основанием Vh равна площади индикаторной диаграммы и выра- жает в определенном масштабе полезную работу за цикл. Среднее индикаторное давление pt — это условная величина, представляющая собой то среднее давление газов, которое, действуя на поршень в течение рабочего хода, произвело бы работу, равную работе за действительный цикл, т. е. Работа политропического процесса расширения по линии zb Ц = -^—ЛрУг-рьУь) * ИЛИ j __ P?V2 !у РъУ ь\ - «з-Ц ~ Ргуг)- Но РьУъ РгУг Ть Т2 ИЛИ РьУь^ Ть РгУ z Р z \У b) а так как по диаграмме Vz = Vc; Vb = V,,, то IVC\^-1 1 следовательно тг = ——r \ V al e 3 1 89
Таким образом, Произведя аналогичные преобразования для политропического процесса сжатия, найдем выражение отрицательной работы . РсУс Л______ 1 «1—Ц e"*-1/ Подставляя найденные значения и Л2 в формулу полезной работы цикла, получим 1 \ РсУс Л _ 1 ____1 « 1 1 п. 1/ — 1 1 Определим среднее индикаторное давление, зная, что Vh = Vc (е — 1): ( 1_____L_ i_________L_\ Li __ Pc ]Pz z’12 1 e”1 1 Vh 8 — 1 \pc ’ Z?2—l nY — 1 / ' Действительное среднее индикаторное давление где ср, — коэффициент полноты индикаторной диаграммы, учиты- вающий скругление диаграммы вблизи точек z и b и принимаемый равным 0,92—0,97. Зная среднее индикаторное давление, рабочий объем двигателя и число оборотов, можно определить индикаторную мощность дви- гателя, т. е. его мощность без учета потерь на трение в самом дви- гателе. Работа за один цикл равна = piVh кг • см/цикл. В течение минуты в четырехтактном двигателе совершается у циклов. Таким образом, индикаторная работа двигателя, отне- сенная к 1 мин, Ц = piVh~ кГ • см/мин = ' v кГ - м/мин. £ 1VV Относя работу к одной секунде и выражая ее в лошадиных силах (1 л. с. = 75 кГ •м/сек), получаем формулу индикаторной мощности четырехтактного двигателя _ Pi^h" __ PiVh" 1 “ 100 • 2 • 75 • 60 - 900 000 90
Для двухтактного двигателя, у которого число рабочих цик- лов в минуту равно числу оборотов п, индикаторная мощность дг _PiVh^ Л Ni~~ 450000 С. В формулах для определения мощности Nt величины рабочего объема цилиндра даны в см3. § 45. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ Тепловой расчет проводят для построения индикаторной диа- граммы проектируемого или уже существующего двигателя. В по- следнем случае тепловой расчет является проверочным. Индикаторная диаграмма позволяет определить давление газов в цилиндре при любом положении деталей кривошипно-шатунного механизма, что необходимо для расчета деталей двигателя на проч- ность. Кроме того, индикаторная диаграмма дает возможность определить мощность и экономичность двигателя или по заданной мощности и числу оборотов найти рабочий объем. Необходимо отметить, что точность теплового расчета в большой степени зависит от правильности выбора исходных данных, которые определяются экспериментально. Эти данные выбирают по резуль- татам испытаний двигателей, сходных по своей характеристике со вновь проектируемым двигателем. Естественно, что выбор этих параметров представляет большие трудности, и результаты тепло- вого расчета могут являться лишь приблизительными. Для построения индикаторной диаграммы задаются: — степенью сжатия в; — числом оборотов коленчатого вала /г; — давлением ра начала сжатия, равным 0,9—1 кПсм2\ — показателем политропы сжатия nx\ — показателем политропы расширения /г2- Линию сжатия строят по нескольким точкам (например, по десяти); при этом давление р сжатия в любой точке определяют по формуле P = Pa\jr) , где V — текущий объем (рис. 46). Задаются рядом значений отношения -у и вычисляют для каждого значения давление р (например, можно задаваться следую- Va 10 10 10 10 10 10 10 10 10\ ЩИМИ значениями у; -6~; Последней точкой для значения у берем отношение у, равное степени сжатия е. 91
По полученным значениям р строят линию сжатия в координатах у и р кПсм*. Последняя точка линии сжатия, для которой отношение равно степени сжатия, показывает давление рс в конце сжатия. Рис. 46. Индикаторная диаграмма двигателя М-62 (расчетная) Зная по эмпирической формуле давление р'2 = 4рс, определяем давление конца сгорания, а затем давление конца расширения по формуле= 8 Линию расширения удобно строить также по десяти точкам. Давление расширяющихся продуктов сгорания в данной точке Р = Рь[у-) • Построенная таким образом диаграмма является теоретической. Для приближения к действительной диаграмму скругляют. Дей- ствительное давление конца сгорания pz = p'zkz, где kz — коэффи- циент снижения давления вспышки, равный 0,85. Линия сжатия, начиная от точки с', соответствующей углу опе- режения зажигания, проводится круче до точки с", лежащей на 5—10 кПсм2 выше точки с. Площадь скругленной индикаторной диаграммы представляет собой работу за один цикл. Пример. Приведем примерный тепловой расчет двигателя мотоцикла М-62. Данные для расчета: степень сжатия е == 6,35; число оборотов п = 5250 в минуту; давление начала сжатия ра — 0,9 кПсм?, показатель политропы сжатия = К
nt — 1,39; показатель политропы расширения п2 — 1,2; рабочий объем цилиндра Vh = 325 сл13. Определим текущее давление сжатия для = у = 2: р = ра = 0,9 • 2ьзо; 1g 2Е39= 1,39 1g 2 = 1,39-0,301 = 0,4?8; р = 262-0,9= 2,36кГ/см2. / у \ 1,39 Значения ) подсчитаны и приведены ниже в таблице. Для удобства построения диаграммы в координатах р — V определяем объем Уа соответственно выбранным значениям отношения ~ : J0. _1(L 10 10 10 ю 10 10 10 в=~6,35 V 10 9 8 7 6 5 4 3 2 Va V 1,000 1,111 1,250 1,429 1,666 2,000 2,500 3,333 5,000 6,35 У в смл 385,8 347,5 308,5 270 231,5 192,8 154,2 115,8 77,0 60,7 1,000 1,155 1,363 1,643 2,020 2,620 3,570 5,310 9,350 14,100 \ ' / р в кГ/см2 0,900 1,040 1,227 1,480 1,820 2,360 3,215 4,780 8,410 12,700 Va=Vh + Vc-, Ус=-Д- = Д?. = 60,7 см»; 8 — 1 0,00 ’ Va --= 325 + 60,7 = 385,7 см2; рс --= 12,7 кГ [см2. Определим давления р2 и рь: p'z = 4рс = 4 • 12,7 = 50,8 кГ/см2; рь = = 5 53 кПсм*. ъп* 6,35'а тт .. , 1Уа\п2/ Найдем текущее давление расширения по формуле р = pb I (результаты сведены в таблицу, приведенную ниже). Va_ V _Ю 10 10 9 10 "8 _1_0 7 10 пг 10 5 10 4 10 3 10 2 е=6,35 \ V / 1,000 1,135 1,305 1,536 1,845 2,290 3,000 4,250 6,890 9,180 \ v ! р в кГ/см2 5,53 6,27 7,21 8,48 10,40 12,68 16,60 23,50 38,10 50,80 Пользуясь таблицами, строим теоретическую диаграмму (рис. 46), скругляем ее и, замерив заштрихованную площадь диаграммы при помощи планиметра или миллиметровой сетки, определяем в выбранном масштабе работу, произведенную за цикл. 93
Для этого можно использовать следующие масштабы: 1 кПсм2 соответ- ствует 0,3 см; 1 см2 — 0,05 см\ 1 кГ-см — 0,015 си2 или 1 см2 соответствует 66,7 кГ*см. Площадь диаграммы равна 54 см2\ следовательно, работа L = F • 66,7 = 54 • 66,7 = 3602 кГ • см. Разделив работу, выполненную за цикл, на рабочий объем Vh одного цилиндра, равный 325 сдс2, получим среднее индикаторное давление р, = ^=5^н,05 кГ1см2- V fl «jZU ----------г 1 Для проверки определим индикаторное давление по формуле / 1 1 . 1 \ „• Pc I Рг_____________ ₽/ е — 1 \рс па — 1 _ 12,7/50,8 1 - 6Д> ' 0,2 Ь ~ 5,35 \ 12,7‘ 0,2 en‘ 11 _ «1 — 1 si'И,,, г, , 0,39 / ~ ,3 кГ'СМ ' Действительное среднее индикаторное давление определим также по формуле: р. __ pfyi = 11,3 • 0,97 = 10,95 кГ!см*. Результаты, полученные двумя методами расчета, достаточно близки. § 46. ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ, МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ И ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ДВИГАТЕЛЯ Часть индикаторной мощности затрачивается на привод в дей- ствие вспомогательных механизмов двигателя, на трение деталей кривошипно-шатунного механизма, а также на насосные потери, т. е. на очистку и наполнение цилиндра. Мощность N,nPi соответствующая всем механическим потерям в двигателе, называется мощностью механических потерь. Мощность, получаемая на коленчатом валу двигателя и исполь- зуемая для преодоления трения в силовой передаче и для преодо- ления всех видов сопротивления движению мотоцикла, называется эффективной мощностью Ne. Из изложенного выше получаем Отношение эффективной мощности к индикаторной называется механическим коэффициентом полезного действия (к. п. д.): 94
Механический к. п. д. характеризует потерю мощности в дви- гателе. Значение двигателя М-62 в зависимости от числа оборотов дано на рис. 47. Трение поршневых колец . . . . Трение поршней............... В подшипнике шатуна.......... В распределительном механизме В приводе магнето ........... В масляном насосе............ В коренных подшипниках и от тор- можения маховиков маслом . . Испытания четырехтактного дви- гателя гоночного мотоцикла с рабочим объемом 125 см3 показали, что меха- нические потери (в %) в двигателе распределяются следующим образом: Насосные потери..................15,8 13,2 36,7 6,6 11,2 4 3,3 9,2 100 Рис. 47. Механический к. п. д. двига- теля М-62 По аналогии со средним индикаторным давлением можно пред- ставить себе условное постоянное давление в цилиндрах двигателя, при котором работа, совершенная за один рабочий ход, равнялась бы эффективной работе двигателя. Эта величина называется сред- ним эффективным давлением ре. Зависимость между ре и Nt такая же, как и между р, и Л/,-. Для четырехтактного двигателя дг _ л с . е эооооо ’ для двухтактного двигателя N РеУцп iNe 450 000 7' ' Из определений, которые даны выше, получаем, что п = — u Pi • Преобразуя формулы эффективной мощности, найдем рабочий объем: для четырехтактного двигателя т/ ЭОООООА^ .» для двухтактного двигателя 450000Л^ Vh —--------- п См3* РеП Рабочий объем двигателя Vk IlD2Siq 4 95
где D — диаметр цилиндра в см\ S — ход поршня в см; iti — число цилиндров двигателя. Диаметр цилиндров D и ход поршня S являются основными размерами двигателя, с определения которых для заданной мощ- ности Ne начинают конструировать двигатель. Для расчетов задаются следующими величинами: — числом оборотов п в минуту при заданной мощности Ne в за- висимости от условий работы двигателя по аналогии с существую- щими двигателями данного типа; — механическим к. п. д. двигателя (в среднем можно принять П.и - 0,8); — отношением jj, которое для современных двигателей колеб- лется от 0,84 до 1,15; у двигателей с коротким ходом, т. е. с ходом, меныпим единицы, скорость поршня при том же числе оборотов ниже, чем у двигателей с длинным ходом поршня; двигатели с корот- ким ходом допускают увеличение числа оборотов при той же ско- рости поршня; кроме того, больший диаметр цилиндра позволяет увеличить диаметр клапанов и наполнение. В двигателях с гори- зонтальными противолежащими цилиндрами стремятся уменьшить отношение , чтобы уменьшить ширину двигателя; — числом цилиндров iti. После этого на основании теплового расчета определяют среднее индикаторное давление pt; среднее эффективное давление ре находят по формуле ре = pi 1] и. По полученным значениям рс, Ne и п определяют рабочий объем двигателя. 5 Зная Vh и отношение находят диаметр цилиндра D и ход поршня S. Величины среднего эффективного давления современных мото- циклетных двигателей приведены ниже. Двигатели мотоциклов р£ в кГ/см2 Дорожных: двухтактные.................................................... 5—6 четырехтактные................................................ 7,5—9 Гоночных: четырехтактные............................................. 10,5—12 двухтактные................................................... 7,5—9 § 47. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ Основными величинами для оценки работы двигателя являются эффективная мощность число оборотов п коленчатого вала в минуту, крутящий момент М двигателя и удельный расход gc 96
топлива. Зависимость между мощностью и крутящим моментом выражается формулой # М = 716,2— кГ-м. п Удельный расход топлива представляет собой часовой расход топлива, деленный на эффективную мощность: Gm • 1000 х §е = ~^-------- 2/(л. С. Ч) где Gm — часовой расход топлива в кг. Зависимость эффективной мощности, крутящего момента, сред- него эффективного давления и расхода топлива от числа оборотов .коленчатого вала двигателя при любом неизменном поло- жении дроссельного золотни- ка карбюратора называется скоростной характеристикой двигателя. Скоростную ха- рактеристику при полном открытии дроссельного золот- ника часто называют внеш- ней характеристикой. Ско- ростные характеристики при любом частичном открытии дроссельного золотника назы- вают частичными скоростны- ми характеристиками. Как видно из рис. 48, среднее эффективное давле- Рис. 48. Внешняя характеристика двига- теля ние ре, от которого зависит мощность двигателя, при ма- лом числе оборотов невелико; затем, по мере увеличения числа оборотов, оно возрастает, дости- гая своего максимального значения при числе оборотов а затем начинает уменьшаться. Кривая ре является одновременно кривой крутящего момента М в другом масштабе, так как ре и М прямо пропорциональны. Вид кривой ре обусловливает форму кривой эффективной мощ- ности Ne, которая вначале круто поднимается, затем по мере увели- чения числа оборотов растет все медленнее, достигает своего макси- мального значения при пм и, наконец, начинает идти вниз. Важными точками скоростной характеристики являются: nmin — минимальное число оборотов, при котором двигатель может рабо- тать при полностью открытом дроссельном золотнике; тах — число оборотов, соответствующее максимальному сред- нему эффективному давлению и крутящему моменту; nNe шах — число оборотов, соответствующее максимальной мощности. 4 Иваницкий и др. 97
Форма внешней характеристики зависит от сечения и формы впускного канала, диаметра диффузора карбюратора, размеров сечения и подъема клапанов, фаз газораспределения, степени сжа- тия, а также от длины впускной и выпускной систем, т. е. от тех факторов, от которых зависит коэффициент наполнения при различ- ных числах оборотов; кроме того, форма внешней характеристики зависит от состава рабочей смеси и угла опережения зажигания. По форме внешней характеристики двигатели разделяют на фор- сированные и нефорсированные. К форсированным относятся дви- Рис. 49. Внешние характеристики двигателей мотоциклов: / — крутящий момент двигателя дорож- ного мотоцикла; 2 —- то же, двигателя гоночного мотоцикла; 3 — мощность двигателя дорожного мотоцикла; 4 — то же, двигателя гоночного мотоцикла гатели, которые имеют большие проходные сечения впускной си- стемы и широкие фазы газораспре- деления, что уменьшает наполне- ние при работе двигателя на малых числах оборотов и увеличивает его на больших числах оборотов. Кривая ре (М) таких двигателей (рис. 49) достигает максимума при большом числе оборотов. Такую характеристику имеют двигатели гоночных мотоциклов. Двигатели с меньшей форсиров- кой (дорожные) обладают более высокими значениями величины ре и М па малых и средних числах оборотов, но меньшей максималь- ной мощностью и числом оборотов, соответствующим ей. Форма кривых ре и М дорожно- го мотоцикла показывает лучшую приспособленность его к изменяю- щимся нагрузкам, так как при увеличении нагрузки и снижении числа оборотов крутящий момент такого двигателя не умень- шается, а увеличивается, что позволяет двигаться, не переключая передачи. Зависимость мощности и удельного расхода топлива от регули- ровки карбюратора, т. е. от часового расхода топлива при постоян- ных числах оборотов и положении дроссельного золотника, назы- вается регулировочной характеристикой двигателя. Эта характеристика (рис. 50, а) позволяет определить наивыгод- нейшую регулировку карбюратора. Регулировочной характери- стикой называют также зависимость мощности и удельного расхода от угла опережения зажигания. На регулировочной характеристике имеется две характерные точки: наименьшего удельного расхода топлива, соответствующая экономическому составу смеси (а == = 1,10 1,15), и точка, соответствующая наибольшей мощности, 98
которую получают при несколько обогащенной смеси, когда коэф- фициент избытка воздуха меньше единицы (a < 1). Зависимость расхода топлива от эффективной мощности (или от ре) при неизменном числе оборотов и переменном положении дрос- Рис. 50. Характеристики двигателя: а — регулировочная; б — нагрузочная; gecp = 378 е/(л, с. ч)\ 6гпср~1*№ кг/ч сельного золотника называется нагрузочной характеристикой. Эта характеристика позволяет оценить работу двигателя при частичных нагрузках (рис. 50, б). § 48. ИСПЫТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ Наиболее важные испытания мотоциклетных двигателей — это испытания для определения их мощности, экономичности и износо- устойчивости. Мощность двигателей определяют на тормозных стендах. В на- стоящее время применяют электрические, электромагнитные и гидравлические тормозные стенды. Электрический тормозной стенд состоит из электрогенератора, соединительной муфты, пульта управления, весов, фундаментной плиты и подставки для испытываемого двигателя. Электрогенера- тор может работать как электродвигатель и как генератор. Статор машины установлен на двух шарикоподшипниках, расположенных в стойках. На статоре укреплен рычаг, опирающийся на весы. Для пуска испытуемого двигателя электрогенератор включают как электродвигатель от общей сети переменного тока. Якорь ма- шины вращает через муфту коленчатый вал двигателя. 4* 99
Вращающийся якорь электрогенератора испытывает сопротив- ление со стороны статора, которое зависит от величины включенной электрической нагрузки, а также сопротивления от трения в под- шипниках якоря. Якорь стремится увлечь за собой статор. Так как статор установлен на шарикоподшипниках, сопротивление которых поворачиванию статора ничтожно, то удерживает статор от враще- ния только реакция р, приложенная на конце рычага и определяе- мая с помощью весов. Момент силы р на плече длиной 716,2 мм равен крутящему моменту М двигателя. Записав показания весов, т. е. значение силы р, и определив при помощи тахометра или суммар- ного счетчика числа оборотов и секундомера число оборотов п якоря электрогенератора, мощность подсчитывают по формуле д, _ Мп р -716,2п _ рп 716,2 ~ 1000 • 716,2 — Тббб Л- С' Плечо тормоза выполнено длиной 716,2 мм для упрощения под- счетов. Ввиду того, что наполнение, а значит, и мощность двигателя зависят от давления и температуры окружающего воздуха, заме-’ ренные мощность, крутящий момент и среднее эффективное давле- ние следует привести к нормальным условиям, т. е. к давлению 760 мм рт. ст и к температуре 15° С. Коэффициент ан приведения к нормальным условиям подсчитывают по формуле 760 530+ /, а*~В, ‘ 545 ’ где Ва — барометрическое давление в мм рт. ст.-, te — температура окружающего воздуха в ’С. Приведенная мощность N епр — N taH, соответственно Репр = Реан и Мпр = Ман. Расход топлива определяют при помощи мерного сосуда и секундомера. Мерный сосуд представляет собой несколько стеклян- ных шаров, соединенных тонкими стеклянными трубками. На трубках нанесены деления, а объем каждого из шаров, заключен- ный между делениями, точно измерен. Сосуд при помощи трех- ходового крана может быть соединен с основным топливным баком или с карбюратором. После того как установлен режим работы двигателя, при котором нужно определить расход топлива, трехходовой кран переключают с основного бака на мерный сосуд. Уровень топлива в сосуде начи- нает понижаться. Когда уровень топлива достигает верхнего деле- ния, включают секундомер; при достижении топливом нижнего деления секундомер выключают. 100
Секундомер показывает время, за которое двигатель израсхо- довал топливо, заключенное в одном из шаров. Затем двигатель переводят на работу от основного топливного бака. Часовой расход топлива Gm = 3,6^у2 кг/ч, где V — объем мерного сосуда в см3; ут — ПЛОТНОСТЬ ТОПЛИВЭ В г/сМ3\ t — время, за которое было израсходовано топливо, в сек. Удельный расход топлива ge = ^l0~3 г/(л. с. ч). При испытаниях определяют также коэффициент избытка воз- духа, температуру отработавших газов и другие параметры — в за- висимости от того, какая цель поставлена перед испытанием. Для определения срока службы двигатель испытывают продол- жительное время на различных режимах, которые соответствуют естественным условиям эксплуатации. С помощью испытаний определяют надежность работы двигателя и износоустойчивость его деталей и механизмов. Кроме того, часто находят внутренние потери или механический к. п. д. двигателя путем определения мощности, затрачиваемой на трение и насосные потери.
Глава IX КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ Существует несколько типов кривошипно-шатунных механиз- мов. Наиболее распространен аксиальный (простой) кривошипно- шатунный механизм, у которого оси цилиндра и коленчатого вала пересекаются. Довольно часто в двухтактных мотоциклетных дви- гателях применяется дезаксиальный (смещенный) кривошипно- шатунный механизм, в котором ось цилиндра не пересекает ось коленчатого вала или поршневой палец смещен от диаметральной плоскости цилиндра. Значительно реже, обычно в двухтактных двигателях, кривошипно-шатунные механизмы выполняют с при- цепным или двойным вильчатым шатуном. § 49. КИНЕМАТИКА ПРОСТОГО КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА На рис. 51 дана схема кривошипно-шатунного механизма. Определим ход поршня по формуле «S = L,iu Rxp — R.xp cos оск* — cos p, где aK — угол поворота кривошипа; LIU — длина шатуна; — радиус кривошипа; + RKP — расстояние от оси поршневого пальца до оси колен- чатого вала, когда поршень находится в в. м. т.; Р — угол между осями шатуна и цилиндра. Преобразуя выражение, получим S = RKД1 + - (cos ак + cos . L ^кр \ пкр J Для облегчения дальнейших рассуждений введем величину А _ R*P Эта величина характеризует соотношение конструктивных раз- меров деталей кривошипно-шатунного механизма. Для современ- 102
ных мотоциклетных двигателей величина X находится в пределах А. Большее значение относится к двигателям, при проекти- ровании которых стремились сократить габаритные размеры, на- пример в двигателях с горизонтальными про- тиволежащими цилиндрами, расположенны- ми перпендикулярно продольной оси мото- цикла, для того чтобы уменьшить ширину мотоцикла. С введением X выражение хода поршня принимает вид S = 1 +y-(cosaK + y cos р). Чтобы в этом выражении избавиться от функций угла р, напишем следующее равен- ство (рис. 51): Lu, sin р = sinaA., откуда sin Р = X sinaK. и cos р = V1 — sin2 Р = ____________ j_ = V 1 - X2sin2aK = (l - X2 sin2aj2. Рис. 51. Схема просто- го кривошипно-шатун- ного механизма Это выражение можно разложить в ряд по биному Ньютона: cos р = 1 - ~ № sin2 aA. - 274 х4 sin4 ак - AAg Xе sin6 ак ... Ввиду того, что значения членов этого ряда порядка выше второго очень малы, можно с достаточной для практики точностью их отбросить и тогда cos Р = 1 X2 sin2 а*. После подстановки и преобразований S = RKp [ 1 + А - (cos ак + A cos 2aK)] = RKpAK. Для подсчета величины перемещения поршня в зависимости от угла поворота кривошипа пользуются таблицей (см. табл. 7), в кото- рой приведены значения коэффициента Ак через каждые 10° угла поворота кривошипа при различных значениях %. Анализируя последнюю формулу, видим, что в в. м. т., когда ак = 0, S = 0. В н. м. т. — 180°, S = 2RKp, так как cos 180° == При повороте коленчатого вала на 90° «=М +7-1)]=(i+j), 103
Величины Ак для определения перемещения поршня от верхней мертвой точки Таблица 7 <4 X ак 1 3.2 1 3.4 1 3.6 1 3.8 1 4.0 1 4.2 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 0,283 320 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 0,589 300 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 0,942 280 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 НО 1,480 1,472 1,465 1,458 1,452 1,447 250 120 1,617 1,610 1,604 1,599 1,594 1,589 240 130 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 1,989 1,989 1,989 1,989 1,988 190 180 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000 180 Рис. 52. Графическое определе- ние перемещения поршня т. е. поршень проходит больше половины своего пути на величину А —возрастающую с увеличением л; следовательно, при данном радиусе кривошипа путь поршня в первой четверти поворота коленча- того вала тем больше, чем короче шатун. На практике часто пользуются графическим методом построения кри- вой перемещения поршня по способу Брикса. Для этой цели проводят окружность радиуса RKp (рис. 52). Из точки Oj, смещенной относительно центра окружности на величину R3 , отложенную в том же масштабе, что и RKpt проводят луч 0гАк под углом ак. Проекция точки А пере- сечения луча с окружностью на линию мертвых точек дает иско- мое положение поршня (точка В). 104
Для определения скорости поршня и возмем производную по времени от выражения хода поршня vn = == £ = ^кр^к (S*n ак + у sin = Вк®к^кр । где — 1/сек- угловая скорость вращения кривошипа. Таблица 8 Величины Вк для определения скорости поршня ак Знак X Знак I 3,2 1 3.4 1 3.6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 0 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 360 10 + 0,227 0,224 0,221 0,219 0,216 0,214 — 350 20 + 0,442 0,437 0,431 0,427 0,422 0,418 — 340 30 + 0,635 0,627 0,620 0,614 0,608 0,608 330 40 + 0,797 0,788 0,780 0,772 0,766 0,760 — 320 50 + 0,920 0,911 0,903 0,896 0,889 0,883 310 60 + 1,001 0,993 0,986 0,980 0,974 0,969 — 300 70 + 1,040 1,034 1,029 1,024 1,020 1,016 — 290 80 + 1,038 1,035 1,032 1,030 1,028 1,026 — 280 90 + 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 —- 270 100 + 0,931 0,934 0,937 0,940 0,942 0,944 — 260 НО + 0,839 0,845 0,850 0,855 0,859 0,862 — 250 120 + 0,731 0,739 0,746 0,752 0,758 0,763 240 130 + 0,612 0,621 0,629 0,636 0,643 0,649 — 230 140 + 0,489 0,489 0,506 0,513 0,520 0,526 — 220 150 + 0,365 0,373 0,380 0,386 0,392 0,397 — 210 160 + 0,242 0,247 0,253 0,257 0,262 0,266 — 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 В табл. 8 приведены значения коэффициента Вк для различных положений кривошипа: Вк — sin ol, + ~ sin 2a„. Наибольшую скорость поршень имеет не при угле поворота кривошипа, равном 90°, а при угле, несколько меньшем 90°. Средняя скорость поршня 2Sn Sn . v’>cp=a~QQ~=s^Q м/сек. Максимальную скорость поршня современных мотоциклетных двигателей можно определить из выражения Vn max = (1 >6 1,65) Vcp. Ускорение поршня определяют по формуле in = RKp<ti (cos <zK + К cos 2ак) = RKp<riCn. 105
Для определения коэффициента С„ при различных значениях ак и X пользуются таблицей (см. табл. 9). Таблица 9 Величины Сп для определения ускорения поршня (Сп = cos ак 4- cos 2аЛ) <4 Знак Знак 1 3,2 1 3,4' 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,Т 0 + 1,312 1,294 1,278 1,263 1,250 1,233 + 360 10 4- 1,278 1,261 1,246 1,232 1,220 1,208 + 350 20 4- 1,179 1,165 1,152 1,141 1,131 1,122 + 340 30 4- 1,022 1,013 1,005 0,998 0,991 0,985 + 330 40 4- 0,820 0,817 0,814 0,812 0,809 0,807 + 320 50 4- 0,588 0,592 0,594 0,597 0,599 0,601 + 310 60 4- 0,344 0,353 0,361 0,368 0,375 0,381 + 300 70 4- 0,103 0,117 0,129 0,140 0,150 0,160 + 290 80 0,120 0,103 0,087 0,074 0,061 0,050 280 90 — 0,312 0,294 0,278 0,263 0,250 0,238 — 270 100 — 0,467 0,450 0,435 0,421 0,409 0,397 — 260 ПО — 0,581 0,567 0,555 0,544 0,533 0,524 — 250 120 — 0,656 0,647 0,639 0,632 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 0,737 0,750 0,761 — 190 180 — 0,687 0,706 0,722 0,737 0,750 0,762 — 180 Во всех приведенных формулах углы ак и перемещения поршня отсчитывают от в. м. т. Скорость и ускорение поршня положительны, если направлены к оси коленчатого вала. Для определения максимального и минимального значений ускорения поршня надо производную от выражения jn приравнять нулю: (sin ак 4- 2Х sin 2а J = 0, откуда sin a„ 4- 2Х sin 2aK = sin a.. 4- 4X sin aK cos a.. = Л ' rV /V Л /V = sin aK (1 4- 4X cos aK) = 0. Последнее выражение может быть верным или при sin aK = 0, или если 1 4- 4Х cos aA. = 0. Если Х< то второе уравнение не имеет решения, и ускорение будет иметь только два экстремальных значения при ак = Ойо, = 180°, т. е. в верхней и нижней мертвых точках: !'п.в.м.т = ^кр^^+^> 106
В случаях, когда Х> —, имеется еще одно экстремальное зна- di / 1 \ чение выражения ^--при ак = arccos j: /X = RKpa>l (cos ак + х cos 2ак) = RKpa>sK [cos ак + % (2 cos2aK - 1)] = — ~ + 8х) • Это ускорение — минимальное, т. е. наибольшее по абсолютной величине отрицательное значение ускорения поршня. Для графического построения ускорений поршня по способу Толле (рис. 53) на горизонтальной оси откладывают отрезок АВ, С представляющий ход поршня в соответствующем масштабе. Че- рез точки А нВ проводят перпен- D F 5 * 3 Рис. 53. Графическое определение ус- корения поршня б дикуляры АС и BD, на которых откладывают ускорения, соответст- вующие ускорениям в нижней и верхней мертвых точках поршня: XC^/oiUl+b); BC = -RKP<rt(J-K). Точки С и D соединяют прямой линией. Из точки Е пересечения прямых АВ и CD опускают перпендикуляр, на котором отклады- вают в том же масштабе, который был выбран для ускорений, отре- зок EF = Точку F соединяют прямыми линиями с точ- ками С и D, затем делят отрезки CF и DF на равное число частей и соединяют соответствующие деления прямыми. Общая касательная кривая к этим прямым соответствует ускоре- ниям поршня. На рис. 54 показаны кривые изменения пути, скорости и ускоре- ния поршня в зависимости от угла поворота кривошипа, построен- ные с использованием таблиц. 107
§ 50. КИНЕМАТИКА СМЕЩЕННОГО КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА У смещенного или дезаксиального кривошипно-шатунного меха- низма плоскость прямолинейного движения поршневого пальца не В.н.т. пересекает ось коленчатого вала, а смещена на некоторую величину апп (рис. 55). Это происходит в случае смещения оси порш- невого пальца с диаметральной плоскости цилиндра. Относительное смещение kn — = апп RKp На двигателе ИЖ «Планета» ось цилиндра сме- щена с оси коленчатого вала на 5 ж при радиусе кривошипа RKp = 42,5 мм *» = 45Г6=°-П8- На двигателе мотоцикла MZ-175 ось поршне- вого пальца смещена с диаметральной плоскости цилиндра на 1,5 мм, а величина kn соответственно равна 0,046. Рис. 55. Схема смещенного кривошипно-шатунного механизма Смещенный кривошипно-шатунный механизм применяется с целью уменьшения бокового давления поршня. Для смещенного кривошипно-шатунного механизма: перемещение поршня 5 = RKp [(1 - cos aj + (1 - cos 2aK) - knK sin a J; скорость поршня Vn = RKp(nK (sin aK + sin 2aK - knK cos aw); ускорение поршня In = RKp<rt (COS aK + X cos 2aK + A„X sin aK). Ввиду того, что добавочные члены knK sin ак и knK cos ак прак- тически малы, часто пренебрегают разницей в кинематике простого и смещенного кривошипных механизмов. § 51. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННЫХ ДВИЖУЩИХСЯ МАСС КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА И СИЛ ИНЕРЦИИ Поршень движется возвратно-поступательно вдоль оси цилиндра вместе со связанными с ним деталями: компрессионными и масло- съемными кольцами, пальцем и стопорными кольцами. Масса всех этих деталей тп движется с ускорением /я. 108
Шатун совершает сложное движение, при котором малая головка движется с ускорением jn вдоль оси цилиндра, а тело шатуна (стер- жень) вращается относительно оси малой головки. Точное определение направления и величины сил инерции шатуна представляет значительную сложность, поэтому принято считать, что шатун имеет два самостоя- тельных движения (рис. 56): — поступательное движение массы гпш1 = тш -1 вдоль оси цилиндра; — вращательное движение cii массы гпш2=тш ~ вокруг оси кривошипа. При предварительных расче- тах двигателя предполагают, что 1 2 3 > а 2 3 • Рис. 56. Схема определения приведен- ных масс шатуна Вращательное движение вокруг оси кривошипа совершают также детали подшипника большой головки шатуна: ролики, сепа- ратор или вкладыши тпш. Таким образом, все детали кривошипно-шатунного механизма можно рассматривать как две массы: — mj — масса частей, движущихся возвратно-поступательно вдоль цилиндра: , 1 — тс — масса частей, вращающихся вокруг оси кривошипа: 2 тш + тпш. В соответствии с распределением масс в кривошипно-шатунном механизме действуют две силы инерции: сила инерции возвратно-поступательно движущихся частей, направленная вдоль оси цилиндра, Pj = — rrijjn = — mjRKp^K (cos ак + X cos 2aJ; центробежная сила, направленная по радиусу кривошипа, Pc = mcRKrfi>k. При сложении положительными считают силы, направленные к оси коленчатого вала. 109
§ 52. ДИНАМИКА ПРОСТОГО КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА На рис. 57 показаны силы, действующие на детали простого кривошипно-шатунного механизма одноцилиндрового двигателя. На внутреннюю поверхность камеры сжатия действует сила, на- правленная вверх: Da Такая же по величине сила Р1 действует на поршень в обратном направлении — вниз (здесь pi — давление газов; значение силы Рис. 57. Схема сил, дейст- вующих в простом криво- шипно-шатунном механизме известно из индикаторной диаграммы). На поршневой палец (рис. 57) дей- ствует алгебраическая сумма сил: РХ^Р\ + Р^ где Pi — сила давления газов на пор- шень; Р j — сила инерции возвратно-по- ступательно движущихся ча- стей. Силу Рх можно разложить на две составляющие: силу Рш, направленную вдоль оси шатуна, и силу перпенди- кулярную оси цилиндра. Сила р- = -Ц- ш cosf}v’ где р.г — угол наклона шатуна в данный момент. Так называемая нормальная или бо- ковая сила давления поршня на стенки цилиндра N = PX^X. Для определения tg рл. при различных значениях ак и X поль- зуются таблицей (см. табл. 10). Перенеся силу Рш в центр кривошипного пальца и разложив ее по двум направлениям вдоль кривошипа и перпендикулярно ему, получим силу Z, называемую нормальной, и силу Т — касательную или тангенциальную. Зависимость между силами Рш, Т и Z: Z = Рш cos (ак 4- p.v); Г = Рш sin (аА. 4- РД; подставляя значение Рш, получим Z — p cos + М т = Р sin х cos рА. ’ * cos 0Д. ПО
Таблица 10 Величины tg рЛ. для различных значений X и ai Знак Знак 1 *3.2’ 1 3.4 L 3.6 1 *з.< 1 4,0 1 4,2 0 + 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 360 10 + 0,054 0,051 0,048 0,046 0,043 0,041 350 20 + 0,107 0,101 0,095 0,090 0,086 0,082 — 340 30 4- 0,158 0,149 0,140 0,133 0,126 0,120 — 330 40 - 0,205 0,192 0,182 0.172 0,163 0,155 — 320 50 0,246 0,231 0,218 0,206 0,195 0,186 — 310 60 0,281 0,263 0,248 0,234 0,222 0,211 — 300 70 0,307 0,288 0,270 0,255 0,242 0.230 — 290 80 0,323 0,303 0,284 0,268 0,254 0,241 — 280 90 0,328 0,308 0,289 0,273 0,258 0,245 — 270 100 0,323 0,303 0,284 0,268 0,254 0,241 — 260 НО 0,307 0,288 0,270 0,255 0,242 0,230 — 250 120 0,281 0,263 0,248 0,234 0,222 0,211 — 240 130 0,246 0,231 0,218 0,206 0,195 0,186 — 230 140 0,205 0,192 0,182 0,172 0,163 0,155 — 220 150 0,158 0,149 0,140 0,133 0,126 0,120 — 210 160 0,107 0,101 0,095 0.090 0,086 0,082 — 200 170 0,054 0,051 0,048 0.046 0,043 0,041 — 190 180 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 — 180 Л cos (ак + Р г) .. а Величины ----- п-- - для различных значении л и ак. cos Р v Знак к Знак «к 1 ~3?2 1 *3.4" JL 3.6 1 "зл J 4,0 1 4.2* 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 “h 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 0,317 300 70 + 0,053 0,072 0,088 0,102 0.115 0,126 290 80 0,145 0,124 0,106 0,091 0,076 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 0,682 240 130 — 0,832 0,820 0,810 0,800 0,792 0,785 230 140 — 0,898 0,890 0,883 0,876 0,871 0,865 220 150 — 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 - - 180 111
В табл. 11 и 12 приводятся значения коэффициентов — Р*} и — (ак Ф-"- — для различных значений ак и X. cos Pj£ cos Сила инерции возвратно-поступательно движущихся частей передается картеру двигателя. То же самое можно сказать и о цен- тробежной силе Рс- Таблица 12 о sin (ак 4- В J „ а Величины ---для различных значении л, и ак cos «к Знак К Знак <*к 1 3,2 1 3,4 1 3,6 1 3,8 1 4,0 1 4,2 0 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 360 10 0,227 0,224 0,221 0,219 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 0,800 0,790 0,782 0,774 0,768 0,761 — 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 НО 0,835 0,841 0,847 0,852 0,857 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 0,504 0,511 0,518 0,524 — 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 Кроме этих двух сил опоры двигателя должны воспринимать и реактивный момент MR, равный крутящему моменту двигателя М — TRKp. Силы Pj и Рс, действующие на опоры двигателя, могут быть частично или полностью уравновешены, реактивный же момент действует на опоры двигателя постоянно. Средняя величина реактивного момента AV» кГ-м. п Реактивный момент действует в направлении, обратном враще- нию коленчатого вала. Вернемся к формуле силы инерции возвратно-поступательно дви- жущихся масс. Первый член этого выражения называют силой инерции первого порядка, второй — силой инерции второго порядка. Существуют еще силы инерции четвертого, шестого и т. д. до /г-го порядка. 112
Однако члены уравнения, стоящие после второго, малы и ими пренебрегают. Как видно из формулы, сила инерции первого порядка достигает наибольшего или наименьшего значения только один раз за один оборот коленчатого вала, т. е. периодом изменения силы инерции первого порядка является полный оборот коленча- того вала (360°, или 2л рад). Периодом изменения сил инерции второго порядка является пол-оборота коленчатого вала (180° или л рад). Выявить силы и характер их изменения и является задачей динамического расчета двигателя. § 53. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ Силы от давления газов на поршень определяют из индикаторной диаграммы, построенной на основании теплового расчета двигателя (см. выше). Однако не всегда такой расчет проводится. Обычно дина- мическим расчетом пользуются для двигателя, основные параметры которого Vh, е, и пм определены с достаточной точностью по сравнительным данным. В этом случае можно непосредственно найти силы давления газов, действующие на поршень, построив индикаторную диаграмму. Определение сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма Pj = — m/jn кГ. Обычно принято эту силу относить к 1 см2 площади поршня. Это дает возможность сравнивать по динамической напряженности двигатели самых различных размеров и конструкций. Сила инерции, отнесенная к единице площади поршня, Pj — ~ (cos а« + cos 2ак) 4- кГ/см2\ S и г п где G„d4 — вес возвратно-поступательно движущихся частей криво- шипно-шатунного механизма; Fn — площадь поршня. При определении ускорений /„ поршня для подсчета сил инерции лучше всего пользоваться таблицей, как указано выше. В этом случае диаграмму удельных сил инерции pj строят в зависимости от угла ак, причем интервалы между принятыми значениями ак должны быть не больше 20°. Иногда используют графический метод для определения удельной силы pj, которую определяют в этом случае в зависимости от перемещения поршня, как это делалось при построении индикаторной диаграммы. Графический метод определения сил инерции целесообразно применять при числе цилиндров не более двух и равномерном чередовании вспышек. 113
Масштабы сил р; и перемещений выбирают такими же, как и для построения индикаторной диаграммы. Силы газов на индикаторной диаграмме показаны как функция хода поршня. Если силы инерции определялись в зависимости от угла поворота кривошипа, то прежде чем приступить к их сложению, диаграмму сил газов следует построить в той же системе координат. Для этого необходимо отложить на оси V индикаторной диаграммы углы ак поворота кривошипа. Давление, действующее на днище поршня, находят по формуле Pi=P~PK> где р — абсолютное давление на днище поршня в кПсмг (из индикаторной диаграммы); рк — давление в картере в кПсм2 (обычно принимают равным атмосферному). Полученные значения pt наносят на график (рис. 58). На эту же диаграмму наносят и кривую изменения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс. При сложении сила газов независимо от такта (сжатие и расши- рение) принимается положительной; соответственно с этим удель- ная сила инерции pj положительна при направлении к оси колен- чатого вала и отрицательна при обратном направлении. Складывать силы р^ и pj легче всего графически, пользуясь измерителем. Касательные Т и нормальные Z силы лучше определять анали- тически. Эти силы также принято относить к 1 см2 площади поршня. В этом случае их обозначают соответственно Т' и Z'. Графики сил Т', Z' (рис. 58) строят в том же масштабе, что и предыдущий график. Силу N' определяют по формуле N' = (pi + Pj) tgp,v. Суммарная сила, действующая на шатунную шейку, кш=Ут^ + (г' + р-сг. Пользуясь этой формулой, строят векторную диаграмму сил, действующих на шатунную шейку кривошипа (рис. 58, е), в сле- дующем порядке. Откладывают вверх от точки Д по вертикальной оси в масштабе, принятом для сил, центробежную силу Рс = — mcRKp^ кГ/см2. Через полученную точку О проводят горизонтальную линию, на которой откладывают значения силы Тг: вправо — положитель- ные, влево — отрицательные. От конца вектора, изображающего силу Т', в вертикальном направлении откладывают отрезки, со- ответствующие силе Z' для того же угла поворота коленчатого вала: отрицательные значения вверх, положительные — вниз. От- 114
Р жГ/w*__________ _________________________________-Z_____________ т'кГ/см 115
резок, соединяющий полученную точку В с точкой А, и является суммарной силой, действующей на шатунную шейку. Определив точку В для всех принятых значений ак и соединив их плавной кривой, получим векторную или полярную диаграмму сил Кш- График сил К'ш (рис. 58,д) представляет собой развернутую векторную диаграмму. Для ее построения откладывают отрезки АВ (рис. 58, г), соответствующие принятым углам поворота ак. Эту диаграмму строят, не учитывая направления действия силы К'ш'- для расчета шатунного подшипника важно определить макси- мальное и среднее значения Кш- Если двигатель имеет два и более цилиндров, строят диаграмму суммарной касательной силы, являющейся алгебраической суммой действующих одновременно на коленчатый вал касательных сил Т' от всех цилиндров. Для построения диаграммы (рис. 58, е) графи- чески складывают отрезки, соответствующие касательным силам, отстоящим одна от другой на угол, равный углу между вспышками. Например, при суммировании касательных сил двухцилиндрового четырехтактного двигателя с рядным расположением цилиндров этот угол равен 360°; для такого же двухтактного двигателя он равен 180°. График суммарной касательной силы в масштабе есть кривая изменения крутящего момента двигателя за цикл. Из этого следует, что среднее значение TcpRKpt]M соответствует среднему крутящему моменту двигателя „ MfP = 716,2 — кГ-м. ср п Графическое построение кривых можно рекомендовать только для учебной цели при динамическом расчете одно- и двухцилинд- ровых четырехтактных двигателей с равномерным чередованием рабочих ходов. Интервал для углов поворота коленчатого вала ак2 — ак1 при- нимают 10—20°; при необходимости на отдельных участках вводят дополнительные промежуточные значения ак, например в момент максимального давления вспышки ак = 370° при взятом интервале акг — ак1 — 20°. Можно рекомендовать для построения графиков следующие масштабы: для сил в четырехтактных двигателях 1 мм соответствует 0,2—0,25 кПсм 2; для двухтактных 1 мм соответствует 0,1 кПсм 2; для углов поворота коленчатого вала 5 мм соответствует 10°. § 54. РАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА ДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ МАХОВИКОВ Рассматривая график суммарных касательных сил (рис. 58, е), который в другом масштабе является и графиком мгновенных кру- тящих моментов, можно заметить, что крутящий момент за цикл не
постоянно изменяется в зависимости от угла поворота коленчатого вала. У одноцилиндрового четырехтактного двигателя за два оборота (720°) коленчатого вала крутящий момент один раз достигает ми- нимального значения (сжатие) и один раз — максимального (ра- бочий ход). У двухцилиндрового четырехтактного двигателя за этот период такое изменение произойдет два раза, у четырехцилиндрового, че- тырехтактного четыре раза и т. д. Полезная работа рабочего хода расходуется на увеличение угло- вой скорости а>к маховика, который в последующие такты за счет своей инерции продолжает вращать коленчатый вал, теряя при этом полученное приращение угловой скорости. Таким образом скорость коленчатого вала двигателя все время изменяется. Чтобы определить величину и характер изменения угловой скорости вращения коленчатого вала, используем уравнение живой силы для вращательного движения: ДМ (акз - ак,) = (©’g - со* г). Работа избыточного момента ДМ на участке ак2 — ак1 = Да вызывает изменение кинетической энергии маховика и связанных с ним подвижных деталей кривошипно-шатунного механизма: ^(®2К2-со2К1), где Jм — момент инерции маховика и связанных с ним де- талей кривошипно-шатунного механизма; сол:1 и о)*2 — мгновенные угловые скорости, соответствующие углам ак1 и ак2 поворота кривошипа. Минимальные и максимальные значения угловой скорости и кру- тящего момента коленчатого вала не совпадают по углу поворота и по времени. Преобразуя приведенные выше уравнения, получим ДМ(ак2 - аж1) = (со,, - ®к1) (сож3 + сок1). Подставляем в полученное выражение гл _______________________2 4~ 1 ® Ср § • Принимая, что и t2 — время, соответствующее углам поворота ак1 и ак2 коленчатого вала, и умножая числитель и знаменатель правой части на /2 — 4, а также имея в виду, что 117
получим AM f\-2 — Jm кв ' • Угловое ускорение коленчатого вала е,кв пропорционально приращенному крутящему моменту. Иными словами, график каса- тельных сил Т в соответствующем масштабе является и графиком угловых ускорений коленчатого вала. Рис. 59. Изменение угловых скоростей за два оОорота коленчатого вала четырехтактных двигателей: / — одноцилиндрового; Л — двухцилиндрового с параллельными цилиндрами и ко- ленами, расположенными под углом 180°; III — двухцилиндрового V-образного при V == 90®; IV — двухцилиндрового V-образного при у = 60°; V — двухцилиндрового с равномерным чередованием вспышек; VI — четырехцилиндрового. Для всех дви- гателей V^ — 750 см3, Nе — 22 л. с., п = 4600 об/мин, е, == 5,8; а — при п = 1200 об/мин’, б — при п = 4600 об/мин Преобразуя последнюю формулу, будем иметь ____________________________ЛЛ4 /! 1 \ °\'2 ®Kl — ~7 (^2 ^1)‘ J М Эта формула позволяет определить приращение угловой скорости за время поворота коленчатого вала на угол Да =0^.2 — Пользуясь формулой и графиком касательных сил, можно по- строить график изменения угловых скоростей (рис. 59), из кото- рого видно, что угловая скорость для разных двигателей и режимов работы изменяется по-разному. Для оценки двигателя с точки зрения изменения угловой ско- рости коленчатого вала определяют степень неравномерности хода g max min 118
Степень неравномерности хода зависит от частоты чередования вспышек, средней угловой скорости коленчатого вала, момента инерции маховика, величины приращений крутящего момента (который, в свою очередь, зависит от рабочего объема цилиндра и степени форсировки двигателя). Степень неравномерности хода можно определить также из вы- ражения 8H = Fe RKpF JMa>cp 180 ттГПак' где Fe — наибольшая положительная площадь, ограниченная кривой касательных сил Т и линией их среднего значения Тср (рис. 59, е); тт и —соответствующие масштабы касательных сил и углов поворота коленчатого вала. Пользуясь этой формулой, можно определить необходимый момент инерции маховика для получения заданной степени неравно- мерности хода. Следует отметить, что степень неравномерности хода очень влияет на комфортабельность, а иногда и на устойчивость мотоцикла. Так как степень неравномерности хода зависит от величины изме- нения крутящего момента, она характеризует также величину из- менения нагрузки на детали силовой передачи мотоцикла. Чтобы улучшить равномерность движения мотоцикла, а также выровнять нагрузки на детали силовой предачи, можно ввести в нее специальный упругий гаситель, уменьшающий неравномерность крутящего момента. Гаситель позволяет значительно уменьшить момент инерции маховика, а следовательно, его вес и размеры, поэтому установка гасителя весьма желательна. Однако при значительном уменьшении момента инерции махо- вика (или маховиков) ухудшается способность мотоцикла трогаться с места. Рассмотрим процесс трогания мотоцикла с места. После пуска двигателя шестерни коробки передач занимают ней- тральное положение, водитель выключает сцепление и влючает первую передачу. Затем, постепенно отпуская сцепление, вращает рукоятку, которая управляет дроссельным золотником, увеличивая наполнение цилиндров горючей смесью. Мотоцикл может начать двигаться, когда момент сцепления будет равен сумме моментов сопротивлений: трения в деталях силовой передачи и качению шин. Если трогание с места происходит на подъ- еме, то к сопротивлениям добавляется сопротивление подъема. В начале разгона мотоцикл движется с пробуксовывающим сцеплением, причем угловая скорость ведомых дисков увеличива- ется, а коленчатого вала уменьшается. Дальнейший разгон начина- ется с момента окончания пробуксовки сцепления, когда мотоцикл движется под действием избыточного крутящего момента двигателя. 119
В начале разгона инерция маховика оказывает положительное влияние, а затем уменьшает ускорение мотоцикла. Для увеличения ускорения мотоцикла (приемистости), что особенно важно для го- ночного мотоцикла, необходимо уменьшить момент инерции махо- вика. При расчете маховика на трогание с места считают, что во время трогания крутящий момент двигателя от сил газов целиком идет на преодоление моментов сопротивления трения и качения, а инерция мотоцикла преодолевается только за счет потери кинетической энергии вращающихся масс двигателя. Исходя из этого определим кинетическую энергию, затрачивае- мую на трогание мотоцикла с места и разгон его до скорости о, соответствующей минимальным устойчивым числам оборотов колен- чатого вала двигателя: , _ G т~ g ' 2- Моменты инерции колес не учитываются, так как они по сравне- нию с массой мотоцикла незначительны. Кинетическая энергия маховика, потерянная при уменьшении числа оборотов коленчатого вала с пх до пг (пх — число оборотов, соответствующее началу трогания): После преобразования J ™ M^g^Xi-^Y Минимальные устойчивые числа оборотов изменяются в значи- тельных пределах и зависят от степени сжатия, мощности, числа цилиндров и т. д. Для одно- и двухцилиндровых двигателей дорож- ных мотоциклов минимальные устойчивые числа оборотов колен- чатого вала находятся в пределах 1200—2000 в минуту, а для дви- гателей гоночных мотоциклов могут повышаться до 4000—5000 в минуту. Скорость движения мотоцикла на первой передаче, соответствую- щая минимальным устойчивым числам оборотов двигателя, v = 2ПГ^ м,!сек. ii 60 Подставляя значение v в формулу, окончательно получим или 120
Обычно для дорожных мотоциклов величина отношения ~ находится в пределах 1,5—2. Момент инерции маховика проще всего находить аналитически, как момент инерции диска где тд — масса диска; гд — радиус диска. Преобразуя это выражение, получим Jм = 10"10р^^ кГ -м- сек2, где dd — диаметр диска в см; Ьд — толщина диска в мм; рд — плотность материала диска в е!см 3. На рис. 60 показан маховик двигателя К-750. Его момент инер- ции определяется как разность моментов инерции дисков диаметрами 226, 215, 102 дм: Jm = io-ю . 7,8(22,64 • 40 — 21,54 • 21 — 10,24 — — 13) = 0,00045 кГ -м • сек2. § 55. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ Во время работы двигателя на него дейст- вуют: вес Gde двигателя; реактивный момент, возникающий в результате сопротивления движению мотоцикла и трения в силовой передаче, силы трения между движущимися частями двигателя; центробежная сила Рс вращающихся частей; сила инерции возврат- но-поступательно движущихся масс двигателя и давления Р, газов. Некоторые из этих сил вызывают пере- менную по величине и направлению нагрузку на опоры двигателя, в результате чего воз- никает вибрация всего мотоцикла или от- дельных его частей, например руля, подно- жек; иногда вибрация является причиной поломок рамы. Поэтому эти силы необходимо уравновесить. Двигатель считается уравновешенным, если при установившемся режиме работы на Рис. 60. Маховик дви- гателя К-750. его опоры действуют постоянные по величине и направлению силы. Поэтому при исследовании уравновешенности двигателя рассматри- вают только переменные силы, так как постоянные силы (например, вес двигателя 0д6) на уравновешенность двигателя не влияют. 121
Силы давления газов в цилиндре и сил!>1 трения уравновешивают- ся внутри двигателя и на опоры не передаются. Крутящий, а следовательно, и реактивный моменты двигателя, как было показано выше, непрерывно меняются. Обратный крутящему моменту двигателя реактивный момент, если считать, что колеса мотоцикла вращаются равномерно, опреде- ляют по формуле = Мсоп + J м гкв, где Мсоп — момент сопротивления; гкв—угловое ускорение коленчатого вала. Второй член формулы, равный моменту касательных сил инерции всех вращающихся масс двигателя, непрерывно изменяясь, может вызвать вибрацию двигателя. Первый член также непостоянен. Сила инерции мотоцикла и колес препятствует возникновению угло- вых ускорений коленчатого вала, и поэтому момент сопротивления возрастает с увеличением касательной силы, и наоборот. Уменьшить колебания величины Мсоп можно с помощью уста- новки в силовую передачу упругого элемента (гасителя). Однако главной причиной неуравновешенности являются силы инерции вращающихся и возвратно-поступательно движущихся частей. Эти силы пропорциональны квадрату числа оборотов и могут достигать значительной величины. Сначала рассмотрим уравновешивание центробежных сил экс- центрично расположенных вращающихся масс кривошипов, т. е. масс, центр тяжести которых не находится на оси вращения. Урав^ новешенность вращающихся масс может быть статической и динами- ческой. Статически уравновешенной называется такая система, центр тяжести которой лежит на оси вращения. Однако уравнове- шенная таким образом система не исключает при ее вращении дей- ствия сил на опоры; следовательно, вращающиеся массы следует уравновешивать и динамически. На рис. 61,а изображены две равные по величине массы, находя- щиеся на расстоянии руп от оси вращения (у — у) и лежащие в од- ной плоскости. Центр тяжести этой системы находится на оси вра- щения, т. е. система статически уравновешена. При вращении вала возникают центробежные силы, образующие пару сил с момен- том От действия пары сил на'опорах появляются дополнительные реакции r-v /И о $2 PR = TS = трта-к f-. В коленчатых валах вращающиеся массы уравновешиваются при помощи противовесов (рис. 61,6). 122
Если Мн — суммарная неуравновешенная масса одного колена и вращающихся частей кривошипно-шатунного механизма; центр тяжести которой находится на расстоянии RH от оси вращения, т2 и т2 — массы противовесов, расположенных на радиусах и р2, то уравновешивание произойдет в том случае, когда будут выпол- нены условия статической и динамической уравновешенности. При статической уравновешенности + т.,р2ш; = О или М HR.H + mjPi + m2p4 = 0. При динамической уравновешенности сумма всех моментов относительно любой плоскости равна нулю. Рис. 61. Схема динамических систем: а — неуравновешенной; б — уравновешенной Уравнение моментов относительно плоскости вращения массы Л4.: + т2р2(о;Д = 0 или т1Р1^2 + ^2Р2^2 = 0. Из полученных выражений следует, что равнодействующая центробежных сил противовесов и равнодействующая центробеж- ных сил массы колена и вращающихся частей кривошипно-шатун- ного механизма должны быть равны по величине и направлены в противоположные стороны. Размеры противовесов и их расположение выбирают из конструк- тивных соображений. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя. Центробежная сила Рс вращающихся частей может быть полностью уравновешена центробежными силами противовесов, устанавливаемых на продол- жении щек коленчатого вала. 123
Силы Р} инерции возвратно-поступательно движущихся масс направлены вдоль оси цилиндра и поэтому не могут быть полностью уравновешены центробежными силами противовесов, установленных на коленчатом валу. Эти силы определены выше: P'j — mfRKPrfK cos ак и Pj = kmJRKpa,K cos 2ак. Рассмотрим уравновешивание сил инерции первого порядка. Для полного уравновешивания силы инерции необходимо, чтобы массы противовеса тпр и радиус рлр вращения его центра тяжести удовлетворяли условию mnppnp = mjRKp. В этом случае сумма проекций сил: на горизонтальную ось Rx = mnppnpasKsir\aK-, на вертикальную ось Ry = tnjRxpOic cos ак - тпрркр&-к cos ак = 0. Таким образом вместо вертикальной силы, действующей на опоры двигателя, получим равную по величине горизонтальную силу Rx. Так как при ак = 90° sin ак = 1, то Rx = — тпррпр<гк = — mjRK pg>sk. В мотоциклетных одноцилиндровых двигателях обычно уравно- вешивают только часть вертикальной силы инерции первого по- рядка, т. е. ^лрРлр® к = AyptnjRKp(f)Kt где АуР — коэффициент уравновешенности двигателя, величина которого находится в пределах 0,45—0,6. Правильно выбрать коэффициент Аур во время проектирования двигателя весьма трудно, потому что на вибрацию влияют многие факторы (конструкция опоры двигателя, жесткость рамы, вес мото- цикла, двигателя и т. п.). При предварительном расчете противовесов задаются наиболь- шим значением Аур, так как в процессе доводки двигателя обычно легче уменьшить противовесы, чем их увеличить. Силы инерции второго порядка в мотоциклетных двигателях не уравновешивают. Их величина изменяется через каждые пол-обо- рота коленчатого вала, поэтому для их уравновешивания требуется специальный механизм. Уравновешивание двухцилиндровых двигателей с параллельными цилиндрами. При таком расположении цилиндров шатунные шейки 124
могут располагаться: 1) на одной оси, т. е. кривошипы расположены под углом 360° (рис. 62,а); 2) в одной плоскости, но под углом 180° (рис. 62,6). В первом случае поступают так же, как и при уравновешивании одноцилиндрового двигателя, только вместо тс и /Пу берут их удво- енную величину (так как кривошипно-шатунных механизмов—два). Во втором случае поршни всегда движутся в противоположных направлениях. Поэтому силы инерции первого порядка равны и направлены в разные стороны. Рис. 62. Схема уравновешивания двухцилиндровых двигателей с парал- лельными цилиндрами: а — шатунные шейки лежат на одной оси; б — шатунные шейки повернуты одна относительно другой под углом 180° Силы инерции первого порядка создают свободный момент, равный Л40 = mjRKpti>-K cos ака3. Его можно уравновесить двумя противоположно расположен- ными противовесами, массу которых определяют, пользуясь урав- нением fnnppnpalb3 cos ак = т^крш3к cos ака3; "inp?nP = mj-r-. ^0 125
Но в этом случае возникает свободный момент в плоскости, перпендикулярной к оси цилиндров: M'„=^m„ppnp(nlsina.Ka3. Величина и период этого момента изменяются так же, как и для Л10, поэтому массу и радиус центра тяжести противовеса определяют так же, как и при уравновешивании сил инерции в одноцилиндровом двигателе, т. е. уравновешивают только часть момента Мо (75%). Центробежная сила массы тс создает постоянный по величине момент Мс — тсЯкр(1)ка3, и поэтому массу и радиус вращения цент- Рис. 63. Схема уравновешивания двухцилиндрового двигателя с п р от и вол еж а щи м и цилиндрами ра тяжести одного противовеса можно определить, пользуясь фор- мулой т-прРпр = 0,75шу) . Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежа- щими цилиндрами (рис. 63). В двигателе силы инерции возвратно-по- ступательно движущихся масс первого и второго порядков в каждый момент времени равны по величине и направлены в разные стороны. Эти силы инерции, как и центробежные силы Рс вращающихся масс, создают свободный момент M0 = (Pj + Pc) аг Момент Л40 может быть частично уравновешен так же, как и в предыдущем случае; однако при этом рекомендуется уравновеши- вать 50—55?о момента, возникающего от сил инерции Pj. Массу и радиус вращения центра тяжести одного противовеса можно определить по формуле тпррлр = (тс + 0,5m/) 126
В.м.гп вращаю- вмт Рис. 64. Схема уравновешивания двухцилиндрового V-образного дви- гателя Сравнивая уравновешенность двухцилиндровых двигателей е противолежащими и параллельными цилиндрами при угле между коленами вала 180°, отмечаем, что в первом случае уменьшение величины а3 не ограничивается размерами цилиндров, а зависит от конструкций коленчатого вала, что допускает выполнение дви- гателя с очень небольшим расстоянием между осями цилиндров. Это обстоятельство наряду с полным уравновешиванием сил инерции второго порядка и равномерным чередованием рабочих ходов делает двигатель с противолежащими цилиндрами лучшим из четырехтактных двухцилиндровых мотоциклетных двигателей по уравновешенности и равномерности работы. Уравновешивание V-образных двухцилиндровых двигателей. Как и во всех предыдущих случаях, центробежная сила щихся масс кривошипно-шатун- ного механизма уравновешивается полностью массами противовесов. Силы инерции возвратно-посту- пательно движущихся масс, на- правленные вдоль осей соответ- ствующих цилиндров, определяют по формулам: первого цилиндра P/i= —>n/RKp^ (cosaK4-1 cos 2ак); второго цилиндра Pj2 = - [cos (аж - у) + 4- X cos 2 (ак - у)]. Результирующую этих сил лег- че всего определить графически (рис. 64). Чтобы найти оптимальные раз- меры противовеса, уравновеши- вающего эту силу, можно пользоваться векторной диаграммой неуравновешенных сил инерции (рис. 65). Диаграмму строят сле- дующим образом. Проводят (в произвольном масштабе) окружность радиусом, равным по величине уравновешиваемой центробежной силе вращающихся масс. Затем окружность делят на произвольное число частей, например на 12. В каждой из получнных точек складывают силы инерции PjY и PJ2 возвратно-поступательно движущихся масс, соответствующие углу ак поворота коленчатого вала. Соединяют концы всех полученных таким образом равнодейству- ющих R2R3 и т. д. кривой, радиусы-векторы которой изображают в'прийятом масштабе суммарную неуравновешенную силу, действую- щую на опоры двигателя. В полученную кривую вписывают окруж- ность, показанную штриховой линией, радиус которой соответствует 127
О' Рис. 65. Векторная диаграмма сил, действующих в двухцилиндровом V-об- разном двигателе (при у== 60°): 1,11 — оси цилиндров силе PQ, постоянной по величине, действующей вдоль кривошипа, которая может быть полностью уравновешена силами инерции про- тивовесов, установленных на коленчатом валу. Силы, действующие на опоры двигателя, представленные на диаграмме отрезками, ограниченными внешней кривой и окруж- ностью, проведенной штриховой линией, уравновешивают так же, как и силы инерции в одноцилиндровом двигателе, т. е. частичным перенесением их в горизонталь- ную плоскость. Для определения массы тпр части противовеса можно поль- зоваться формулой т'прРпрч> к = Кут jRKP^K, где Ку — коэффициент уравно- вешивания (при у = 60° Ку = 1; при у = 90° Ку = 0). Массу тпр и радиус рпр про- тивовесов V-образного двух- цилиндрового двигателя опреде- ляют по формуле ШпрРпр = КymjRKp -f- . Рассматривая векторную диа- грамму неуравновешенных сил инерции V-образного двухци- линдрового двигателя, можно заметить, что с увеличением угла у между осями цилиндров внешняя кривая все больше стремится к окружности. Рассмотрим частный случай, когда угол у = 90°. Результирующая сила инерции первого порядка /?} = ]/ туРкр^к cos2 ак + nijRlp®* cos2 (ак + 270°). Преобразуя это выражение, получим Неуравновешенная сила инерции первого порядка постоянна по величине и направлена по кривошипу, а следовательно, может быть полностью уравновешена. Складывая таким же образом силы инерции второго порядка, получим результирующую Rj = ImjRKp®‘K V 2 cos 2ак. 128
Рис. 66. Схема уравновешивания двух- цилиндрового двигателя с двумя ко- ленчатыми валами уравновешивающих их противо- Результирующая сила инерции второго порядка всегда лежит в горизонтальной плоскости и может быть уравновешена только противовесами, которые вращаются со скоростью, вдвое большей, чем коленчатый вал. Из вышеуказанного следует, что двухцилиндровый V-образный двигатель с углом между осями цилиндров, равным 90°, хорошо уравновешен. Однако на мотоциклах такие двигатели применяют очень редко из-за трудности их расположения на раме и большой неравномерности хода, которая вызвана неравномерным чередова- нием рабочих ходов. Уравновешивание двухцилиндровых двигателей с отдельными коленчатыми валами, связанными при помощи шестерен. В этом случае кривошипы вращаются навстречу один к другому, что значительно уменьшает нагруз- ку на коренные подшипники. Центробежные силы инерции вращающихся масс каждого кри- вошипно-шатунного механизма уравновешивают отдельно, так же как и у одноцилиндрового двигателя. Для уравновешивания сил инерции возвратно-поступатель- но движущихся масс на каждый коленчатый вал устанавливают п роти вовесы, удовл етвор я ющие условию (рис. 66): тпррпр^с = rrijRKP^K. Спроектируем на горизон- тальную ось силы инерции воз- вратно-поступательно движу- щихся масс и центробежную сил весов: Рх = sin а* - тпррпр(^ sin ак = 0. Сумма проекции этих сил на вертикальную ось Py = 2Pj- 2тпррпр^ cos ак = 2mjRKp^ cos ак + + cos 2а* - 2тпррпрю2к cos а* или, согласно условию, приведенному выше, Ру = 2knijRKpti>* cos 2а*. Отсюда следует, что в таких двигателях можно уравновесить центробежные силы вращающихся масс и силу инерции возвратно- поступательно движущихся масс первого порядка. Для этого не- 5 Иваницкий и др. 129
Рис. 67. Схема уравновешивания Л-образного двигателя обходимо установить на каждый из коленчатых валов противовесы, масса которых и радиус вращения центра тяжести удовлетворяют условию ^лррлр = (/пс + /пу) RKp. Рассмотренные двигатели почти не уступают по уравновешенно- сти и по равномерности хода двигателям с противоположно распо- ложенными цилиндрами, но их применяют редко из-за трудности изготовления бесшумно работающих шестерен, которые связывают ко- ленчатые валы. Если оси цилиндров образуют между собой некоторый угол у (на- пример, Л-образный дви- гатель С2Б), двигатель уравновешивают таким образом, как и при па- раллельном расположе- нии цилиндров, с той лишь разницей, что мас- са поступательно дви- жущихся частей должна быть умножена на cos ~ (рис. 67). Полностью уравновешивается также сила инерции возвратно- поступательно движущихся масс первого порядка. Результирующая сил инерции всегда направлена по вертикальной оси симметрии Ру = 2kmjRKf)u>K cos 2а* cos •—. В заключение следует заметить, что плавность работы двига- теля и отсутствие вибрации в большой степени зависят от качества балансировки двигателя. Коленчатые валы двигателей балансируют с большой точностью (5—10 Г -см). При этом на шатунные шейки надевают специальные грузы, масса которых равна массе уравнове- шиваемых частей кривошипно-шатунного механизма. Динамиче- скую балансировку коленчатых валов можно производить на специ- альных станках, автоматически указывающих величину лишней массы противовесов.
Глава X КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ § 56. ЦИЛИНДР И ГОЛОВКА ЦИЛИНДРОВ Цилиндр. В цилиндре совершаются все процессы рабочего цикла двигателя. Наиболее простую конструкцию имеют цилиндры четырехтакт- ных двигателей с верхним расположением клапанов. Рабочая по- верхность, или зеркало 3 цилиндра (рис. 68), служит для на- правления движения поршня. На наружной поверхности ци- линдра имеются ребра 2, уве- личивающие поверхность сопри- косновения цилиндра с наруж- ным воздухом для лучшего охлаждения. Фланцем 1 ци- линдр устанавливают на картер, а к фланцу 4 крепят головку цилиндра. Цилиндр можно крепить к картеру отдельно или вместе с головкой. В первом случае в картер ввертывают короткие шпильки, которые проходят че- рез отверстия нижнего фланца цилиндра. Головку крепят от- дельно к верхнему фланцу ци- линдра. Во втором случае в кар' Рис. 68. Цилиндр двигателя М-63 с верхним расположением клапанов ) ввертывают длинные шпильки, проходящие через отверстия цилиндра и головки. Цилиндры изготовляют в большинстве случаев из чугуна, однако часто применяют также цилиндры из алюминиевого сплава с запрессованными или залитыми чугунными гильзами. Цилиндры из алюминиевого сплава устанавливают для уменьшения веса и улучшения охлаждения. К преимуществу алюминиевого цилиндра следует отнести возможность отливки его в пресс-форму на литейной машине, что значительно уменьшает трудоемкость его изготовления. б* 181
С точки зрения охлаждения наилучшим способом изготовления алюминиевого цилиндра является так называемый «альфин-процесс» и «альфер-процесс». При изготовлении цилиндра по этим способам между поверхностью чугунной гильзы и алюминиевой рубашки располагается тонкий переходный слой, где молекулы железа и алю- миния находятся в непосредственном контакте. Однако этот способ имеет свои технологические трудности, ввиду чего не все заводы его применяют. Цилиндры с запрессованными или залитыми гильзами почти не имеют преимущества перед чугунными цилиндрами с точки зре- 125 Рис. 69. Корпус цилиндра двухтакт- ного двигателя Ш-55 ния охлаждения, но сохраняют два другие очень важные преиму- щества — уменьшение веса и возможность отливки в пресс-форму. Иногда применяют цилиндры из алюминиевого сплава с хромиро- ванной рабочей поверхностью (без чугунной гильзы). Несмотря на малый вес цилиндра и улучшенную теплоотдачу такие цилиндры не получили широкого распространения из-за технологических трудностей. Цилиндр при боковом расположении клапанов сложен по форме и неравномерно нагревается при работе. Поэтому он сильно дефор- мируется и неравномерно изнашивается. Трудность охлаждения цилиндра является одним из главных недостатков двигателей с бо- ковым расположением клапанов, ввиду чего их применяют на мото- циклах все реже. Цилиндр двухтактного двигателя, кроме своего основного на- значения, является также главной деталью газораспределения. На рис. 69 и 70 изображены корпус и гильза цилиндра современ- 132
ного двухтактного двигателя. Конструкция цилиндра предусмат- ривает отливку в металлическую форму. Каналы газораспределения заканчиваются на зеркале цилиндра окнами, размеры и расположе- ние которых обусловливают мощность двигателя. Рабочую поверхность цилиндра тщательно обрабатывают на спе- циальных станках при помощи абразивного инструмента (хонинг- процесс). Цилиндры изготовляют с точностью до 0,03 мм. На сборку цилиндры поступают рассортированными на три группы; в пределах одной группы точность равна 0,01 мм. QW-ooi Головка цилиндров. В головках ци- l"' линдров располагается камера сгорания Рис. 71. Головка цилиндра дви- гателя Ш-55 Рис. 70. Гильза ци- линдра двигателя Ш-55 (рис. 71), имеется отверстие для свечи зажигания, ребра охлажде- ния и отверстия для крепления к цилиндру. Головка цилиндра двухтактного двигателя иногда имеет отверстие для декомпрессора. Головки цилиндров этих двигателей изготовляют из алюминиевого сплава. В головке цилиндра четырехтактного двигателя с верхним расположением клапанов имеются впускные и выпускные каналы, клапаны, пружины клапанов, а также другие детали механизма газораспределения (рис. 72). Головки двигателей с верхним распо- ложением клапанов изготовляют из чугуна и алюминиевых сплавов. На двигателях спортивных и гоночных мотоциклов применяют головки только из алюминиевых сплавов. Стенки цилиндра нагружаются силой давления газов и боковой силой А^тах- Сила давления газов вызывает в кольцевом сечении стенки цилиндра напряжение разрыва, а боковая сила Мшах создает 133
изгибающий момент Nma*a, где а — расстояние центра приложения этой силы от фланца цилиндра. Так распределяются нагрузки на цилиндр при креплении его к картеру короткими шпильками через фланец. Расчет цилиндра по образующей не производится ввиду того, что напряжения, возникающие в этом сечении, незначительны из-за большого количества охлаждающих ребер. Рис. 72. Головка цилиндра четырехтактного двигателя Напряжение разрыва в кольцевого сечении цилиндра 4Р Ор = л (Z)f — D2) где Pz — наибольшая сила давления газов в кГ; D± — наружный диаметр цилиндра в см; D — внутренний диаметр цилиндра в см. Напряжение изгиба Л' П1_уа а„ = -^г- кГ/см2, л 1 ___ где ^ч = з2 —у —момент сопротивления кольцевого се- чения изгибу в б^3. Суммарное нормальное напряжение ° сум =z°p + Суммарное нормальное напряжение, определенное этим спосо- бом, превышает действительное, так как Pz и Л;11]ах действуют не одновременно. 134
Ввиду того, что чугун, из которого изготовляют цилиндры, плохо сопротивляется разрыву и изгибу, напряжения оеум не долж- ны превышать 300—350 кПсм 2. Шпильки крепления фланца цилиндра рассчитывают на.растя- жение силой Р2. Напряжение в шпильках определяют по формуле 4Р CT₽ = 1’2-^f- кГ1смг> где d — внутренний диаметр резьбы шпильки в см\ 1Ш — число шпилек. Коэффициент 1,2 вводят для учета предварительной затяжки шпилек. Допускаемое напряжение для шпилек цилиндра прини- мают 1000—1500 кПсм 2. При креплении цилиндра и головки к картеру сквозными длин- ными шпильками цилиндр разгружается от растягивающих нагру- зок, которые воспринимаются шпильками. Расчетной нагрузкой является сила давления газов P = pzFK кГ, где FK = —^---площадь сечения камеры сгорания в плоскости стыка в см 2; (DK — наружный диаметр центрирующего буртика гильзы цилиндра в см) Напряжение растяжения в шпильках ор= 1,25 кГ/см2. р ’ П(1ЧШ ' Такой величины достигает напряжение в сквозных шпильках холодного двигателя. У прогретого двигателя из-за разных коэф- фициентов теплового расширения цилиндра, головки и шпилек в шпильках возникают значительные дополнительные температур- ные напряжения. Удлинение цилиндра и части головки относительно шпильки при прогреве двигателя вычисляют, например, по формуле где Ьшп — длина рабочей части шпильки в см*, иал — коэффициент линейного расширения материала ци- линдра и головки (алюминия); ает — коэффициент линейного расширения материала шпйльки (стали); — приращение температуры цилиндра (принимаем для упрощения, что шпилька нагревается до той же темпе- ратуры). Допускают, что изменение длины цилиндра и шпильки компен- сируется на 25% сжатием цилиндра, а на 75% — растяжением шпильки. Тогда удлинение шпилек Кшп = 0,75 см. 135
Теоретическое напряжение в шпильках определяют, согласно закону Гука, по формуле чГ1см\ ьшп Суммарное напряжение в шпильке ® сум • Сквозные шпильки изготовляют из высокопрочной легированной стали, и поэтому 0сум = 3000 4- 4000 кПсм 2. § 57. ПОРШЕНЬ, ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА И ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ Поршень. Поршень воспринимает давление расширяющихся газов и, двигаясь прямолинейно вдоль цилиндра, передает это давление через поршневой палец шатуну. Поршни мотоциклетных двигателей изготовляют из алюминие- вых сплавов, обладающих высоким коэффициентом теплопровод- ности и малой плотностью. Поршни отливают в металлические формы (кокили). Заготовки поршней термически обрабатывают. Поршень состоит из верхней части, в которой находится днище и канавки для поршневых колец, боковых стенок или юбки, и бо- бышек для установки поршневого пальца. Днища поршней могут быть: плоскими (двигатель К-750), выпуклыми (двигатели ИЖ «Планета»), сильно выпуклыми с углублениями под клапаны (порш- ни гоночных двигателей); кроме того, днища могут быть с направ- ляющим козырьком (дефлектором); последние применены на не- которых двухтактных двигателях. Поршень четырехтактного двигателя чаще всего имеет три канавки для поршневых колец. Назначение юбки — направлять движение поршня в цилиндре. Поршень двухтактного двигателя является также золотником газораспределения, поэтому на юбке поршня сделаны вырезы или окна для направления струй свежей горючей смеси. У этих поршней в канавках имеются стопоры, препятствующие повороту поршн*евых колец и фиксирующие замок (разрез) каждого кольца в определенном положении. Вследствие этого замки поршневых колец не попадают в окна цилиндра во время движения поршня. Тепло от днища поршня отводится значительно хуже, чем от головки и стенок цилиндра. В результате этого температура поршня (особенно днища и верхней части) намного выше темпе- ратуры цилиндра и достигает 300—350° С. Кроме того, коэффициент теплового расширения материала поршня значительно больше, чем у чугунного цилиндра. Поэтому при работе двигателя поршень расширяется от нагревания намного больше цилиндра; чтобы из- бежать заклинивания поршня в цилиндр, между ними предусмат- ривают зазор. 136
Зазор делают не одинаковым по высоте поршня. В зоне колец, т. с. в наиболее нагретой части, зазор равен 0,16—0,25 jhjw, в верх- ней части юбки 0,08—0,12 мм, в нижней части юбки 0,03—0,06 мм (средние значения). Как показывает опыт, силы, действующие на поршень, а также неравномерный его нагрев приводят к неодинаковой деформации поршня в разных направлениях. Поршень больше расширяется в вертикальной плоскости, проходящей через ось поршневого паль- ца. Учитывая это, во многих конструкциях юбку поршня делают овальной, т. е. диаметр нижней части поршня в плоскости качания шатуна больше диаметра в плоскости оси поршневого пальца на 0,06—0,08 мм. ..Чтобы предотвратить заклинивание поршня, во многих конструкциях на поверхности юбки в зоне отверстий для поршневого пальца предусматривают углубления прямоугольной формы, называемые холодильниками. Для той же цели юбка порш- ня иногда имеет косой разрез (двигатель ИЖ-49). С внутренней стороны днище поршня соединяется с бобышками поршневого пальца ребрами жесткости. Бобышки имеют кольцевые канавки для сто- порных колец поршневого пальца, а также каналы для подачи смазки на поверхности трения. Днище поршня, выдерживающее давление горячих газов, должно быть достаточной толщины. Увеличение прочности днища, а также улучшение теплоотвода достигается с помощью ребер, соединяющих днище с бобышками. Тепло от днища передается боковым стенкам поршня, и большая часть этого тепла (приблизительно 80%) отво- дится через поршневые кольца к стенкам цилиндра. Часть тепла через ребра передается на бобышки, поршневой палец и малую го- ловку шатуна, что вредно влияет на смазку поршневого пальца. Количество тепла, отводимого днищем к боковым стенкам поршня, возрастает по направлению от центра к краям днища. Изгибающий момент от давления газов по краям днища больше, чем в центре. Поэтому толщина днища должна увеличиваться от его центра к краям. В некоторых современных двигателях стремятся изолировать поршневой палец от теплового потока, и бобышки порш- ня соединяют ребрами не с днищем, а с юбкой, увеличивая ее жест- кость. Расчет днища поршня на изгиб носит весьма условный характер. Предполагают, что днище представляет собой круглую пластинку, защемленную по краям, на которую действует равномерно распре- деленное давление газов в момент воспламенения смеси (рис. 73). Напряжение изгиба определяют по формуле pD* о/г = 0,68 4^ кГ/см\ ^дп где рг — давление газов в кПсм 2; Dne — внутренний диаметр поршня в см\ ЬОп — толщина днища (без учета радиусов перехода) в см. 137
А/ Рис. 73. Обозначение расчетных раз- меров поршня Напряжение изгиба, подсчитанное по этой формуле, ^400-4-600 кГ'см2. Наличие ребер жесткости, радиусов перехода, а также выпуклостей днища поршня так искажают данные расчета, что практическая ценность его мала. Днище поршня чаще всего разрушается в результате детонации при высокой форсировке двигателей спортивных мотоциклов или вследствие перегрева от обеднения смеси, или в случаях приме- нения неподходящей по калильному числу свечи зажигания. В высокофорсированных двигателях гоночных мотоциклов пре- делом повышения мощности часто становится тепловая стойкость поршней. В этом случае прини- мают специальные меры для охлаждения поршня, например на днище поршня изнутри на- правляют струю свежей смеси или масла, применяют сплавы с большим коэффициентом тепло- проводности и т. д. Для поршней четырехтакт- ных двигателей сохраняют при- близительно следующее сотно- шенис между основными разме- рами: высота поршня Нп равна его диаметру Dn\ расстояние от днища поршня до оси поршне- вого пальца hni = 0,5//л; высота юбки поршня hn2 = 0,85Нп. В существующих конструкциях эти соотношения отклоняются в обе стороны. Направляющую часть порш- ня по высоте проверяют на удельное давление, которое характеризует износостойкость поршня, по следующей формуле: /V ______ шах Ч\'д /, пГ) • В существующих двигателях qvd = 3 — 5 кГ!см 2. Практически износ юбки поршня невелик, и поршень чаще всего заменяют вслед- ствие износа зеркала цилиндра кольцами, а также из-за износа канавок для поршневых колец. Поршень двухтактного двигателя является деталью механизма газораспределения, и поэтому высота поршня зависит от расположе- ния и высоты окон газораспределения, а также от его хода (рис. 74). В и. м. т. верхняя кромка поршня должна совпадать с нижней кромкой продувочных и выпускных окон. В в. м. т. юбка поршня должна закрывать продувочные и выпускные окна и изолировать их от кривошипной камеры, поэтому необходимо, чтобы нижняя 138
кромка поршня перекрывала нижние кромки этих окон. Таким образом, высота поршня должна быть больше хода поршня на неко- торую величину Ьп1 4“ ^пЗ ~ *-* 4“ где S — ход поршня; ап — величина перекрытия, равная 3—6 мм, В табл. 13 и 14 даны конструктивные соотношения размеров и массы (G и g) поршня, пор- шневого пальца (пп) и порш- невой группы (иг). Поршневые кольца. Порш- невые кольца устанавливают в канавках на наружной по- верхности поршня. В четы- рехтактных двигателях (рис. 75,а) устанавливают компрес- сионные 1 и маслосъемные 2 кольца. Поршневые кольца выпол- няют следующие функции: 1) препятствуют иронию новению газов из простран- ства выше поршня в картер коленчатого вала; 2) равномерно распреде- ляют масло по рабочей по- верхности цилиндра и в то же время препятствуют проник- новению излишнего масла в камеру сгорания, ограничи- вая тем самым расход масла; 3) отводят от днища порш- Рис. 74. Схема для определения высоты поршня двухтактного двигателя ня тепло к стенкам цилиндра. Компрессионные кольца, расположенные в верхних канавках, служат главным образом для обеспечения герметичности и отвода тепла. Маслосъемное кольцо, установленное в нижней, более широкой канавке, собирает со стенок цилиндра излишки масла, которое затем проходит через щели в кольце и отверстия в канавке поршня и поступает в картер. Однако компрессионные кольца также пре- пятствуют попаданию масла в камеру сгорания. Одним из призна- ков износа компрессионных колец является появление дыма из глу- шителя и повышение расхода масла. Поршневые кольца изготовляют из индивидуальных чугунных отливок, имеющих минимальные припуски на обработку. Для порш- невых колец применяют специальный чугун, в состав которого входит хром и никель. 139
СО CQ к ч ю со Н Конструктивные соотношения размеров элементов поршня мотоциклетных двигателей е Я Q хУ СО ’’У хУ . . । — S 0 S I О 0 хУ О О О 0 | 0 0 0 хУ | 1 |00хУ0|000ООО0| _Г — — — of of of г-г с ja я* Q Ф О ’t О Ф Г' см 0 — 0 0 о о о ю ю см г- 0 0 0 0 0 — СЧ 0 хУ 0 СЧ 0 0 О1 О О1 0 СМ 0 0 Г- г- 00 СО 00 00 00 00 00000000 Г^0Г^00Г-^ о о о о <sf о о о о о о о о о о о Q о о о с с СЧ Г- О Г~ t"- 0 0г-00счг- — г- О О — СЧ СО 0 О О СО С© СЧ I СОЮхУОСЧСОЮСО 0 0 Г^- Г- Г- О 0 0 0 <0 <0^ 1 0 0 0 <0 0 0 С£^ о о о © о о о о о о о" o' о о" о о" о о" o' с с •я я Q Г" 0 Г- О 0 0 0СЧ0ООхУ0Г-СЧ0Г"-0СЧхУО СЧ О СЧ — 0 о СОхУ0 0 0Г—00 — 0 СЧ хУ 0 О СМ СМ СЧ СО СМ СМ СЧСЧСЧСЧСЧСЧСЧСЧ~0СЧхУ~СЧСЧ0 ОООООО оооооооооооооо Чэ я Q 0 Г- 0 CM CM r- 00 0 — 000 — ЮГ-00О0 О — ОСЧГ-0 СОГ-Г-СО- хУО. ХУ00СО0ОГ” ту хУ ту тТ СО СО СОеОСОхутГСОх/СОСОСОСОСОЮСО o' o' o' o' o' о o' o' o’ o” o' о o' o' o' o' o' o' о" o' а 'О •° 0 0 co xy .1 cm 0 о см co см о о сч о r- r- 0 о О0ООО_ЕО000О00ОСЧООСО0 00 — О — — О — О О о — oo — — 0. — — oo — o' o' o' o' o' о o' o' о o' o' o' о о о о о о о о of о с я Q г- Г- ср 0 СЧ 0ОО1000О0 — Ю со г-- ю о 888S82 8„S § § 8 8. ® S 8.8. X S 2 S оооооо о" о оо' o' о o' о o' о о o' o' о с и: я Q 0 0 Г" *>1 СЧ Г- £bOCM0Trt-iQCM — Ю — £-C0ip О —’ — 0 Г- IQ ОСЧ00Г"- — СЧСЧ0О40Г^0СЧ — 0— 000 СЧ СМ — СЧО0СЧ — О — 0 — О СЧ _Г о О — — — —’ — о — — — — —? —г — — to я Q 0 0О— 0 — СЧО0ХУСЧГ"-ОЮСЧО0О ту Г- ю О 0 0 0 — 0Q000C4iOt^-Tft^.r^-iO 0 О 0 О 0 IQ о 0^ 0 О 0 О, 0. 0~ Г"^ 0 0 0~ 0 О — О — ОО ООО — 000* 000 — оо — я Q Г' 0 Г* ху СЧ 0 00 — — 00Г-0 — ООСЧ0Ю СЧ ХУ СЧ 0 0 0 О0000Ю0 — ХУЮГ^СЧОГ- СЧ СЧ СЧ СМ СЧ СЧ СЧ СЧ^ СЧ СЧ О СЧ СЧ СЧ 0 СЧ хУ~ CQ со 0 оооооо оооооооооооооо со tt я Q 0r^xflQ00 0туг^-СЧ0хГОхУхГиОООГ-О 0O0000 Ю00Г"-0СЧОСЧ0Г-000О хУ 0 ХУ 0 0 ОхУ1О0~Х^хУЮ1О1ОиОГ'^0хУГ^ оооооо оооооооооооооо Je я Q 0 00 0 Ю 0 0 V7 ХУ ю Ю Ю О 0 О 000 — 00 ТУОЧСЧСЧГ-’0СЧ0ХУСМ000 1С) 0 0 0 Г’ ху^ 0Г-^0 0~ 0туг^-000О 0 0 ХУ ОООООО оооооооооо — o' О' — Мотоцикл 2. й 0 !2 о S S Ь 5 о 2 cSg S S Дг — ° о 2 Й СО п, °? sl Л gs-o^sи 5^2 =12 Н * ! g 140
Таблица 14 Масса поршневых групп мотоциклетных двигателей 1 Мотоцикл Параметры Dв мм С? в г п 0 С с (5 0 м С Оэ gn в г/см* &пг в г/см* Ne —- в л. с./см* рп Ne в л. с./л ИЖ «Юпитер» 61,72 250 42 292 9,73 43,5 51,4 ИЖ «Планета» 72,0 314 53 405 7,71 9,95 44,2 37,1 Ковровец-175 * 61,72 206 30 250 6,89 8,36 318 54,3 MZ-175 58,0 187 45 250 7,08 9,47 45,5 69,8 ЯВА-250 65,0 — 53,5 — — — 42,2 56,22 М-63 («Урал») 78,0 295 72 395 6,17 8,27 30,0 43,0 С-364 49,0 96,5 24 130,5 5,12 6,92 78,2 170,0 ВП-150 57,0 158 36 210 6,2 8,23 21,6 36,7 Т-200М 62,0 220 45 290 729 9,61 26,5 42,0 MZ-125 52,0 134,5 32 178 6,36 8,38 41,5 .71,5 ЯВА-350 58,0 165 43.5 280 6,25 8,79 30,6 52,3 Кениг-350 60,49 18,16 43,85 229 6,43 8,12 81,5 133,5 ДКВ Хуммель 40,0 68,8 15,52 90,06 5,48 7,17 33,4 85,7 Судзуки М-15 41,0 66,18 16,53 89,08 5,01 6,75 31,8 84,0 Хонда-125 44,0 77,4 17,6 104,6 5,09 6,88 49,3 120,3 Пежо ВВ-104 40,0 53,95 18,85 79,87 4,29 6,35 17,51 44,9 Пух-175 42,0 130,0 30,0 167,4 9,38 12,08 44,4 71,6 НСУ (ФРГ) 62,0 205 43,8 268,15 6,79 8,88 30,8 53,5 Велосетт-350 72,0 288,0 95,0 409,5 7,08 10,06 71,2 82,8 Хонда-С-102 40,0 68,53 14,46 90,99 5,46 7,24 35,8 91,8 1 Буквой G обозначена абсолютная масса, буквой g — конструктивная. * Материал поршня — алюминий. Поршневые кольца должны обладать большой упругостью и сохранять ее при повышении температуры до 250—300° С; кроме того, они должны мало изнашивать цилиндр, хорошо к нему при- рабатываться и мало изнашиваться сами. Твердость материала поршневого кольца должна быть несколько выше твердости мате- риала цилиндра, чтобы предохранить от износа зеркало цилиндра. Например, поршневые кольца двигателя мотоцикла ИЖ «Пла- нета» имеют твердость по Бринелю HRB 230—250, а твердость цилиндра HRB 210—230. Основной причиной абразивного износа цилиндра и колец является попадание твердых частиц кварцевой и металлической пылей в цилиндр из воздуха и масла. Эти частицы, попадая между поверхностями цилиндра и кольца, вдавливаются в более мягкую поверхность цилиндра, поэтому влияние их на износ цилиндра уменьшается. Поршневые кольца во время работы расширяются от нагревания, поэтому в замке поршневого кольца предусматривают темпера- 141
турный зазор, равный 0,15—0,30 мм. Радиальную толщину кольца и глубину канавки поршня выбирают так, чтобы кольцо несколько утопало в канавке. В замке поршневого кольца двухтактного дви- Рис. 75. Поршневые кольца двигателей: а — четырехтактного; б — двухтактного гателя (рис. 75,6) предусмотрена выемка для стопора, препятствую- щего повертыванию кольца в канавке. У некоторых мотоциклетных двигателей верхнее компрессионнное кольцо подвергают пористому хромированию, что значитель- но уменьшает износ кольца и цилиндра. Поршневые кольца совре- \ менных двигателей изготов- /ЛГ / /\ ляют с таким расчетом, чтобы / \< / давление кольца на стенки / I \ \ цилиндра не было постоян- 'г/ Х/х ным по окружности кольца, а 1 Л \/\ изменялось по определенному / \ закону. Давление у замка в / _1 таком кольце значительно I—\\ ’ и /\ / выше, чем на остальных уча- \ ( \ ) / стках (рис. 76), Это позво- ляет кольцу хорошо приле- гать к зеРкалу цилиндра даже при большом износе. ' 1 ' В кольце возникают на- Рис. 76. Распределение удельного давле- пряжения при его обработке, ния в поршневом кольце надевании на поршень и вве- дении кольца в цилиндр. Ве- личина напряжений зависит от радиальной толщины tK кольца, зазора а3 в замке в свободном состоянии, а также от способов об- работки и надевания кольца на поршень. Величину tK определяют из формулы а. = °=0,5 + 0,2”;:+2/^. 142
где D — диаметр цилиндра в мм; тк — коэффициент, зависящий от способа надевания кольца на поршень (когда при надевании кольца разводят за концы, тк = 1); Е — модуль упругости (для чугуна Е — 11 000 Ч- 13 000 кГ/мм 2); о„ — допускаемое напряжение на изгиб (оя П1аХ = 4000 кПсм2). Коэффициент вычисляют по формуле где gK — коэффициент, зависящий от способа обработки (при двойной обточке gK = 1,25); Си — коэффициент, зависящий от эпюры давления кольца (СЛ=1,74). d Пользуясь отношением находят радиальную толщину для 'к данного диаметра цилиндра. Зазор а3 в замке в свободном состоянии определяют по формуле __ (3 Ё,ц)___ tK 2 + gK”iKCM^^- В этой формуле коэффициент, зависящий от эпюры давления = 0,196. d Определив и зная tK, а = т-, находим зазор а3 в замке. Напряжения в кольце: при работе 2Сма3Е г о л (3 _ £) D (ак — 1) кГ1мм ; при обработке вобр = кГ/мм2\ при надевании на поршень к ^iKaK(aK — 1,4) ’ Среднее удельное давление на поверхности кольца о — 0,425Efiy .inn >см2 ?? “ ак (3 — J) (ак — 1)з 1UU /СМ • Давление на стенку цилиндра в любой точке по окружности кольш р.?*. где %. — коэффициент изменения давления по окружности кольца. Ниже приведены значения этого коэффициента для разных углов, отсчитываемых от точки, расположенной на окружности на стороне, противоположной замку. 143
Углы в град 0 30 60 90 120 150 180 Коэффициент г|\. 1,051 1,047 1,137 0,896 0,-451 0,676 2,861 Необходимо заметить, что кольца с неравномерным давлением изготовляют не все автомобильные и мотоциклетные заводы. Боль- шое применение находят поршневые кольца, у которых удельное Рис. 77. Схемы нагружения колец по ГОСТу 7295—63 тех пор, пока расстояние между давление на поверхность ци- линдра по окружности кольца остается постоянным. Методы механических испы- таний поршневых колец опреде- лены ГОСТом 7295—63. Соглас- но ГОСТу испытания на упру- гость производят по схемам а и б (рис. 77). По схеме а кольцо нагружают силой направленной перпен- дикулярно диаметру кольца, проходящему через замок, до концами кольца не станет равным температурному зазору. По схеме б кольцо охватывают тонкой стальной лентой толщиной не более 0,15 мм, к концам которой приклепаны жесткие планки; к ним прикладывают силу Q2, стягивающую ленту и сжимающую кольцо. Сила Q2 должна быть направлена перпендикулярно диа- метру кольца, проходящему через середину зазора. При испытании определяют условный модуль упругости Е в кГ/мм*. Во время испытаний по схеме а модуль Е вычисляют по формуле £ = 5,4 где tK — радиальная толщина кольца в мм\ Ьк. — полная высота кольца в мм; f3 — разность между зазором кольца в замке в свобод- ном состоянии и зазором сжатого кольца в мм; — коэффициент приведения моментов инерции; /0 — момент инерции несимметричного сечения кольца относительно нейтральной оси в лиг1; J = —момент инерции кольца с прямоугольным сечением в мм1. 144
При испытании по схеме б величину Е вычисляют по формуле £ = 14,2 <2г 'D Ьк!atyj \^к Пользуясь при расчете этими формулами, обычно упругостью поршневого кольца задаются (Е = 7000 4- 10 000 кПмм2). В этом случае формулы для определения нагрузок принимают вид: л ^bKf ,47 „ Л ___ EbKf3tyj „г “ TD V K1 • 14,2 L--1 Величина среднего удельного давления на поверхность кольца p = 0,76y^g кПмм2 или Р~ КГ1ММ<*' Из приведенных формул видно, что напряжение и среднее удель- ное давление не зависят от высоты кольца Ьк. С увеличением высоты кольца увеличивается работа трения кольца, а также ударная нагрузка на канавки поршня от силы инер- ции самого кольца, что приводит к чрезмерному износу поршня и цилиндра. В современных мотоциклетных двигателях высоту порш- невого компрессионного кольца принимают равной 1,5—2 мм. Поршневой палец. Поршневой палец шарнирно соединяет пор- шень с шатуном. Передавая силы от поршня к шатуну, поршневой палец испытывает большие нагрузки. Поэтому он должен обладать большой прочностью на изгиб и высокой поверхностной твердостью. Так как поршневой палец участвует в возвратно-поступательном движении поршня, он должен быть легким, чтобы не увеличивать силы инерции кривошипно-шатунного механизма. Поршневой палец — это пустотелый стержень (трубка) со стен- кой толщиной 2—3 мм, изготовленный из цементуемой стали (чаще всего из хромистой стали 15Х или хромоникелевой стали 12ХНЗ) или из калящихся сталей 45 или 40Х с индукционной закалкой поверхности. Наружную поверхность пальца цементуют на глубину 0,4—0,7 мм, после чего закаливают до твердости HRC 58—62. Рабочую поверхность пальца обрабатывают до чистоты VII, а раз- меры выдерживают по 1-му классу точности. Готовые поршневые пальцы сортируют на несколько групп и подбирают с большой точностью к малой головке шатуна и отвер- стиям бобышек поршня. Поршневые пальцы фиксируют только в осевом направлении; они могут поворачиваться в головке шатуна и в отверстиях бобы- шек поршня (так называемый «плавающий» палец). Осевому пере- мещению пальца препятствуют пружинные проволочные или'штам- 145
пованные стопорные кольца 1, которые устанавливают в канавках бобышек поршня 2 (рис. 78). Поршневой палец при расчете на изгиб рассматривают как балку, свободно лежащую на двух опорах, нагруженную равномерно распределенной нагрузкой на длине 1Ш (рис. 79). Опасное сечение расположено посредине пальца. В бобышках действуют реакции, р равные -у. Нагрузка распределяется равномерно на длине 1Ш. Для определения изгибающего момента в опасном сечении нужно найти сумму моментов всех сил, дейст- Рис. 79. Обозначение расчетных размеров поршневого пальца Рис. 78. Плавающий поршневой палец с осевой фиксацией при по- мощи пружинных колец равномерно распределенной нагрузки, равной тоже действует в обратном направлении на плече--. Отсюда максимальный изги- бающий момент в опасном сечении пальца кГ-см, где /i — расстояние между серединами опор пальца в см\ 1и1 — длина опорной поверхности малой головки шатуна в см. Момент сопротивления изгибу полого поршневого пальца U/',n—32\ d„n ) СМ ’ где dnn — наружный диаметр поршневого пальца в см\ dnne — внутренний диаметр поршневого пальца в см. 146
Напряжение изгиба Ст„ = -^ кГ/см*. **' пп В существующих конструкциях ow = 2000 Ч- 2500 кГ/см* и выше. f Для предотвращения выдавливания смазки поршневой палец проверяют на удельное давление, возникающее между пальцем и втулкой малой головки шатуна, а также между пальцем и бобыш- ками поршня. Удельное давление: на втулку малой головки шатуна Явт = I d ’ liuunn в отверстиях бобышек поршня - _ Р2 ^-2l6dnn' где 1б — рабочая длина одной бобышки. В современных мотоциклетных двигателях q = 350 кГ1см*. § 58. ШАТУН Шатун передает силу от поступательно движущегося поршня коленчатому валу. Малая головка 1 (рис. 80) шатуна соединена шарнирно с порш- нем при помощи поршневого пальца. В большинстве конструкций в малой головке устанавливают бронзовую втулку; в отдельных конструкциях втулка отсутствует. Иногда в этом сопряжении при- меняют игольчатый подшипник. Для подвода смазки к трущимся поверхностям поршневого пальца и втулки или к рабочей поверхности малой головки ша- туна, когда втулка отсутствует, в головке имеются отверстия. Такая простая конструкция допустима, так как в этом сопряжении происходит взаимное перемещение на небольшой угол втулки и пальца с незначительной скоростью. Большая головка 2 шатуна соединена с помощью роликопод- шипника или подшипника скольжения с кривошипным пальцем коленчатого вала. Если в большой головке применяют подшипник скольжения, то ее изготовляют с отъемной крышкой, крепящейся к шатуну двумя болтами. Стержень шатуна — двутаврового или эллиптического сечения — воспринимает большие нагрузки от давления газов и сил инерции, заставляющие шатун работать на продольный изгиб, растяжение и сжатие. Нагрузки изменяются по направлению и величине, имеют ударный характер, поэтому шатун должен обладать высокой уста- лостной прочностью и жесткостью. 147
Рис. 80. Шатун и шатунный под- шипник В большую головку шатуна может быть запрессовано кольцо из стали (двигатель ИЖ «Планета»). В этом случае ролики подшип- ника работают по шлифованной и полированной поверхности этого кольца; шатун изготовляют из стали 45, имеющей невысокую твер- дость. Шатун двигателя М-63 и многих других двигателей изготовляется из цементуемой легированной стали 12ХНЗ, ролики 4 работают непо- средственно по цементованной и полированной поверхности боль- шой головки шатуна. Цементации и закалке подвер- гают только большую головку ша- туна, а стержень и малую головку в целях сохранения вязкости и по- вышенной усталостной прочности предохраняют от цементации. Подшипник большой головки шатуна является одним из самых ответственных узлов мотоциклет- ного двигателя. В большинстве конструкций применяют подшип- ники качения: — роликоподшипники без се- параторов (двигатели К-175); — роликоподшипники с сепа- ратором 3 (рис. 80, двигатели ИЖ «Планета», М-63); — игольчатые подшипники (двигатели MZ). Особенность работы подшип- ника большой головки шатуна — вращение всего подшипника от- носительно оси коленчатого вала. В результате этого возникает цен- тробежная сила (роликов и се- паратора), влияющая на работу подшипника и характер его из- носа. На работу подшипников без сепараторов (рис. 81, а) центро- бежные силы оказывают большее влияние, чем на работу подшип- ников с сепараторами, особенно в современных высокооборотных двигателях. Одним из недостатков подшипников, работающих без сепараторов, является то, что относительная скорость скольжения двух соседних роликов, вращающихся в одном направлении, равна сумме окружных скоростей этих роликов, т. е. вдвое больше, чем при скольжении ролика по неподвижной по отношению к нему пере- мычке сепаратора. Вследствие этого трение, количество выделяю- щего тепла и износ будут соответственно больше. 148
Кроме того, к недостатку подшипника без сепаратора относится суммирование центробежных сил отдельных роликов; эти силы сжимают внешний по отношению к оси коленчатого вала ролик с большой силой, что приводит к увеличенному износу подшипника (рис. 81, б). В случае применения сепаратора (рис. 81, в) центробежные силы отдельных роликов воспринимаются сепаратором. Сепараторы изго- товляют из дуралюмина, бронзы, латуни или стали. Существует два способа центрирования сепаратора: по шатуну и по кривошипному пальцу. В первом случае между сепаратором и кривошипным пальцем имеется сравнительно большой зазор (0,4— 0,6 мм), что исключает возможность соприкосновения сепаратора Рис. 81. Работа роликов без сепаратора и с сепаратором: / — точка соприкосновения двух роликов; 2 — наиболее нагруженный ролик; 3 — точка соприкосновения ролика с сепаратором и кривошипного пальца. В этом случае сепаратор устанавливают в большую головку шатуна с наименьшим зазором. Для сепарато- ров из дуралюмина во избежание заклинивания при расширении от нагревания этот зазор равен 0,2—0,25 мм. Во время работы наруж- ная поверхность сепаратора прижимается к поверхности головки шатуна. Во втором случае сепаратор изготовляют с таким внутренним диаметром, чтобы он центробежной силой прижимался к криво- шипному пальцу, а в большой головке шатуна обеспечивался постоянный зазор. Практика ремонта мотоциклетных двигателей показывает, что при центрировании сепаратора по кривошипному пальцу сепаратор может явиться причиной повышенного местного износа кривошип- ного пальца (рис. 82) вследствие действия центробежной силы роликов и сепаратора, прижимающей сепаратор к стороне пальца, расположенной ближе к оси коленчатого вала. Основной причиной абразивного износа пальца кривошипа является попадание мелких частиц кварцевой и металлической 149
пылей на трущуюся поверхность сепаратора. Эти твердые частицы вдавливаются в сепаратор и он как абразивный инструмент интен- сивно истирает кривошипный палец. Центрирование сепаратора по большой головке шатуна (напри- мер, двигатель М-63, БМВ и др.) следует признать более удачным, так как в этом случае износ равномерен вследствие распределения центробежной силы на большой поверхности. Игольчатые подшипники довольно широко распространены в больших головках шатунов (например, в двигателях MZ). К преи- муществам игольчатого подшипника по сравнению с роликоподшип- ником следует отнести: — малый вес иглы, что уменьшает нагрузку от центробежной силы, а следовательно, и износ; — меньшие габариты нижней головки шатуна, что важно для двухтактного двигателя, где необходимо сохранить объем криво- шипной камеры в возможно малых пределах. Рис. 82. Износ пальца кривошипа при центрировании сепа- ратора на пальце Из-за значительных ударных нагрузок и больших чисел оборо- тов, при которых работает подшипник большой головки шатуна, смазка, величина зазоров и точность изготовления деталей этого узла имеют очень важное значение. Для уменьшения износа и достижения бесшумности радиальный зазор в роликоподшипнике должен быть как можно меньше. Однако опасность заедания и необходимость обеспечить надлежащий слой смазки не позволяют уменьшить зазор ниже определенного предела. В двухтактном двигателе ИЖ «Планета» величина этого зазора допускается в пределах 0,008—0,016 мм, в двигателе ДКВ — в пре- делах 0,010—0,014 см. В четырехтактных двигателях, где подшип- ник смазывается маслом надлежащей вязкости, поступающим к ро- ликам под давлением, зазор делают несколько больше, чем в двух- тактных двигателях. Например, в четырехтактном двигателе М-63 зазор равен 0,010—0,024 мм, а в двигателе Матчлесс 350 см3 он равен 0,006—0,025 мм. В последнее время в двигателях Ирбитского мотоциклетного завода этот зазор принимают равным нулю и допу- скают даже некоторый натяг. Жесткий допуск на зазор в подшипнике требует высокой точ- ности изготовления кривошипного пальца, роликов и шатуна. Колебания в размерах роликов одного подшипника допускаются 1И
до 2 мкм. Такой точности достигают, сортируя большие партии роликов, изготовляемых с точностью 10—12 мкм. Кривошипный палец и отверстие большой головки шатуна выполняют с точностью, более высокой, чем 1-й класс точности по ГОСТу. Так, кривошипный палец двигателя ИЖ «Планета» имеет допуск на диаметр, равный 9 мкм 29 мм). Детали роликоподшип- ника поступают на сборку рас- сортированными на группы с еще большей точностью, чем допуск на изготовление: их комплектуют, чтобы обеспечить заданный допуск на зазор (так называемая селективная сборка). Очень большое значение при- дают также допускам на конус- ность и овальность деталей, ко- торые не должны превышать до- пуска на группу, т. е. для ро- лика 2 мкм, а для пальца около 4 мкм. Чистота обработки беговых дорожек и роликов должна быть в пределах V12, что достигается специальной обработкой (так на- зываемый Лаппинг-процесс). Твердость роликов, изготовлен- ных из стали ШХ15 и закален- ных, HRC 62—65; такую же твер- дость имеют поверхности пальца кривошипа и большой головки шатуна. В английской мотоциклетной промышленности большое рас- (при номинальном диаметре Рис. 83. Обозначение расчетных раз- меров шатуна пространение получили подшип- ники скольжения в большой головке шатуна. Применение подшип- ников скольжения стало возможным вследствие усовершенствова- ния системы смазки под давлением, при которой имеется масляный слой между трущимися поверхностями даже при больших скоро- стях и нагрузках. В английских двигателях применяют разъем- ные шатуны из легкого сплава со стальными крышками, имею- щими рабочую поверхность из антифрикционного металла. Крышки крепят к шатуну при помощи двух болтов. Начал применять на своих двигателях подшипники скольжения Киевский мотоциклет- ный завод. Расчет малой головки шатуна (рис. 83). Опасной для малой головки шатуна является максимальная нагрузка при пропуске 151
зажигания при максимальном числе оборотов кривошипа двигателя. В этом случае давление газов отсутствует, а сила инерции поршневой группы достигает в в. м. т. наибольшего значения. Поэтому напря- жение растяжения в стенках малой головки шатуна будет также максимальным, так как давление газов не оказывает разгружаю- щего действия. Напряжение растяжения определяют по формуле ^пор (зо”) R*p О И- Q -- ---2--L__________ & § duii) hui где Gnop — сила тяжести поршня, пальца, поршневых колец и втулки в кГ; и dw2 — соответственно внутренний и наружный диаметры малой Головки шатуна в см\ 1гш — длина верхней головки шатуна в см. Напряжение разрыва ар, вычисленное по этой формуле, должно быть ниже допускаемого напряжения [о]. Напряжение разрыва в малой головке шатуна двигателя М-72 приблизительно равно 300 кПсм2\ в высокооборотных двигателях гоночных мотоциклов оно достигает 1200 кПсм2. Приведенный способ расчета является очень приближенным и не отражает ряда явлений, происходящих в малой головке шатуна при работе двигателя. Расчет стержня шатуна. Стержень шатуна нагружается: — силой давления газов, сжимающей шатун и достигающей наибольшей величины в в. м. т.; — силой инерции возвратно-поступательно движущихся дета- лей кривошипно-шатунного механизма, к которым, кроме поршневой 1 группы, относится примерно -3- веса самого шатуна: эта сила сжимает или растягивает шатун и достигает максимальных значений в в. м. т. и н. м. т.; — силой инерции самого шатуна, изгибающей шатун в по- перечном направлении и достигающей наибольшей величины, когда угол между кривошипом и шатуном равен приблизитель- но 90°. Напряжения, возникающие в шатуне от поперечного изгиба, не достигают величины 200 кПсм2 и не опасны для шатуна. Ввиду этого расчет на поперечный изгиб не проводится. Опасным для стержня шатуна является момент пуска, когда давление газов в в. м. т. максимальное, а разгружающее действие силы инерции’мало вследствие незначительной скорости вращения. Сила Pz давления газов действует вдоль стержня шатуна и сжимает его. Длина шатуна по отношению к его сечению достаточно велика, поэтому при расчете нужно учитывать возможность продольного 152
изгиба стержня. В плоскости качания шатуна (концы стержня за- креплены шарнирно) суммарное напряжение = A + КГ/СМ\ * ш ср IUJ X где Ftu ср — средняя площадь сечения шатуна в см2; Llu — расстояние между осями малой и большой головки в см; Jшх — момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси хх (рис. 96) в см*; оеи1 — предел упругости материала шатуна; Еш — модуль упругости материала шатуна. Для различных сталей ~ = 0,0002 -ь 0,0005. ш В плоскости оси коренных шеек коленчатого вала суммарное напряжение вычисляют, исходя из условия защемления обоих концов шатуна, по формуле <*cVM = А + Р, , * ш ср шу где Ьш1 — расчетная длина шатуна в см; Jшу — момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси уу в см*. Сравнивая формулы для определения всх и оСУЛР легко заметить, что по условиям прочности момент инерции сечения шатуна отно- сительно оси уу может быть в 4 раза меньше момента инерции относительно оси хх, т. е. осх = асум, если J шх = 4 J шу (принимая, что Ьш ~ Ьш1). В существующих конструкциях двутавровое сечение шатуна приближается к этому условию. Моменты инерции т ___ВшНш — (BIU— Ьш) hiu t j _(Иш — hlu) Вгиhujb'iu dmx~~ 12 ' Juiy~ 12 Коэффициент запаса на сжатие и продольный изгиб К3 = = —, где Or — предел текучести. °сх В шатунах двигателей гоночных мотоциклов допускаются боль- шие значения <зсх и соответственно меньшие коэффициенты запаса. Значения К3 меньше двух не следует допускать. Если площадь сечения шатуна у малой головки значительно меньше площади среднего сечения, принятого в расчете на продоль- ный изгиб, то это сечение следует проверить на простое сжатие си- лой Р; и на разрыв силой инерции Pj возвратно-поступательно движущихся деталей. Расчет большой головки шатуна. Большую головку шатуна следует рассчитывать на разрыв по формуле для толстостенных сосудов, т. е. f 2 . \ р Q __ / Uiui -j- Uuij j Ppgc P \Diui — Dui2‘ Dudгб' 153
Где Dlul — наружный диаметр большой головки шатуна: DU12 — внутренний диаметр большой головки шатуна; 1г6 — ширина большой головки шатуна; Ррас — расчетная нагрузка. Расчетную нагрузку определяют как сумму сил инерции при максимальном числе оборотов и нахождении поршня в в. м. т. по формуле = 1,зо) [GnoP(l+M + GJ, где GnOp — сила тяжести деталей поршневой группы и части ша- туна, участвующей в прямолинейном движении, в кГ\ Gia — сила тяжести части шатуна, участвующей во враща- тельном движении. Иногда большую головку шатуна рассчитывают по формуле __р /0,0236 п 0,5 \ tpac\ Wui ^шср-Гр~гбГ где Duicp — —^^———средний диаметр головки в см\ Wtu ~ — момент сопротивления изгибу сечения головки в см*\ F?6 = аш1г6— площадь сечения в си2. В существующих конструкциях мотоциклов ор = 1000 4- ~ 1500 кПсм*. Напряжения в большой головке шатуна возрастают при увели- чении числа оборотов коленчатого вала. Размеры и конструкцию роликоподшипника большой головки шатуна выбирают на основании имеющихся конструкций, а также исходя из соображений, изложенных при описании конструкции. Роликоподшипник проверяют на контактное напряжение, возни- кающее между роликами и рабочей поверхностью кривошипного пальца. Расчетной нагрузкой является или максимальная сила давле- ния на поршень, или наибольшая суммарная сила инерции поршне- вой группы и шатуна в зависимости от наполнения и степени сжа- тия двигателя, числа оборотов и веса деталей кривошипно-шатун- ного механизма. Принимаем за расчетную нагрузку силу Рг давления газов. Нагрузка между отдельными роликами распределяется неравно- мерно, причем наиболее нагруженный ролик воспринимает нагрузку где zp — число рядов роликов в подшипнике. Максимальное значение контактного напряжения ошах = 6101/ р£ i - + — кГ!см*, г \rp Г nKpJ 154
где р1 = -г^— нагрузка, приходящаяся на 1 см длины ролика; 1Р — суммарная длина роликов в одном ряду в смг, гр — радиус ролика в см\ гпкр — радиус пальца кривошипа в см. Допустимой величиной о1Пах следует считать 30 000 кПсм*. Расчет долговечности подшипников по эмпирическим формулам, применяемый для обычных шарико- и роликоподшипников, не при- меним для шатунных подшипников. В некоторых мотоциклетных двигателях в большой головке шатуна применяют подшипники скольжения. В этом случае криво- шипную шейку коленчатого вала следует проверить на максималь- ное и среднее значения удельного давления. Нагрузку на подшип- ник берут из диаграммы сил, действующих вдоль шатуна за весь цикл, или из полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку. Удельное давление п __________________________max Чш щах — j / , где Rlu щах — наибольшая сила, действующая вдоль шатуна, в кГ\ dK — диаметр кривошипного пальца в см\ 1К — рабочая длина кривошипного пальца в см. В существующих конструкциях qU( max = 30-4-65 кПсм*. Удельное давление до некоторой степени (очень условно) харак- теризует износостойкость подшипника скольжения. § 59. КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ И МАХОВИК Коленчатый вал. Назначение коленчатого вала состоит в том, чтобы силу давления газов на поршень преобразовывать в крутящий момент и передавать его силовой передаче; при этом прямолинейное движение поршня преобразуется во вращательное движение колен- чатого вала. На коленчатый вал во время работы действуют периодические нагрузки от давления газов, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс и сил инерции вращательно движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма. Конструкция коленчатого вала зависит от числа цилиндров, принятой конструкции шатунных подшипников и числа тактов двигателя. На рис. 84 изображен коленчатый вал одноцилиндрового четы- рехтактного двигателя. Коренные пальцы 1 и 2 запрессованы (посадка с небольшим конусом) и затянуты гайками в щеках 3 кривошипа, являющихся маховиками. Кривошипный палец 4 в маховиках имеет также по- садку на конус и затянут гайками. В большой головке шатуна уста- новлен роликоподшипник, ролики которого работают по наружной 155
поверхности втулки 5. Втулка 5 напрессована на кривошипный палец и зажата с торцов маховиками 3 при помощи гаек. Нагрузка от шатуна воспринимается пальцем 4, работающим на изгиб и срез; он изготовлен из стали высокой вязкости с большим Рис. 84. Коленчатый вал одноцилиндрового четырехтактного двигателя временным сопротивлением. Втулка 5, напрессованная на палец 4 и являющаяся кольцом роликоподшипника, выполнена из хроми- стой цементуемой стали, имеющей высокие твердость и сопротив- ляемость износу. Крепление кривошипного пальца гайками позволяет легко раз- бирать коленчатый вал при замене изношенных деталей подшипника больше^ головки шатуна. Это является преимуществом данной кон- струкции. На левом коренном пальце размещена звездочка передней пере- дачи. Правый коренной палец используют для приводов механизма газораспределения и масляного насоса. Коленчатый вал одноцилиндрового двухтактного двигателя ИЖ «Планета» (рис. 85) состоит из коренных и кривошипных паль- цев, запрессованных в щеки кривошипа, которые являются одно- временно маховиками. Натяг при прессовых посадках обоих паль- цев равен 0,081—0,110 мм. Кривошипный палец изготовлен из хромистой стали 15Х, це- ментован и закален до твердости HRC 57—62. Из такого же мате- риала выполнены и коренные пальцы. 156
Маховики изготовлены из серого чугуна Сч 24-44. Выемки на их боковых поверхностях закрыты дисками, которые прикреплены к маховикам при помощи винтов. Это сделано для уменьшения объ- ема кривошипной камеры. Коленчатый вал двухцилиндрового четырехтактного двигателя М-63 изображен на рис. 86. Цилиндры расположены под углом 180® Рис. 85. Коленчатый вал одноцилиндрового двухтактного двигателя ИЖ «Планета» один к другому. Так же расположены кривошипные пальцы 2 и 4. Коренные пальцы 1 и 3 выполнены как одно целое с крайними ще- ками кривошипа и называются цапфами коленчатого вала. Каждый кривошипный палец одним концом запрессован в от- верстие средней щеки 5 с натягом 0,21 мм. Другим концом, имею- щим очень пологий конус (конусность 1 : 140), палец запрессован в отверстие цапфы с натягом, переменным по длине конуса (0,074— 0,12 мм). Ролики подшипников больших головок шатунов работают по твердой цементованной поверхности кривошипных пальцев, изго- товленных из хромоникелевой стали 12ХНЗ. 167
Рис. 86. Коленчатый вал двухцилиндро- вого четырехтактного двигателя М-63 На переднем коренном пальце помещена шестерня привода га- зораспределения. На конце заднего коренного пальца закреплен маховик, в котором смонтировано сцепление. На цапфах коленча- того вала имеются противовесы. Цапфы изготовлены из стали ЗОХМА или ЗОХГСА; эти стали обла- дают высоким пределом уп- ругости и вязкостью. Коленчатый вал двигателя М-63 трудно ремонтировать, так как разборка, подбор де- талей и сборка могут быть произведены только на заво- де или в крупных мастерс- ких квалифицированным пер- соналом. В качестве примера колен- чатого вала четырехтактного двухцилиндрового двигателя, у которого цилиндры распо- ложены рядом, рассмотрим коленчатый вал двигателей Нортон с рабочим объемом 500 см3 (рис. 87). Криво- шипные пальцы расположе- ны на одной оси, а поршни и шатуны обоих цилиндров совершают одинаковое дви- жение. Коленчатый вал состоит из трех главных частей: цапф 1 и 3 и маховика 2. Каждая цапфа является сложной ко- ваной стальной деталью, включающей коренной палец, щеку кривошипа, кривошип- ный палец и фланец, которым цапфа крепится при помощи болтов к маховику. Коленча- тый вал опирается на два шариковых (или роликовых) подшипника. Большие голов- ки шатунов — разъемные, вращаются на подшипниках скольжения. Подобную конструкцию коленчатого вала имеют многие англий- ские мотоциклетные двигатели (фирм БСА, Триумф, Ройал-Энфилд и др.). На рис. 88 изображен коленчатый вал двухтактного двухци- линдрового двигателя. 158
Рис. 87. Коленчатый вал двухцилиндрового четырехтактного двигате- ля Нортон Рис. 88. Коленчатый вал двухтактного двухцилиндрового двигателя ИЖ-555 и его установка в картере 159
В качестве коренных подшипников коленчатого вала в совре- менных мотоциклетных двигателях применяют исключительно под- шипники качения — шариковые и роликовые. Шарикоподшипники обладают тем преимуществом, что они воспринимают осевые на- грузки и хорошо фиксируют коленчатый вал. Роликоподшипники долговечнее, но менее приспособлены к осевым нагрузкам. Роликоподшипники целесообразно применять на свободном конце вала, со стороны, противоположной фиксирующему шарико- подшипнику. Колебания размеров, вызванные неточностью изготов- ления картера и коленчатого вала, в этом случае компенсируются перемещением в осевом направлении роликов и наружного кольца относительно внутреннего кольца. Маховик. Как уже указывалось, работа кривошипно-шатун- ного механизма невозможна без массивного маховика, который, накапливая энергию во время рабочего хода, продолжает вращаться по инерции и отдает накопленную энергию во время трех подгото- вительных тактов рабочего процесса. Требования, предъявляемые к маховику, следующие. 1. Маховик должен обладать достаточным динамическим мо- ментом инерции, чтобы обеспечить устойчивую работу двигателя при малом числе оборотов коленчатого вала как под нагрузкой, так и на холостом ходу. Указанное требование особенно важно для мотоциклетных двигателей, так как эти двигатели чаще всего вы- полняют одноцилиндровыми, вследствие чего неравномерность вра- щения их коленчатых валов значительно больше, чем у многоци- линдровых автомобильных двигателей. 2. Маховик должен иметь достаточный динамический момент инерции для преодоления кратковременных перегрузок двигателя. У мотоцикла, хотя и обладающего значительной инерцией посту- пательного движения и инерцией вращающихся колес, вследствие недостаточного динамического момента инерции маховика работа двигателя на малых скоростях при кратковременных изменениях нагрузки будет неустойчивой. 3. Маховик должен иметь достаточный момент инерции, чтобы обеспечить трогание с места мотоцикла в случае резкого включения сцепления (при этом двигатель не должен останавливаться). 4. Момент инерции маховиков должен быть как можно меньше, чтобы обеспечить максимальную быстроту разгона мотоцикла (при- емистость). Таким образом четвертое требование противоречит первым трем. Поэтому при проектировании и изготовлении двигателей момент инерции маховиков выбирают из условий работы и назначе- ния мотоцикла. Например, для гоночного мотоцикла маховики делают легче, чем для дорожного, а для двухцилиндрового мото- цикла меньше, чем для одноцилиндрового, и т. д. Маховики выполняют в виде дисков, являющихся одновременно щеками кривошипа, или в виде диска, закрепленного на конце 160
коленчатого вала. В этом случае в нем располагается механизм сцепления. В некоторых двигателях маховик помещают посредине коленчатого вала (двухцилиндровые двигатели мотоциклов Нор- тон, БСА, Триумф и др.) или на конце коленчатого вала снаружи картера (двигатели Мото-Гуцци, МВ и др.); в этом случае маховик не имеет никаких дополнительных функций. Расчет маховика приведен выше. Определить действительные напряжения в коленчатом валу весьма сложно, так как они зависят от многих факторов, которые не поддаются учету, например величина и направление сил, дейст- вующих на вал, жесткость самого вала, жесткость картера, точность обработки деталей и т. п. Поэтому коленчатый вал рассчитывают по приближенному условному методу с рядом допущений. Напряжения, вычисленные по этому методу, сравнивают с напряжениями в про- веренных в эксплуатации конструк- циях. Коленчатый вал рассчиты- вают одновременно на изгиб и кручение от давления газов и сил инерции. Коленчатый вал рассматривают как балку, свободно лежащую на двух опорах и нагруженную сила- ми, реакциями опор и моментами. Как показывает практика расчета многих валов, наибольшие напря- Рис. 89. Схема сил и моментов, нагружающих коленчатый вал жения возникают при передаче наибольшего крутящего момента, т. е. с максимальным значением касательной силы Т. Силу Т и силу Z, действующую по радиусу кри- вошипа, находят по диаграмме касательных (тангенциальных) сил. Схема сил, моментов и реакций, нагружающих коленчатый вал, представлена на рис. 89. Кроме сил Т и Z, реакций 7\, Т2 и Zl9 Z2, к рассматриваемой части коленчатого вала приложен подводи- мый крутящий момент Мп, равный произведению касательной силы, действующей в данный момент на кривошипную шейку второго цилиндра, на радиус кривошипа (в случае двухцилиндрового дви- гателя). Кроме того, к шейке приложен противоположный по направлению крутящий момент сопротивления Л4(., равный мгновен- ному значению крутящего момента двигателя. Очевидно, что Mc = TRKp + Mn. В одноцилиндровом двигателе момент Мп отсутствует. Реакции опор определяют по формулам: «5 + bf, ' - аь -+- Ьь ’ *р _/р Ьь t гр ____гр с^ь 1 ~ «6 + Ьь ’ 2 — 1 V 6 Иваницкий и др. 161
Если между опорами расположены два колена коленчатого вала, как это сделано у большинства двухцилиндровых двигателей, то реакции подсчитывают с учетом сил Z и Т, действующих на каждое колено. Предполагают, что опасное сечение кривошипного пальца находится в точке приложения сил Т и Z. Изгибающий момент от реакции Zj УИ 7 — —— L; I Т • 10 О6 + *6 Изгибающий момент от реакции 7\ Mr. = Tta^T Ввиду того, что эти изгибающие моменты действуют в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, суммарный изгибающий момент определится как геометрическая сумма моментов М2 и Л4Г, Т’е’ М„=Г'Л12+Ж Напряжение изгиба в кривошипном пальце Ми гг - °" 1Г/Х ’ где №1 = ^1 — ~ момент сопротивления изгибу кольце- OZ \ Uh/I / вого сечения кривошипного пальца (DHn — наружный диаметр пальца; don — диаметр отверстия пальца). К этому сечению подводится крутящий момент М = М,.рс - Т^кр. Для одноцилиндрового двигателя крутящий момент определяют по формуле M = TRkP-T.RkP = RkP(T- 7\). Напряжение кручения _ м х'‘р— Г? где W2 = ) - момент сопротивления кручению. 1о \ инп / Суммарное напряжение в опасном сечении кривошипного пальца от изгиба и кручения подсчитывается по формуле ° сум = + 4та-Р- Подсчитанное суммарное напряжение сравнивают с пределом текучести о7 легированной стали, из которой изготовлен кривошип- ный палец. Отношение предела текучести к расчетному напряжению назы- вается коэффициентом запаса прочности аг Al--—. ®сум 162
Коренной палец подвергается изгибу и кручению. Изгибающий момент, действующий на коренную шейку: m2=ziC = z,^. где с — расстояние от середины подшипника до места перехода коренного пальца в щеку кривошипа, которое является опасным сечением. Изгибающий момент от реакции 7\ Мт^Т^Т-^-. Суммарный изгибающий момент М„ = V Mi, + Мт,. Напряжение изгиба „ _м„_ м„ ~п /DHn—d',n\" 32 \ D„n ) Крутящий момент М„ = Мс. Напряжение кручения — м<> ’1кр ~ л (D™ - don\ ' 16 \ Внп. / Суммарное напряжение в коренном пальце от действия изгиба и кручения oCvM = Vti + 4т;-р. Коленчатые валы современных мотоциклетных двигателей чаще всего состоят из нескольких деталей, соединенных прессовой по- садкой. Расчет прессовых посадок необходим для определения наи- большего крутящего момента, который может передать данная пара деталей, силы, необходимой при запрессовке пальцев, а также напряжений растяжения в щеках, возникающих при запрессовке. При прессовой посадке кривошипного пальца опасные на- грузки возникают во время неожиданных остановок двигателя, например из-за заклинивания поршня, преждевременной вспышки, поломки какой-либо детали в силовой передаче. В этом случае момент трения, возникающий в месте запрессовки пальца, дол- жен противодействовать крутящему моменту маховика. Значение последнего зависит от величин динамического момента инерции маховика и отрицательного ускорения при остановке двигателя М = J мх&кв, где Juv — динамический момент инерции маховика; — угловое ускорение. 6* 163
Отрицательное угловое ускорение при мгновенной остановке равно бесконечности, поэтому и крутящий момент маховика в этом случае теоретически бесконечно большой. В действительности всякая остановка двигателя, даже кажу- щаяся мгновенной, продолжается некоторое время. Однако вели- Рис. 90. Схема прессовой посад- ки кривошипного пальца двига- теля М-72: чина екв не поддается расчету или экспериментальному определению. Поэтому прессовую посадку рассчи- тывают условно, например путем сравнения величины момента трения при прессовой посадке с динамиче- ским моментом инерции маховика. Затем эти величины сравнивают с данными удовлетворительно работаю- щих двигателей. Схема прессовой посадки криво- шипного пальца в среднюю щеку кри- вошипа коленчатого вала двигателя М-72 представлена на рис. 90. Момент трения при прессовой по- садке пальца f 3, / — опасное сечение где fm — коэффициент трения; р — удельное давление, возникающее на поверхности сопря- гаемых деталей; Rn — радиус.пальца; 13 — длина запрессовки. Удельное давление определяют по формуле Лямэ п __ Р - 2Rn (Ki - р2) + Е2 (К2 + И1)] ’ Rn-\-Ro rs Ry + Rn где 6„ — натяг при запрессовке; Ro — радиус отверстия кривошипного пальца; Ry — условный радиус охватывающего кольца; Д — модуль упругости материала пальца; £2 — модуль упругости материала щеки кривошипа; Hi и р2 — коэффициенты Пуассона для материалов пальца и щеки кривошипа. Пример. Определить удельное давление и момент трения кривошипного пальца двигателя М-72, если известно, что Ry = 29 мм; Rn = 18 мм; Ro = 8,7мм; 164
Ej = E2 = 2 200 ШкГ/см 2; -0,15 (сталь по стали). Ki щ щ = 0,3; дн = 0,12 мм; I = 18 мм; jm 182 + 8.72 182-8,72 1,605; Удельное давление 292+182 _ 292- 182 “ 2,255. К2 ""2/?zi^i + K2) ’ так как палец и щека изготовлены из однородных материалов. Подставляя зна- чения величин, получим 0,12-2 200 000 Р ~ 2 • 18 • (1,605 + 2,225) ~ 900 кГ!см*, Момент трения Мтр =0,15- 1900 - 2л • 1,82. 1,8 = ю 450 кГ - см. Кроме расчета прочности сопряжения для передачи крутящего момента, часто бывает нужно определить силу, необходимую для запрессовки деталей (например, при подборе пресса). Силу для запрессовки определяют по формуле Р = 2fmpnRnl3. Для двигателя М-72 р = 2-0,15-1900-л- 1,8-1,8 = 5800 кГ. Опасное сечение щеки кривошипа следует проверить на растя- жение. Напряжение растяжения определяют по формуле о а = р Ry + Rn Ry — Rn Для двигателя М-72 оа — 1900-2,255 — 4280 кПсм2. Если принять предел текучести для вязкой легированной стали равным 80—88 кПмм\ то коэффициент запаса равен приблизи- тельно 2. § 60. КАРТЕР Картер является основанием, на котором крепят все основные детали двигателя. Картер изготовляют из алюминиевого сплава. При помощи приливов и отверстий в картере двигатель крепят к раме мотоцикла. Пространство картера, в котором вращаются щеки коленчатого вала и шатун, называют кривошипной камерой. Кривошипная ка* мера четырехтактного двигателя сообщается с атмосферой только через специальное отверстие — сапун. Во время работы в криво- шипной камере создается масляный туман, смазывающий основные детали двигателя, 165
Кривошипная камера двухтактного двигателя служит проду- вочным насосом; она должна быть как можно лучше изолирована от окружающего воздуха. Картер одноцилиндрового двигателя (рис. 91) обычно состоит из двух половин; он имеет разъем по оси цилиндра. Опоры колен- чатого вала располагают в каждой из половин картера. Картеры одноцилиндровых двухтактных двигателей часто выполняют как одно целое с картерами коробок передач. На рис. 92 изображен картер двухцилиндрового четырехтакт- ного двигателя с противоположно расположенными цилиндрами. Одну из опор коленчатого вала помещают в картере, а другую — в отъемной крышке, крепящейся к картеру болтами. Такой картер называют картером туннельного Рис. 91. Картер одноцилиндрового двухтактного двигателя типа. Снизу к картеру прикрепляют стальной штампованный под- дон, который ставят на пробоковой прокладке, предотвращающей течь масла. Кривошипные камеры двухтактных двигателей должны быть полностью изолированы одна от другой, чтобы не нарушать фазы газораспределения в цилиндрах. Между кривошипными камерами обычно устанавливают среднюю опору коленчатого вала и сальник, препятствующий перетеканию горючей смеси из одной кривошип- ной камеры в другую. В картере двухцилиндрового четырехтактного двигателя Нор- тон-88 коленчатый вал опирается на два шарико- или роликопод- шипника и фиксируется в осевом направлении. Картер имеет разъем 166
между двумя цилиндрами в плоскости, перпендикулярной к оси коленчатого вала. В картере двигателя мотоцикла М-63 коленчатый вал установлен на двух шарикоподшипниках 1 и 2 (см. рис. 167); подшипник 2 помещен в стальной обойме 3, прикрепленной болтами к картеру. На коленчатом валу подшипник 2 зафиксирован при помощи ведущей 222 ь Рис. 92. Картер двух- цилиндрового четырех- тактного двигателя шестерни 4 распределения, шайбы 5 и болта 6, а в картере — в обой- ме 3 при помощи крышки 7 и болтов. Для компенсации разницы в размерах картера и коленчатого вала, вызванной неточностью изготовления и неодинаковым темпе- ратурным расширением, подшипник 1 должен иметь некоторую свободу перемещения в осевом направлении как в отверстии крышки картера, так и на коленчатом валу. В картере двигателя ИЖ «Планета» (рис. 93) коленчатый вал установлен на трех опорах. Со стороны передней цепной передачи (с левой стороны по ходу мотоцикла) имеется два подшипника, из 167
которых один (внутренний) роликовый 1, а другой (наружный) шариковый 2. Третий роликоподшипник 7 установлен со стороны генератора (с правой стороны по ходу мотоцикла). Вал фиксирует шарикоподшипник 2, который укреплен в картере при помощи пружинных колец 3. На коленчатом валу внутреннее кольцо под- Рис. 93. Установка коленчатого вала в картере двигателя ИЖ «Планета» шипника фиксируется с одной стороны выступом коленчатого вала, а с другой — пружинной шайбой 4, прижимаемой торцом цепной звездочки 5 при помощи болта 6. Между торцом звездочки и коль- цом подшипника нельзя ставить плоскую шайбу или распорное кольцо, так как звездочка при посадке на конусный конец колен- чатого вала должна иметь возможность несколько перемещаться в осевом направлении. В данной конструкции необходимый натяг создают за счет сжатия волнистой шайбы 4. Другой принцип фиксации коленчатого вала применен в двига- теле М-104 (рис. 94). Коленчатый вал вращается на трех одинаковых газ
шарикоподшипниках /. Со стороны передней передачи установлены два подшипника, а с противоположной — один. Положение колен- чатого вала определяют два подшипника — правый и внутренний левый. Наружное кольцо правого подшипника опирается через регулировочные прокладки 2 на крышку 3 сальника, прикреплен- ную винтами 4 к правой половине картера. Наружное кольцо внут- реннего левого подшипника упирается в пружинное кольцо 5, Рис. 94. Установка коленчатого вала в картере двигателя М-104 вставленное в канавку левой половины картера. Между пружинным кольцом 5 и крышкой сальника 3 коленчатый вал должен свободно перемещаться в осевом направлении на 0,2—0,3 мж; это обеспечи* вается подбором регулировочных шайб соответствующей толщины» Вентиляция картера у четырехтактных мотоциклетных двигате- лей имеет большее значение, чем у автомобильных. При движении поршней от в. м. т. к н. м. т. объем, находящийся под поршнями, уменьшается, а давление, следовательно, повышается. Когда порш- ни движутся к в. м. т., происходит обратное явление. Таким обра- зом, давление в картере пульсирует. В результате нагрева двигателя, а также прорыва некоторого количества отработавших газов через поршневые кольца давление 109
в картере становится выше атмосферного. Повышение давления в картере приводит к выдавливанию через плоскости разъема, из- под винтов, шпилек и пробок масляного тумана, который заполняет внутренний объем картера во время работы двигателя. Появляется обильная течь масла, перерасход его, загрязняются двигатель и другие детали мотоцикла. Поэтому в двигателе обязательно должно быть устройство, поддерживающее давление на уровне атмосфер- ного. Для этого служит вентиляция картера. Наиболее простой способ понижения давления в картере — соединение его внутренней полости с атмосферой при помощи по- Рис. 95. Схема, поясняющая действие сапуна стоянно открытого воздушного канала. Примером такой конструк- ции может служить двигатель МВ-125. Общее пространство криво- шипной камеры двигателя, картеров коробки передач и передней передачи соединено с окружающим воздухом двумя трубками, имеющими внутри лабиринт для отделения капель масла и наруж- ную сетку. Ввиду изменения давления в картере воздух через эти трубки проходит как из картера, так и в картер; однако среднее давление в картере поддерживается равным атмосферному. Если необходимо поддерживать давление ниже атмосферного, применяют сапун, устройство которого показано на рис. 95. Когда поршень движется вниз, давление в картере повышается, и воздух устремляется по продольному каналу 1 цапфы коленчатого вала, затем по радиальному каналу 2 в отверстие 3 корпуса сапуна, 170
которое в этот момент совпадает с каналом 2. Через отверстие 3 воздух выходит наружу. При дальнейшем вращении коленчатого вала поршень начинает подниматься к в. м. т.» и давление в картере становится ниже атмосферного. В этом случае канал 2 уже не сов- падает с отверстием 3, вследствие чего картер не сообщается с на- ружным воздухом. Пока поршень движется к в. м. т.» отверстие 3 закрыто, и в картере сохраняется разрежение. При последующем движении поршня к н. м. т. отверстие 3 открывается, и под дейст- вием избыточного давления воздух выходит наружу. В результате этого в картере поддерживается некоторое разрежение. У многих мотоциклов с четырехтактными двигателями полости картеров двигателя, коробки передач и передней передачи соеди- нены и образуют общую полость большого объема. В этом случае колебания давления при движении поршня уменьшаются, -вентиля- ция картера облегчается, и для отвода воздуха можно применить каналы меньшего сечения и большей длины (например, двигатели фирмы Мото-Гуцци, НСУ Макс). Для уплотнения картера двигателя в месте выхода коленчатого вала применяют резиновые сальники с пружинами. Кривошипная камера двухтактного двигателя должна быть тщательно изолирована от окружающего воздуха, поэтому к саль- никам двухтактных двигателей предъявляют высокие требования в отношении герметичности и надежности в работе. Чаще всего применяют сальники с манжетами, изготовленными из специальной бензо-маслостойкой резины, выдерживающей высокие скорости скольжения и температуру до 70° С. Эти сальники являются само- поджимными, так как на их манжеты надеты спиральные пружины, прижимающие рабочую поверхность манжеты к полированной поверхности шеек коленчатого вала.
Глава XI ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ § 61. МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ Механизм газораспределения служит для впуска в цилиндр горючей смеси и выпуска отработавших газов в соответствии с про- теканием рабочего процесса в цилиндре. Наиболее простая схема механизма газораспределения с боко- вым расположением клапанов изображена на рис. 96. Клапаны могут быть размещены в цилиндре параллельно его оси или, как в данном случае, наклонно. Вследствие такого расположения кла- панов камера сгорания имеет сложную форму; она вытянута в сто- рону от оси цилиндра. Впускной и выпускной патрубки и каналы, направляющие клапанов и коробка клапанных пружин отлиты как одно целое с цилиндром. Распределительный вал с кулачками приводится во вращение от коленчатого вала одной парой цилиндрических шестерен. Ввиду того, что каждый клапан должен открываться 1 раз за два оборота коленчатого вала, распределительный вал вращается вдвое медлен- нее коленчатого вала, а число зубьев шестерни распределительного вала вдвое больше числа зубьев ведущей шестерни распределения коленчатого вала. При вращении распределительного вала кулачок, который же- стко закреплен на валу или изготовлен как одно целое с ним, в опре- деленный момент приподнимает толкатель, который, действуя на стержень клапана и сжимая клапанную пружину, открывает кла- пан. При дальнейшем вращении распределительного вала кулачок отходит от толкателя, а клапан и толкатель под действием клапан- ной пружины возвращаются на место, и клапан закрывается. Далее открывается второй клапан, затем первый, чем обеспечи- вается попеременное открытие и закрытие впускного и выпускного отверстий. Когда клапан закрыт, между его стержнем и толкателем обя- зательно должен оставаться зазор. Если зазора нет, пружина не смо- жет плотно прижать клапан к седлу. Вследствие этого газы будут 172
выходить в щель между клапаном и седлом из камеры сгорания наружу, а поэтому уменьшится давление сжатия, и двигатель начнет работать с перебоями. Зазор необходим еще и потому, что при нагревании цилиндр и клапан расширяются неодинаково: стержень клапана нагревается значительнее и удлиняется больше, чем цилиндр, а это приводит к уменьшению зазора. В современных мотоциклетных двигателях в основном приме- няют механизм газораспределения с верхним расположением кла- Рис. 96. Механизм газораспределения с боковыми клапанами двигателя К-750: / — направляющая толкателя; 2 — толкатель; 3 — регулировочный винт; 4 — контргайка; 5 — пружина клапана; 6 — тарелка; 7 — опорная шайба; 8 — тепло- изоляционное кольцо; 9 — клапан панов, схема которого показана на рис. 97. В этом случае клапаны 1 расположены не в цилиндре, а в его головке под некоторым углом один к другому; камера сгорания имеет полушаровую форму. Так как клапаны удалены от кулачков 3 распределительного вала 2, толкатель 4 действует на толкающую штангу 5, которая, поднимаясь, поворачивает коромысло 6. Коромысло нажимает на стержень кла- пана 1 и открывает его. В двигателях гоночных мотоциклов применяют механизм газо- распределения с верхним расположением одного или двух распре- делительных валов. В первом случае распределительный вал рас- положен в головке цилиндра и получает вращение от коленчатого вала через ряд цилиндрических шестерен или валик с коническими шестернями. Распределительный вал иногда приводят в действие при 173
помощи цепи. Кулач- ки вала действуют на коромысла, которые передают усилие на стержни клапанов. Во втором случае два р асп р едел ител ь- ных вала расположе- ны в головке цилинд- ра. Кулачки дейст- вуют на одноплечие рычажки (рокеры), которые передают уси- лие непосредственно стержням клапанов (рис. 98). К недостаткам ме- ханизма газораспре- деления с боковым расположением кла- панов относятся: вы- тянутая сложная фор- ма камеры сгорания, способствующая по- явлению детонации и не позволяющая уве- личивать степень сжа- тия, ввиду чего сни- жается мощность дви- гател я; относител ьно большая поверхность камеры сгорания, вследствие чего имеют место большие потери тепла в систему ох- лаждения и умень- шается индикаторный к. п. д.; сложная фор- ма цилиндра, что при- водит к неравномер- ной его деформации при нагревании, ухуд- шению охлаждения и увеличению износа. Преимуществом ме- ханизма газораспре- деления с боковым 174
расположением клапанов является простота конструкции, так как количество деталей в этом случае наименьшее. В двигателях с верхним расположением клапанов и нижним расположением распределительного вала можно применять полу- шаровую камеру сгорания, имеющую малую поверхность. Такая камера уменьшает возможность появления детонации, позволяет Рис. 98. Механизм газораспределения двигателя гоночного мотоцикла С-159 и привод к верхним распределительным валам повысить степень сжатия и увеличить мощность двигателя. Однако в этом случае получается более сложный привод, появляются новые детали — штанги и коромысла. При конструировании двигателей гоночных мотоциклов необ- ходимо повысить мощность за счет увеличения числа оборотов. При увеличении числа оборотов сильно возрастают скорости и ускорения деталей привода клапанов, которые движутся возвратно- поступательно. В результате увеличиваются силы инерции, возни- кающие в этих деталях. Это Вынуждает делать клапанные пружины 175
более жесткими, что сопровождается увеличением нагрузок на все детали привода клапанов и уменьшением их надежности. Поэтому в двигателях гоночных мотокцилов стремятся уменьшить вес дета- лей, движущихся возвратно-поступательно, приближая распреде- лительный вал к клапанам и ликвидируя длинные штанги и коро- мысла. Применение камеры сгорания полушаровой или «шатровой» формы при верхнем расположении клапанов позволило в некоторых Рис. 99. Механизм газораспределения (двигатель Велосетт) рабо- тающий по схеме «Деем одр ом и к»: а — общий вид механизма; б — детали коромысла конструкциях расположить четыре или три клапана в каждом цилиндре. При такой конструкции размеры и вес каждого клапана уменьшаются, а следовательно, появляется возможность увеличить число оборотов двигателя. Японская фирма Хонда в своих гоночных мотоциклах применяет четыре клапана в каждом цилиндре. В дви- гателе гоночного мотоцикла «Восток» в каждом цилиндре имеется по 3 клапана. Иногда применяют механизм газораспределения, в котором отсутствуют возвратные пружины, и опускание клапана осущест- вляется так же, как и подъем, — жестким приводом от соответст- вующего кулачка. Одна из схем такого привода, получившего в иностранной технической литературе название «Десмодромик», приведена на рис. 99 (английская фирма Велосетт). 176
Система «Десмодромик» не имеет недостатков системы распре- деления с возвратной пружиной, связанных с увеличением числа оборотов (нарушение заданного закона подъема и опускания кла- пана вследствие увеличения сил инерции клапанов и связанных с ним деталей). Система «Десмодромик» применялась неоднократно на гоночных автомобилях и мотоциклах, однако вследствие своей сложности и Рис. 100. Механизм газораспределения мотоцикла Дукати-125 высоких требований к точности изготовления не получила широкого распространения. На рис. 100 показана схема привода клапанов мотоцикла Ду- кати-125. Открытие клапанов осуществляется при помощи кулач- ков /, расположенных на распределительных валах 2, и рычажков 3. Закрытием клапанов управляют кулачки 4, расположенные на среднем валу 5. Эти кулачки действуют на клапаны через коро- мысла 6, упирающиеся своими концами в шайбы 7. Между шай- бой 7 и жестко связанным с клапаном упором имеется короткая пружина, предназначенная для компенсации температурных дефор- маций и неточностей изготовления. § 62. ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Распределительный вал (рис. 101). Распределительный вал обес- печивает своевременное открытие и закрытие клапанов. Он имеет впускные и выпускные кулачки и шейки, которыми опирается на 177
бронзовые втулки или шарикоподшипники. Иногда кулачки вы- полняют отдельно от вала и крепят на валу на шпонках. Н м.т Рис. 101. Распределительный вал: I — кулачок впускной Хе 1; II — кулачок впускной Хе 2; III — кулачок выпускной Хе 1; IV — кулачок выпускной № 2 У приведенного на рисунке распределительного вала фазы газораспределения действительны при зазоре между клапаном и коромыслом 2 мм. Рис. 102. Клапан Клапан (рис. 102). Клапан состоит из головки и стержня. Головка имеет фаску с углом 45®, которой клапан прилегает к фаске седла. Фаску клапана тщательно притирают к фаске седла, чем предотвращают утечку газов через отверстие для клапана, когда 178
Рис. 103. Крепление тарелки клапанной пружины при помощи сухарей он закрыт. Поверхность головки может быть плоской, вогнутой или тюльпанообразной. Переход от головки к стержню делают плавным. Биение поверх- ности фаски относительно стержня должно быть не более 0,02 мм. В месте перехода от стержня клапана к головке уступы и риски не допускаются. В современных быстроходных двигателях эти места полируют, чтобы избежать концентрации напряжений в дан- ном опасном сечении. Особенно тяжелым нагрузкам подвергается выпускной клапан, так как он сильно нагревается во время работы двигателя и часто работает в состоянии красного каления (600—700° С). Выпускные клапаны изготовляют из жаростойкой стали (например, в двигателе М-62 из стали Х9С2, а в двигателях гоночных мотоциклов — из сплава ЭИ-617, ГОСТ 5632—61). Направляющие втулки обычно запрессо- вывают в головку цилиндра и изготовляют их из бронзы. Иногда применяют металлоке- рамические направляющие втулки. Тепло от головки клапана передается через стержень втулке и головке цилиндра. Для лучшего охлаждения клапана жела- тельно втулку делать длиннее, однако это приводит к удлинению клапана, увеличению его веса и размеров головки цилиндра. В со- временных двигателях длину направляющей втулки делают приблизительно в 5 раз больше диаметра стержня клапана. На расстоянии 4—5 мм от конца на стержне клапана имеется выточка для сухарей тарелки клапанной пружины (рис. 103). Закрепление тарелки 1 при помощи сухарей 2 является общепри- нятым. Толкатель. Толкатель передает усилие от кулачка к стержню клапана, воспринимает боковые силы, возникающие при вращении кулачка, и разгружает от них стержень клапана. Толкатели могут иметь различную конструкцию. На рис. 96 показаны толкатель 2, его направляющая втулка 1 и другие детали механизма газораспределения двигателя мотоцикла К-750. Головка толкателя имеет две параллельные плоскости, входящие в вырез направляющей втулки, и плоский торец, по которому скользит кулачок распределительного вала. Цилиндрический стержень тол- кателя вставлен в отверстие направляющей втулки. С конца, про- тивоположного головке, в толкатель ввернут регулировочный болт 3 с контргайкой 4. Толкатель изготовлен из чугуна, причем торец головки имеет высокую твердость для уменьшения износа. Направляющая втулка толкателя выполнена из дуралюмина Д1. 179
Толкающие штанги. Толкающие штанги чаще всего представ- ляют собой тонкостенные стальные трубки, в которые с обоих кон- цов запрессованы закаленные стальные наконечники с шаровыми поверхностями, входящими в углубления толкателя и коромысла. Иногда толкающие штанги изготовляют без наконечников. В этом случае стальную трубку завальцовывают с двух сторон, причем завал ьцованным концам придают полу шаровую форму. В некоторых конструкциях штанги выполняют из дуралюминиевого стержня. Такие штанги чаще всего применяют в тех двигателях, где цилиндр и его головка изготовлены из алюминиевых сплавов, имеющих более высокий коэффициент линейного расширения, чем чугун и сталь. Когда двигатель работает, цилиндр и его головка нагреваются и расширяются; при этом коромысло, ось которого находится на головке цилиндра, отдаляется от распределительного вала, разме- щенного в картере; зазор в клапанном механизме увеличивается. Если штанга изготовлена из стали, коэффициент линейного рас- ширения которой значительно меньше, чем алюминиевых сплавов, то увеличение длины штанги от нагревания не может компенсировать увеличения зазора вследствие удлинения цилиндра и головки. Это приводит к появлению стука, нарушению газораспределения и потере мощности двигателя. При изготовлении штанги из дюралю- миния, коэффициент расширения которого близок к коэффициенту расширения алюминиевого сплава головки цилиндра, изменение зазора в механизме привода клапанов при работе двигателя незна- чительно. Коромысло. Коромысло представляет собой двуплечий рычаг, качающийся вокруг неподвижной оси на бронзовой втулке или на игольчатом подшипнике. У некоторых двигателей коромысло не имеет втулки. Поверхности трения отверстия коромысла и оси дол- жны быть обильно смазаны, для чего в коромысле имеются каналы, через которые подводится масло. Один конец коромысла соприкасается со штангой, а другой — со стержнем клапана. На одном из концов коромысла обычно имеется регулировочный болт с контргайкой. У некоторых двигателей с верхним расположением клапанов толкатели отсутствуют, а кулачок действует на одноплечий рычажок (рокер). По поверхности головки рокера скользит кулачок, а в уг- лубление головки вставлен наконечник штанги. Боковая сила от кулачка воспринимается осью рокера. Клапанные пружины. Клапанные пружины бывают двух видов: цилиндрические (рис. 104, а), работающие на кручение, и шпилеч- ные (рис. 104, б), работающие на изгиб. У двигателей с боковым расположением клапанов на каждый клапан действует цилиндрическая пружина. У двигателей с верх- ним расположением клапанов на каждый клапан действуют две пружины разного диаметра, расположенные одна внутри другой. 180
Шпилечные клапанные пружины применяют чаще всего на дви- гателях гоночных мотоциклов, имеющих большое число оборотов коленчатого вала ввиду малого веса частей, участвующих в воз- вратно-поступательном движении, а также вследствие их большой надежности. Клапанные пружины изготовляют из стальной проволоки 65Г, 60С2 или из хромованадиевой проволоки 50ХФА. Пружины двига- Рис. 104. Клапанные пружины: а — цилиндрические; б — шпилечные теля М-62 изготовлены из стали 50ХФА, калятся до твердости HRC 42—47 и подвергаются дробеструйной обработке. Клапанные пружины гоночных двигателей изготовляют из вы- сококачественной шлифованной проволоки, закаливают, а также подвергают дробеструйной обработке, которая в несколько раз по- вышает усталостную прочность, надежность и срок службы пружин. § 63. РЕГУЛИРОВКА ЗАЗОРОВ В КЛАПАННОМ МЕХАНИЗМЕ Зазор в клапанном механизме должен иметь определенные пре- делы (у двигателя К-750 зазор между толкателями и стержнями клапанов равен 0,1 мм). Зазор проверяют при помощи щупа в мо- мент полного закрытия клапана. У двигателей с верхним расположением клапанов зазор, как. было указано, увеличивается, особенно при применении алюминие- вых сплавов. В таком случае зазор в холодном двигателе устанав- ливают минимальным: толкающая штанга должна свободно повер- тываться от руки относительно своей оси, причем продольный зазор не должен ощущаться. При нагревании зазор увеличивается до 0,1—0,15 мм. У этих двигателей зазор регулируют болтомсконтр- гайкой, помещенным на конце коромысла. Головка регулиро- вочного болта опирается на стержень клапана. У некоторых дви- гателей регулировочный болт с контргайкой помещается на толкаю- щей штанге. Иногда зазор регулируют при помощи эксцентриковой 181
оси коромысла, которую повертывают в отверстиях головки, при- ближая коромысло к клапану или отдаляя от него. В двигателе гоночного мотоцикла зазор регулируют при помощи сменных шариков, у которых с одной стороны прошлифована пло- скость. Такой способ регулировки неудобен, однако он имеет то преимущество, что вес деталей привода клапана уменьшается ввиду отсутствия регулировочного болта и контргайки, что очень важно для быстроходного двигателя гоночного мотоцикла. В двигателях БМВ оси коромысел укреплены на стойках, кото- рые опираются на болты, крепящие головку к чугунному цилиндру и углубленные в тело головки. Поэтому тепловое расширение го- ловки цилиндра, изготовленной из алюминиевого сплава, мало влияет на положение осей коромысел, и зазор при нагревании дви- гателя не увеличивается. Зазор в двигателе БМВ Р51/3, для впуск- ного клапана равен 0,2—0,15 мм, а для выпускного 0,15—0,20 мм. § 64. РАСЧЕТ ПЛОЩАДИ ПРОХОДНОГО СЕЧЕНИЯ КЛАПАНА Основными размерами, которые характеризуют пропускную способность клапана, являются его диаметр del (рис. 105, а), высота подъема hel и угол ае уплотняющей фаски. Диаметр и высоту подъ- ема клапана выбирают в зависимости от назначения и характера работы двигателя. Чем большие мощность и число оборотов колен- Рис. 105. Обозначение расчетных размеров клапана чатого вала хотят получить от двигателя, тем большими делают диаметр и высоту подъема клапана (при прочих равных условиях). Для двигателей гоночных мотоциклов выбирают клапаны наи- большего диаметра, исходя из возможности размещения их в головке цилиндра. Точно так же высота подъема клапанов у двигателей гоночных мотоциклов — максимально возможная, с учетом действия сил инерции. У двигателей дорожных мотоциклов размеры клапанов меньше и соответственно меньше число оборотов и мощность, в связи с чем повышаются надежность и срок службы двигателей. 182
Угол ае уплотняющей фаски чаще всего равен 45° и реже 30°. Ширину е фаски делают 1,5—2 мм. Площадь проходного сечения клапана в любой момент принимают равной площади боковой поверхности усеченного конуса с образую- щей he и диаметрами оснований de2 и de. Длина образующей he = hel cos ае, где hel — высота подъема клапана в данный момент. Больший диаметр усеченного конуса определяют по формуле dc = de2 + 2hel cos ae sin ae. Площадь проходного сечения клапана fta = nhei de2+-de- cos ae = Jthe (de2 + he cos ae sin ae) cos ae. Приведенная формула верна лишь при малой высоте подъема и больших значениях ширины е фаски, т. е. пока de < del. Как только подъем клапана достигает значения hel ^2 sin^a^cosa''* Ф°РмУла становится неверной, а площадь проходного сечения клапана сле- дует принимать равной площади усеченного конуса с образующей hb и диаметрами оснований de2 и dei (рис. 105, б). Образующую определяют по формуле hb = Vhe\ + е2 - 2h(1 sinaa. Площадь проходного сечения клапана fK1 = я ”1 ^-de2 V+ е2 - 2hele sin ае, где dei =de2 + 2ecos ae. Наибольшую площадь проходного сечения вычисляют по той же формуле, заменяя переменное значение hel максимальной высо- той подъема hPl max клапана. Максимальная площадь проходного сечения fKA клапана не должна быть больше площади сечения f2 канала для прохода газа: с __Ttdcm I2—-4 4“ ’ где dcm — диаметр стержня клапана. Угол ае — уплотняющей фаски влияет на величину проходного сечения: с уменьшением ае увеличивается fKA. Например, при de2 = 29 мм, е — 1,5 мм, пе j гаах = 8 мм и ае — 45® площадь проходного сечения = Л 2-9 + 2'°>152 cos 45+ 2,9 |Ло,8«+0,15« - 2 • 0,8 • 0,15 sin 45=6,6 см? а при ае == 30э 1КЛ = Л (0,15 • cos 30 + 2,9) |/0,82 + 0,152 - 2 • 0,8 -‘0,15 sin 30 «а 7 см\ 183
Таким образом, при изменении угла фаски с 45 до 30° площадь проходного сечения увеличивается приблизительно на 6%. В мото- циклетных двигателях в подавляющем большинстве случаев угол фаски клапана равен 45°, так как хотя при уменьшении угла и увеличивается площадь проходного сечения клапана, но одновре- менно с этим ухудшается коэффициент истечения ввиду резкого по- ворота потока в проходном сечении; наполнение цилиндра при этом не увеличивается. Достаточность площади проходных сечений проверяют по сред- ней условной скорости проходящих через клапан газов. При этом предполагают, что объем поступающей в цилиндр горючей смеси равен объему, прошедшему через клапан, а смесь несжимаема. Средняя скорость газов rcD2Sn Vhn . г 4. зоf 30f м/сек * к л max к л шах или Vhn , иг = 35f2 м‘сек’ где D — диаметр цилиндра в м; п — число оборотов кривошипа в минуту; S — ход поршня в м; Sn , средняя скорость поршня в м/сек\ fKAmax — максимальная площадь проходного сечения клапана в м2; f2 — площадь проходного сечения горловины клапана в м2. Следует заметить, что величина средней скорости газов в гор- ловине или в сечении клапана является условной и лишь очень приблизительно характеризует наполнение цилиндра. Чем выше скорость, тем больше гидравлические потери при прочих равных условиях, тем меньше наполнение цилиндра. Средняя скорость газов не должна превышать 65—70 м/сек для двигателей дорож- ных мотоциклов и 90 м/сек — для двигателей гоночных мотоцик- лов. Однако она не должна быть меньше 40 м/сек, так как при малых скоростях ухудшается смесеобразование. § 65. ВЫБОР ФАЗ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ. ДИАГРАММЫ ПОДЪЕМА КЛАПАНА И ВРЕМЯ-СЕЧЕНИЯ Наполнение цилиндра свежей смесью зависит не только от ве- личины площади проходного сечения клапана, но и от времени, в течение которого впускной клапан открыт. Для лучшего наполнения цилиндров свежим зарядом и наибо- лее полной очистки их от отработавших газов момент открытия и закрытия клапанов не совпадает с положением поршня в в. м. т. и н. м. т., а происходит с опережением или запаздыванием. 184
Моменты открытия и закрытия впускных и выпускных клапа- нов, а также окон (в двухтактных двигателях), выраженные в гра- дусах угла поворота коленчатого вала по отношению к мертвым точкам, называются фазами газораспределения. В четырехтактных мотоциклетных двигателях впускной клапан открывается раньше, чем он придет в в. м. т. (опережение впуска). При этом к началу хода поршня вниз при такте впуска клапан уже немного откроется. Опережение открытия впускного клапана способствует лучшему наполнению цилиндра горючей смесью. Закрывается впускной клапан тогда, когда поршень пройдет н. м. т. и начнет двигаться к в. м. т. (запаздывание впуска). При Qm. т Н.мт. Рис. 106. Фазы газораспределе- ния двигателя К-750 этом свежая горючая смесь продол- жает поступать в цилиндр по инер- ции. При запаздывании впуска также увеличивается наполнение ци- линдра. Выпускной клапан начинает от- крываться раньше, чем поршень при- дет в н. м. т. В этом случае продол- жительность выпуска увеличивается, а рабочий ход сокращается, что на первый взгляд может показаться неце- лесообразным. При опережении вы- пуска улучшается очистка цилиндра от отработавших газов и в нем пони- жается давление к моменту открытия впускного клапана. Улучшение очи- стки и наполнения цилиндра возме- щает некоторую потерю мощности вследствие неполного использо- вания энергии расширяющихся продуктов сгорания во время ра- бочего хода. Выпускной клапан закрывается с запаздыванием, т. е. после того, как поршень пройдет в. м. т. Это необходимо, чтобы использо- вать инерцию потока отработавших газов для лучшей очистки ци- линдра. Таким образом, клапаны в одном цилиндре в течение некоторого времени открыты одновременно. Этот период, выраженный в гра- дусах угла поворота коленчатого вала, называется перекрытием клапанов. Фазы газораспределения могут быть изображены в виде круго- вой диаграммы, которая называется диаграммой газораспределения. На рис. 106 представлена диаграмма газораспределения двига- теля К-750. Как видно из диаграммы, продолжительность впуска и выпуска равна 314° угла поворота коленчатого вала. Такая про- должительность открытия и закрытия клапанов обеспечивает плав- ность подъема клапанов и уменьшение сил инерции. Вследствие того, что в начале подъема клапана площадь проходного сечения 185
очень мала, большая продолжительность открытия клапанов не ока- зывает вредного влияния на работу двигателя. Чтобы обеспечить заданные фазы газораспределения, при сборке двигателя нужно совместить метки, имеющиеся на распределитель- ных шестернях коленчатого и распределительного валов, причем шпонка на коленчатом валу должна быть зафиксирована относи- тельно оси кривошипа, шпоночный паз — относительно оси зуба шестерен; точно так же шпонка на распределительном валу должна быть точно расположена относительно оси кулачка и относительно зуба распределительной шестерни. Если передача от коленчатого вала к распределительным валам осуществляется при помощи большого количества промежуточных деталей (например, при верх- Рис. 107. Нониус двигателя С-354 нем расположении распределительных валов), изготовление этих деталей с нужной точностью вызывает большие технологические трудности. В этом случае в конструкцию вводится устройство, позво- ляющее зафиксировать кулачки или распределительную шестерню на распределительном валу в любом положении с наружной точно- стью, независимо от положения шпонок. Это устройство носит наз- вание верньера или нониуса, или регулировочной муфты. Одно из возможных конструктивных решений нониуса изображено на рис. 107. Распределительный вал /, на котором жестко укреплены ку- лачки распределения 2, приводится в движение при помощи пары конических шестерен 3 и 4 от приводного вала 8, Шестерня 3 может свободно поворачиваться на шейке вала / и жестко соединяться с ним при помощи муфт 5, 6 и гайки 7. Шестерня 4 на валу 8 закреп- ляется жестко в одном положении при помощи шпонки или прес- совой посадки. На правом торце шестерни 3 нарезаны зубья, входящие во впа- дины торцовых зубьев левой стороны средней муфты 5. Последняя 186
имеет на правой стороне зубья, находящиеся в зацеплении с зубья- ми ведомой муфты 6. Средняя муфта 5 свободно посажена на валу /, 9 муфта 6 закреплена на нем на шлицах. Гайка 7 служит для затяжки деталей 3, 5, и 6 на валу 1. Для того чтобы установить шестерню 3 на валу 1 в нужном по- ложении, нужно отвернуть гайку 7, отодвинуть муфты 6 и 5 вправо так, чтобы торцовые зубья вышли из зацепления, затем повернуть среднюю муфту 5 или вал 1 на нужный угол, ввести в зацепление зубья муфты и затянуть гайкой. Точность установки газораспределения зависит от числа зубьев ze ведущей и числа зубьев zn ведомой муфт. При перестанов- ке средней муфты относительно ведущей на х зубьев она повернется /360х \° относительно распределительного вала на —j , а при перестанов- ке ведомой муфты и связанного с ней кулачка на у зубьев в обратном направлении она повернется на угол — ------ . В результате ку- лачок повернется на угол х • 360 у • 360 360 аг --------*---------- г г гг (Хгч ~-Угв), где ze и zn — взаимно простые числа (например, 20 и 21). Путем подбора чисел х и у выражение в скобках можно превра- тить в единицу. Например, х = 20, а у = 19; тогда (xzn — yze) = = 20-20 — 19-21 = 1. Минимальный угол поворота кулачка отно- сительно распределительного вала „ __ 360 _ 360 л — ~ — 20^21 ~ 0,86 ’ ZnZe что соответствует углу поворота коленчатого вала аА. = 2-0,86= 1,72°. Рабочая смесь воспламеняется в начале рабочего хода также не в в. м. т., а несколько раньше, когда поршень еще не дошел до нее, чтобы к началу перемещения поршня от в. м. т. к н. м. т. вся рабочая смесь успела воспламениться. Появление искры в свече зажигания до того, как поршень достиг в. м. т., называется опрежением зажигания. Оно также выражается в градусах угла поворота коленчатого вала. Моменты открытия и закрытия клапанов устанавливают с таким расчетом, чтобы использовать инерцию газов. Чем выше скорости газов, тем больше их инерция и влияние на наполнение и очистку цилиндров. Поэтому становится понятным, что для достижения вы- сокого числа оборотов время открытия клапанов должно быть большим, при малом числе оборотов — меньшим. Фазы газораспределения выбирают в зависимости от назначения двигателя. У двигателей гоночных мотоциклов, рассчитанных для работы на полной мощности и высоких скоростях движения, время 187
открытия у клапанов больше, чем у двигателей дорожных мотоцик- лов, работающих на меньшем числе оборотов. Правильно выбранные фазы газораспределения, большие пло- щади проходных сечений и высота подъема клапана еще не обеспе- чивают хорошее наполнение и очистку цилиндров. Очень важны также скорость подъема и опускания клапана. Площадь проходного сечения клапана не остается постоянной, а все время изменяется: увеличивается от нуля до полной величины и затем уменьшается до нуля. Кривую изменения площади про- ходного сечения клапана можно построить, откладывая на оси абсцисс время открытия клапана (или пропорциональные этому времени углы поворота коленчатого вала), а по оси ординат — соответствующие площади проходного сечения клапана (рис. 108). Рис. 108. Диаграмма время-сечения Площадь, ограниченная кривой и осью абсцисс, выражает в опре- деленном масштабе величину, которая называется время-сечение клапана. Время-сечение наиболее полно характеризует работу клапана, так как одновременно учитывает не только размеры площади про- ходного сечения, но и продолжительность открытия клапана. Чем больше время-сечение, тем меньше сопротивление проходу газа оказывает клапан и тем больше газов может пройти через клапан за время его открытия. Из диаграммы видно, что время-сечение может быть разным при одинаковых фазах, т. е. при одинаковых продолжительности откры- тия и максимальной площади проходного сечения клапана. Более быстрый подъем клапана, изображенный штриховой кривой, дает большее время-сечение, а значит, лучшее наполнение. Чем больше время-сечение, тем больше литровая мощность дви- гателя и тем выше число оборотов коленчатого вала при максималь- ной мощности. § 66. ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЕЙ КУЛАЧКОВ Время-сечение при прочих равных условиях зависит от кривой изменения высоты подъема клапана (рис. 109). На графике высоты подъема по оси абсцисс откладывают время или пропорциональные 188
Рис. 109. Диаграмма подъема клапана Рис. НО. Построение профиля кулачка для плоского толкателя ему углы поворота коленчатого вала, а по оси ординат — высоту подъема клапана. Форма кривой зависит от профиля кулачка рас- пределительного вала. Наибольшее распространение получили кулачки с выпуклым профилем, работающие с толкателем, имеющим плоскую рабочую по- верхность. Для построения профиля кулачка должны быть известны (рис. ПО): — продолжительность открытия клапана по углу ак поворота коленчатого вала, т. е. фазы газорас- пределения; — максимальная высо- та^. тах подъёма клапана; — зазор sKA в механизме привода клапана. Далее задаются радиу- сом г0 начальной окруж- ности кулачка, исходя из диаметра d0 распредели- тельного вала и толщины стенок ступицы кулачка. Ди аметр р ас п р еде л ител ь - ного вала выбирают из условий достаточной его жесткости; приблизительно можно принять dQ = 0,25-т- -т-0,3 Z), где D—диаметр цилиндра. Если кулачки изготовлены как одно це- лое с распределительным валом, то можно считать 2г0 = + (2<-5) мм. Радиусом г0 проводят начальную окружность ку- лачка из центра О, а радиусом r0 + зкл — окружность зазора. Начало подъема клапана характеризует точка Д, в которой окружность зазора пересекается с выпуклой частью кулачка. Для определения точки А нужно отложить от оси симметрии профиля угол а0, определяемый по углу а/с поворота коленчатого вала. Ввиду того распределительный вал вращается вдвое медленнее коленчатого вала, 2а0 = Т’ где 2а0 — угол поворота распределительного вала, в течение кото- рого клапан должен быть открыт. 189
Далее задаются углом 0О, который определяет точку Ао начала подъема толкателя. Путь проходимый толкателем от точки Ао до точки А, равен зазору в клапанном механизме. Профиль кулачка образуется сопряженными дугами; в точках их сопряжений можно провести общую касательную, т. е. точка сопряжения и центр сопряженных дуг лежат на одной прямой. Руководствуясь этим правилом, проводят дугу AD радиусом Ro из центра Olt лежащего на прямой ДоОх. Центр О лежит на прямой Рис. 111. Построение профиля кулачка двигателя М-62 А0<Л> а в точке Ао сопрягаются дуги радиусов г0 и Ro. Радиус /?0 выбирают в пределах 5—10 1гк, П1ах. Радиус г2 и его центр О2 определяют из условий сопряжения следующим образом: на оси кулачка от начальной окружности откладывают Л,.л. тах и находят точку С — вершину кулачка. Потом от точки С радиусом Ro на оси засекают точку F и соединяют ее с центром О2. Из точки Ог проводят линию OXD под углом <р к ли- нии FOj (угол <р равен углу OFOt). Точка пересечения линии (\D с осью кулачка О2 является центром радиуса при вершине кулачка. Для примера на рис. 111 приведен профиль кулачка двигателя М-62, отличающийся тем, что точка сопряжения дуг радиусов г0 и Ro не лежит на окружности зазоров. Для изготовления и контроля кулачка, а также динамического расчета механизма газораспределения должны быть известны 190
пути, скорости и ускорения толкателя по углу поворота кулачка. Для каждого участка профиля, т. е. для дуг АпЬ и DC (см. рис. НО) пути, скорости и ускорения выражаются различными уравнениями. На рис. 112 плоский толкатель касается профиля кулачка в точке D перехода с первого участка на второй. Путь толкателя при сколь- жении по участку A0D Ь,<л = До - 'о ~ (До - гй) cos «j = (До - r0) (1 - cos aj, где а, — угол поворота кул«ачка от начала подъема толкателя до Рис. 112. Определение пути плоского толка- теля произвольного положе- ния толкателя при дви- жении по дуге AqD. Скорость толкателя на первом участке vi = ^pe (#о~ ''о) sinai, Рис. 113. Определение ра- диуса тарелки толкателя где со;;в — угловая скорость распределительного вала. Ускорение толкателя /1 = <о>,(Д0-г0) cos а,. Путь толкателя при скольжении на участке DC Ькд 2 = г0 + (г0 + max - ra) COS - Го = = hKJ. max COS 0! 4- (r2 - r0) (1 - COS PJ, где Pl = a0 — ax. Скорость и ускорение толкателя на участке DC: &2 = tops (r0 + - Г2) Sin Pp /2 = - ОГрд (r0 + hKA тах — Г2) COS Если ширину кулачка обозначить через Ьк, а его эксцентриситет по отношению к толкателю — через ик (рис. 113), то наименьший радиус тарелки плоского толкателя, теоретически необходимый, 191
чтобы во время работы кулачок касался толкателя по всей ширине, Гт min = У (у + ««У + (Ro - Го)2 Sin aj, где aa — угол поворота кулачка при касании толкателя в точке D (см. рис. 112). Графическое построение профиля кулачков. При проектировании механизма газораспределения часто возникает необходимость по- строить профиль кулачка, имея диаграмму подъема толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Для этого проводят началь- ную окружность кулачка радиу- са г0 (рис. 114), а затем от оси кулачка откладывают угол а0 и Рис. 114. Графическое построение про- филя кулачка для плоского толкателя: а — профиль кулачка; б — диаграмма подъ- ема толкателя Рис. 115. Графическое построение про- филя кулачка для толкателя с роли- ком 4 делят его на несколько частей, проводя лучи через 3—5°. На каж- дом луче от начальной окружности откладывают высоту подъема hKt, соответствующую данному углу, взяв его из диаграммы подъ- ема клапана. Через полученные точки проводят отрезки прямых, перпендикулярные к лучам. Каждый из этих отрезков определяет одно из положений плоскости тарелки толкателя, а каждый из лу- чей — взаимное расположение осей толкателя и кулачка. Кривая, огибающая отрезки прямых, является искомым профилем кулачка. Если применяют толкатель с роликом или толкатели с рабочей поверхностью, образованной любым радиусом, профиль строят сле- 192
дующим образом (рис. 115): проводят из одного центра окружности радиусом г0, затем радиусом r0 + грт, где грт — радиус ролика толкателя. После этого наносят ряд лучей и на каждом из них откла- дывают от окружности радиуса г0 + грт ряд значений hKAi соответст- вующих значениям угла а0 поворота кулачка. Каждая из полученных то- чек является положением центра ро- лика. Из этих точек, как из центров, проводят несколько окружностей ра- диусом грт. Огибающая этих окруж- ностей является искомым профилем кулачка. Когда в системе привода к клапа- ну имеется коромысло с неравными плечами (рис. 116), путь, скорость и ускорение клапана не будут равны пути, скорости и ускорению толкате- ля. Соотношение между этими вели- чинами следующее: 1 1 ак • • ак ^кл гк ** i)K ’ Jкл где ак и Ьк — плечи коромысла. § 67. СКОРОСТЬ И УСКОРЕНИЕ КЛАПАНА. СИЛЫ ИНЕРЦИИ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА КЛАПАНА На рис. 117 приведены кривые из- менения высоты подъема, скорости и ускорения клапана в зависимости от угла поворота кулачка или пропор- ционального ему угла поворота ко- Рис. 116. Привод с коромыслом, имеющим неравные плечи Рис. 117. Кривые изменения вы- соты подъема, скорости и уско- рения клапана: / — первый участок; II — второй участок ленчатого вала. В начале подъема (участок /) ско- рость толкателя и клапана возра- стают и ускорение положительно. В начале участка // скорость клапана начинает уменьшаться, и ускорение становится отрицательным. На вершине подъема скорость клапанов равна нулю, отрицательное ускорение достигает наибольшего зна- чения. Во время опускания клапана скорость растет по абсолютному значению, но отрицательна, так как изменилось направление его движения. При переходе на участок / абсолютное значение скорости уменьшается, т. е. ускорение становится положительным. 7 Иваницкий и др. • 193
При больших числах оборотов коленчатого вала в современных двигателях ускорение клапанов достигает значительной величины; в результате в деталях механизма газораспределения, которые участвуют в возвратно-поступательном движении, возникают боль- шие силы инерции. Как известно из механики, силы инерции где т — масса деталей, участвующих в передаче движения от ку- лачка к клапану; 1/сл — ускорение клапана. Направление сил инерции противоположно направлению уско- рения. Поэтому силы инерции в начале подъема и конце опускания (на участке /) прижимают клапан и толкатель к кулачку. На участке II силы инерции стремятся оторвать толкатель от кулачка. Масса деталей привода клапанов, приведенная к клапану, для механизма со штангой и коромыслом т — ткл * у П1пр + “2 "1--> ак — длина плеча Рис. 118. Схема приведения массы пружины к клапану где ткл — масса клапана и деталей крепления пружины; тпр — масса пружины; JK —момент инерции коромысла относительно оси пово- рота; тшт — масса штанги; тт — масса толкателя; я,. iK — ~ — передаточное отношение коромысла; ромысла (со стороны клапана). Обозначим массу пружины, при- веденную к клапану, Мпр, и напи- шем уравнение кинетической энергии этой массы: 1\пр — 2 ’ где vKi— скорость клапана. Эта кинетическая энергия должна быть равна кинетической энергии пружины, определенной как сумма кинетических энергий элементов массы пружины, каждый из которых движется со своей ско- ростью, пропорциональной расстоянию х от неподвижного конца, т. е. i _ (• vxdmnp 1\пр— \ 2 » о где 1пр — длина пружины (рис. 118). 194
Масса элемента пружины dm = -~pdx, тпр 1пр а его скорость vx = — х; hip тогда Л,ир-<- г ? V’! ,Xi '"'!,'dX - - 1 тпр^к-1 “7“ =3 2/;;р- 1пр - 2i*ip V ‘з 2 ’ о о и, следовательно Мпр = . Силу инерции Pj определяют при расчете пружин и расчете на прочность всех деталей привода. § 68. РАСЧЕТ КЛАПАННЫХ ПРУЖИН Назначение клапанной пружины — прижимать клапан и детали его привода к кулачку. Поэтому сила пружины должна быть больше силы инерции, отрывающей толкатель от кулачка (приблизительно на 25%), вследствие неточности изготовления кулачка и пружины. Расчетная сила пружины Р=. lt25Pj = = 1,25/и/фсорй (г0 + “Г ^к.1 шах /'2)* Силу, развиваемую ци- линдрической пружиной (рис. 119), определяют по формуле Рис. 119. Обозначение расчетных размеров цилиндрической пружины где Д/Л — величина, на которую изме- нилась длина пружины при сжатии, в см: Д1п — ln l/iii 1п — длина пружины в свободном состоянии; //а — длина пружины при полной высоте подъема клапана; G — модуль упругости второго рода пружинной стали (G - 830 000 880 000 кГ/слг); dnp — диаметр проволоки в см; Dn ср — средний диаметр проволоки в см; itL — число рабочих витков. 7* 195
Напряжение кручения материала Ti= yr— X 1 *dnp пружины кГ!см\ где х — коэффициент, учитывающий возрастание напряжения на внутренней поверхности витков и зависящий от отношения &п. ср D dnp д. Dn'cP Величина х как функция — представлена на диаграмме “Пр (рис. 120); верхняя кривая относится к цилиндрическим пружинам, Рис. 120. Диаграмма коэффициента возраста- ния напряжения на внутренней поверхности витков: / — кручения; 2 — изгиба а нижняя — к шпилечным. В среднем можно счи- тать, что напряжение не должно превышать 6000 кГ/см2, у пружин из стали 65 Г или 60С2 и 10000 кПсм2 у пружин из хромованадиевой проволо- ки, подвергнутых дробе- струйной обработке. Ввиду того, что клапан- ная пружина работает при переменных нагрузках и напряжениях, для нее опасны не статические на- пряжения, а разность ме- жду максимальным и минимальным напряжениями цикла, характе- ризующая усталостную прочность пружины. На рис. 121 дана диаграмма усталостной прочности пружинной стали для цилиндрических пружин поданным промышленности ГДР. По оси абсцисс отложено среднее напряжение за цикл ^ср т 4- т __ шах 1 пс ~ 2 где ттах — напряжение кручения при полном подъеме клапана; тпс — напряжение предварительного сжатия. По оси ординат отложено фактическое напряжение, причем верхняя ломаная линия является границей максимального напря- жения, допустимого из условий усталостной прочности. Заштри- хованная зона диаграммы характеризует данные выполненных конструкций пружин, подвергнутых дробеструйной обработке. Пружины проверяют на вибрацию, наступающую при совпаде- нии частоты собственных колебаний пружин с частотой колебаний, вызываемых работой механизма газораспределения, по формуле пс = 2,17 • 10е . d;n~ кол/мин. lnU пер 196
Отношение частоты пс собственных колебаний к числу оборотов распределительного вала прв рекомендуется брать близким к 10, но не равным целому числу, чтобы избежать резонанса. Рис. 121. Диаграмма усталостной прочности пружин; а — цилиндрических; б — шпилечных Силу шпилечной пружины вычисляют по формуле _______________________________ Г ап 1 32 I гптпа'п + сп)3 где f — прогиб пружины в см\ Е — модуль упругости первого рода (Е = 2 200 000 кГ/см\, in — число витков половины пружины; сп, гп и dnp— размеры пружины в см. Напряжение изгиба материала шпилечной пружины 8Р (ап 4- гп) х Опасное сечение шпилечной пружины находится в точке Е (рис. 122), где напряжение достигает наибольшей величины. Допускаемое напряжение материала шпилечной пружины можно принимать в 1,25 раза большим, чем допускаемое напряжение на кручение проволоки цилиндрической пружины, т. е. Lal = 1.25LTJ. 197
Проверку на усталостную прочность шпилечных пружин можно делать, пользуясь диаграммой, приведенной на рис. 121, б, где напряжение аП1ах представлено как функция среднего напряжения ЦИК- ЛИ (5Ср- § 69. СОВРЕМЕННЫЕ СПОСОБЫ ПОСТРОЕНИЯ ПРОФИЛЯ КУЛАЧКОВ Силы инерции, возникающие в деталях привода клапанов при их движении, нагружают эти детали и вызывают соответствующие деформа- ции. Если массы деталей велики, а жесткость относительно мала, то де- формации достигают заметных вели- чин и искажают кривую подъема клапана. Это имеет существенное Рис. 122. Обозначения расчет- ных размеров шпилечной пру- жины Рис. 123. Кривые теоретического и дей- ствительного подъемов клапана значение для конструкции распределительного механизма того типа, который применяется на двигателе мотоциклов, имеющих коромысло и длинную штангу (мотоцикл М-63). На рис. 123 показаны кривые подъема клапана одного автомо- бильного двигателя, где сплошной линией обозначена расчетная кривая, а штриховой — кри- вая, построенная по замерен- ным величинам. Отклонения достигают заметных величин. Ускорение клапана и деталей его привода, как видно из рис. 117, резко меняет свою величину в начале и конце участков / и II. Ввиду того, что сила инерции пропорцио- нальна ускорению, соответ- ственно резко меняется и инерционная нагрузка на де- тали (например, на штангу), что, в свою очередь, приводит к изменениям деформаций. Получается эффект так называемого «мягкого» удара, вызывающего не только искажение кривой подъема, но и разрыв кинематической связи, резкую посадку клапана на седло с ударом и отскакивание клапана от седла. Все это приводит к преждевременному выходу из строя деталей газораспределения и ограничивает возможности увеличения числа оборотов и мощности двигателей. Чтобы избежать этого явле- ния, были предложены несколько способов построения профиля кулачков, которые дают плавное изменение кривой ускорений и сил инерции, т, е. так называемых «безударных» кулачков. 198
В практике наших автомобильных и мотоциклетных заводов получил распространение способ «полидайн», согласно которому закон движения клапана выражается формулой [ I + С, ($)’+<^ (гу+С, (?)’+С, (jy+с. (Sf)'], где Члтах — маг.симальная высота подъема клапана; а0 — угол поворота кулачка (начало отсчета от вер- шины кулачка); Ф — угол профиля кулачка (от начала подъема до вершины); р, q, г и s — четные числа, причем р чаще всего принимают равным 10, а последовательность этих чисел под- чиняется закону арифметической прогрессии с ра- зностью (р — 2). Коэффициенты С2,СР, Cqt Сг и Cs определяют из следующих вы- ражений: f __ — Pqrs п _ 2?rs 2 “ (р- 2) (q - 2) (г — 2) (s — 2) *’ ~ (p - 2) (q - p) (r - p) (s-p); r — “ %Prs . г __ ^P^s g “ (? — 2) (q - p) (r — q) (s — <7) ’ 2) (Г -p)(r- q) (s — r)' r __________~^Pqr_______ s (s — 2) (s-p) (s-p) (s —r)’ На рис. 124 показаны кривая 1 кулачке и кривая 2 ускорения при «безударном» кулачке. Построение профиля по спо- собу «полидайн» требует большого объема вычислительных работ с применением электронных счетных машин. Ввиду того, что в двигателях с боковыми клапанами и двига- телях с верхними распределитель- ными валами жесткость деталей привода велика, а их массы малы, вполне удовлетворительные ре- зультаты дают кулачки, построен- ные простыми способами, например ускорения при тангенциальном / — при тангенциальном кулачке; 2 — при ^безударном» кулачке тангенциальные. В двигателях со штанговым распределением (типа М-62) применение «безударных» кулачков очень желательно. § 70, ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ МЕХАНИЗМОВ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Двигатель К-750,, выпускаемый Киевским мотоциклетным заводом, имеет механизм газораспределения с боковыми клапанами (см. рис. 96). Ведущая шестерня, имеющая 24 зуба, изготовлена из 199
стали, посажена на коленчатый вал на шпонке и затянута с торца болтом. Ведущая шестерня входит в зацепление с шестерней, имеющей 48 зубьев и закрепленной на распределительном валу при помощи шпонки и прессовой посадки. Эта шестерня изготовлена из чугуна. Обе шестерни имеют косые зубья, что увеличивает про- должительность зацепления и уменьшает шум. Распределительный вал установлен нашарикоподшипникеиброн- зовой втулке. Как одно целое с распределительным валом изготов- лены четыре кулачка. Они расположены один относительно другого под углами, которые зависят от расположения цилиндров, углов между осями цилиндров и клапанов, а также от фаз газораспреде- ления. Направляющие 1 (см. рис. 96) толкателей 2 вставлены в отверстия картера и закреплены каждая при помощи шпонки, шпильки и гайки. Для регулировки зазора в клапанном механизме служат регулировочные болты 3 с контргайками 4, ввернутые в стержни тол- кателя 2. Цилиндрические клапанные пружины 5 опираются с одной стороны в тарелки 6, закрепленные на стержнях клапанов при по- мощи сухариков, а с другой стороны — на неподвижные тарелки 7. Между тарелкой 7 и цилиндром установлена теплоизолирующая прокладка 8, предотвращающая нагревание клапанной пружины от цилиндра. Направляющая стержня клапана выполнена непосред- ственно в чугунном цилиндре, седло клапана также сделано в ци- линдре. Двигатель М-62 (Урал) Ирбитского мотоциклетного завода имеет верхние клапаны. Устройство распределительного вала и распре- делительных шестерен такое же, как и у двигателя К-750. Передача усилия от кулачков и толкателей к клапанам осуществляется при помощи штанг и двуплечих рычагов (коромысел). Регулировочные винты с контргайками расположены на концах коромысел. Оси ко- ромысел установлены на стойках, закрепленных на шпильках. Каждый клапан имеет две цилиндрические пружины. Двигатель Хонда-125 имеет верхние клапаны и один распреде- лительный вал, расположенный в головке цилиндров. Вращение от коленчатого вала передается распределительному валу при по- мощи ведущего зубчатого колеса, цепи и ведомого зубчатого ко- леса. Резиновый ролик служит для натяжения цепи. Кулачки изготовлены как одно целое с распределительным валом. Передача движения от кулачков к клапанам происходит при помощи коро- мысел. Механизм газораспределения гоночного двигателя С-360 показан на рис. 125. Двигатель имеет два распределительных вала 8, рас- положенных в корпусе распределения над головками цилиндров. Передача от кулачка 1 к клапану 4 происходит через одноплечий рычаг 2 и регулировочный шарик 3. При этом масса и силы инерции деталей, движущихся вместе с клапаном возвратно-поступатель- но — наименьшие, что очень важно для двигателя быстроходного 200
201
гоночного мотоцикла. Передача вращения от коленчатого вала к распределительным валам происходит через три цилиндрические и семь конических шестерен и два промежуточных вала. Установка кулачков на распределительных валах произво- дится с помощью муфт 7, сидящих на конусах. Муфту можно устано- вить на конусе в любом положении и затянуть гайкой 5. С муфтой жестко связан кулачок при помощи штифта 6 и гайки 5. Муфта удерживается на конце распределительного вала силой трения, Рис. 126. Механизм газораспределения двигателя НСУ Макс создаваемой при затяжке гай- ки 5. Это устройство позволяет установить фазы газораспреде- ления с любой точностью, но требует тщательного изготовле- ния конических поверхностей муфты и вала, а также высокой квалификации от механиков, об- служивающих двигатель. Оригинальную конструкцию механизма газораспределения имеет двигатель НСУ Макс (рис. 126). Клапаны, снабженные шпи- лечными пружинами, управ- ляются двумя коромыслами. Распределительный вал распо- ложен в головке цилиндра. В от- личие от других конструкций привод к распределительному валу осуществляется при по- мощи двух эксцентриковых ва- лов 1 и 5, несущих по два экс- центрика, и двух длинных ша- тунов 3. Эксцентрики расположены один относительно другого под углом 90°. На нижнем валу 5 посажена промежуточная шестер- ня 4 передней передачи, получающая вращение от ведущей ше- стерни 6 коленчатого вала. Эксцентрики вращаются в головках шатунов на бронзовых втулках. Шатуны передают движение от вала промежуточной шестерни передней передачи на распредели- тельный вал. Чтобы тепловое расширение цилиндров и его головки не отра- жалось на работе привода, коробка распределительного вала уста- новлена на головке цилиндра шарнирно, т. е. она может повора- чиваться на некоторый угол, а ее левая сторона соединена неподвиж- ной планкой 7 с картером двигателя в месте расположения подшип- ника промежуточной шестерни 4. Для уравновешивания сил инер- ции шатунов и эксцентриков на валах 1 и 5 укреплены противовесы 2. 20 2
§ 71. ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Конструкция. Механизм газораспределения двухтактных двига- телей не имеет отдельных деталей. Функции деталей газораспре- деления выполняют детали кривошипно-шатунного механизма — цилиндр, поршень, картер. В этом главное преимущество двух- тактных двигателей перед четырехтактными, так как конструкция двигателя получается намного проще. Облегчаются также уход за двигателем и его ремонт. Впуск горючей смеси в картер происходит через впускные окна, открывает и закрывает которые нижняя кромка поршня. Верхняя кромка поршня открывает и закры- вает продувочные и выпускные окна цилиндра. Так происходит газорас- пределение в двухтактных двигателях с одним поршнем. Фазы газораспре- деления таких двигателей симметрич- ны относительно мертвых точек. В этих двигателях различают воз- вратную и поперечную продувки. Поперечную продувку в настоящее время почти не применяют. В дви- гателе с возвратной продувкой (рис. 127) свежая горючая смесь поступает в цилиндр через два продувочных окна /, расположенных по обе сторо- ны от выпускного окна 2. Струи све- жей смеси направляются к стенке ци- линдра, поднимаются вдоль нее, омы- вают головку цилиндра и, образуя петлю, вытесняют отработавшие газы в выпускное окно. Поршень имеет плоское или слегка выпуклое днище, меньше и допустимая степень сжатия Рис. 127. Возвратная продувка цилиндра двухтактного двига- теля В этой схеме потери смеси выше, чем при поперечной продувке. С целью уменьшения выбрасывания свежих несгоревших паров топлива в систему выпуска применяют различные виды прямоточной продувки цилиндра с двумя поршнями и несимметричными фазами газораспределения относительно мертвых точек. В мотоциклетных двигателях применяют несколько разновидностей прямоточных схем. Двигатели Пух (рис. 128) имеют два параллельных цилиндра с общей камерой сгорания. В каждом цилиндре движется поршень, который при помощи поршневого пальца соединен с малой головкой вильчатого шатуна. В одном из цилиндров головка шатуна может перемещаться на небольшую величину в направлении, перпендику- лярном к оси цилиндра. Это достигается с помощью нецилиндриче- 203
ского поршневого пальца, который в малой головке шатуна не вра- щается, а вращается только в бобышках поршня. Вследствие такого устройства оба поршня приходят в мертвые точки неодновременно. Это позволяет осуществить несимметричные фазы газораспределения. Выпускное окно открывается и закрывается раньше проду- вочного (имеется так называемая фаза наддува), что улучшает на полнение цилиндра. Правый цилиндр имеет только продувочные окна, а левый — только выпускные. Свежая горючая смесь, поступая в правый ци- линдр, вытесняет отработавшие газы, уходящие через выпускные Рис. 128. Схема работы двухтактного двигателя Пух с вильчатым шату- ном: а — выпуск и .продувка; б — наддув; в — воспламенение рабочей смеси. Справа на рисунке дан чертеж шатуна, у которого отверстие одной из малых головок некруглое окна левого цилиндра, не смешиваясь с ними. Поэтому возможность смешивания свежей смеси с отработавшими газами уменьшается. Более совершенную схему прямоточной продувки имеет двига- тель, изображенный на рис. 129. В этой схеме поток продувочной смеси не имеет поворота, и, строго говоря, только такая продувка может быть названа прямоточной. В этом двигателе два поршня движутся навстречу один другому в одном прямом цилиндре. Го- ловка цилиндра отсутствует. Камера сгорания образуется днищами поршней и стенками ци- линдра. В двигателе имеется два коленчатых вала, связанных между собой шестеренчатой передачей. Горючая смесь поступает в цилиндр с одной стороны, а отрабо- тавшие газы выходят через отверстия, расположенные на проти- воположной стороне. Такая система продувки считается наиболее совершенной, так как входящая смесь вытесняет отработавшие газы, почти не смешиваясь с ними. В прямом цилиндре нет непро- 204
дуваемых зон и неровностей, которые могли бы создать завихрения смеси. Впускными окнами управляет один поршень, а выпускны- ми — другой, так что можно создать любое смещение фаз продувки и выпуска. На двигателях гоночных мотоциклов С2Б и С1Б с Л-образным цилиндром (рис. 130) применяется также прямоточная продувка. Так же, как и в ранее рассмотренных двигателях, продувочными ок- нами управляет один поршень, а выпускными — другой. Цилиндры Рис. 129. Двухтактный двигатель с прямоточной продувкой имеют общую камеру сгорания и расположены один относительно другого под углом 26°. Двигатель имеет два коленчатых вала, свя- занных между собой шестернями. Сравнивая три схемы прямоточной продувки — с параллельны- ми цилиндрами, с прямым цилиндром и с Л-образным цилиндром — нужно принимать во внимание особенности конструкции криво- шипно-шатунного механизма, связанные с применением той или иной схемы. Двигатели с двумя параллельными цилиндрами имеют следу- ющие недостатки: — плохую уравновешенность масс, движущихся возвратно- поступательно; — перегиб потока продувки на 180°, вызывающий завихрения и смешивание свежей смеси с отработавшими газами; — вытянутую форму камеры сгорания. К недостатку двигателей с прямым цилиндром относится уве- личение их длины в направлении оси цилиндра и усложнение пере- 205
дачи между двумя коленчатыми валами. Вследствие этого полу- чаются низкий механический к. п. д. и большой вес. К особенностям двигателей с JI-образным цилиндром относятся: — уменьшение перегиба потока продувки вследствие располо- жения цилиндров под углом, что благоприятно отражается на про- дувке, уменьшает смешивание свежей смеси с отработавшими газами; Рис. 130. Двухтактный двигатель С2Б с прямоточной про- дувкой и Л-образным цилиндром — более благоприятная, чем в схеме с параллельными цилин- драми, форма камеры сгорания, которая позволяет получить более высокую степень сжатия; — наличие двух коленчатых валов, что позволяет хорошо урав- новесить двигатель: — простота зубчатой передачи между коленчатыми валами, что является преимуществом по сравнению с двигателем, имеющим прямой цилиндр; — небольшие размеры и вес по сравнению с двигателем, име- ющим прямой цилиндр. Двигатели, изображенные на рис. 129 и 130, имели нагнетатели и применялись на мотоциклах, предназначенных для установления рекордов скорости. Для шоссейно-кольцевых соревнований применяются двигатели, имеющие плоский золотник, управляющий впуском смеси в картер 206
и позволяющий получить несимметричную фазу впуска. Фазы вы- пуска и продувки остаются симметричными; двигатели не имеют нагнетателей, что предусматривается правилами соревнований (рис. 131). Впуск свежей смеси из карбюратора в кривошипную камеру картера происходит через отверстие 3 крышки 2. Между крышкой 2 и левой половиной картера 1 имеется щель, в которой вращается Рис. 131. Двухтактный двигатель С2-125 с золотником на впуске и третьим продувочным каналом тонкий плоский золотник 4, представляющий собой диск с выре- зом. Угол сектора соответствует углуоткрытиявпускного отверстия. Диск-золотник 4 крепится на ступице 7 при помощи гайки 5, Ступица 7 с диском 4 свободно посажена на цилиндрический конец коленча- того вала и шпонку 6 таким образом, что опа может в некоторых пределах перемещаться вдоль оси коленчатого вала, что позволяет диску занять положение в щели, при котором отсутствует трение между диском и корпусом. Положение диска относительно кривошипа может быть выбрано любое, ввиду чего фаза впуска устанавливается несимметрично относительно в. м. т. поршня. 207
Цилиндр имеет каналы продувочные 8, выпускной 10 и дополни- тельный третий продувочный 9, назначение которого — охлаждать поршень и улучшать очистку цилиндра от отработавших газов. Двигатель имеет водяное охлаждение. По такому принципу рабо- Рис. 132. Двигатель Ямаха-125 с дисковым золотником и раз- дельной смазкой тают двигатели гоночных мотоциклов MZ (ГДР), Крейдлер (ФРГ), Судзуки и Ямаха (Япония) и др. Плоский золотник на впуске начинает применяться и на двига- телях дорожных мотоциклов. Примером такой конструкции может служить двигатель Ямаха-125 (рис. 132). Принцип работы четырехтактных двигателей значительно проще, а процессы наполнения и очистки цилиндра более совершенны, чем 208
у двухтактных двигателей. Фазы цикла четырехтактного двигателя не совпадают по времени, и несмотря на некоторое опережение впуска и запаздывание выпуска, столкновения и перемешивания свежей смеси и отработавших газов не происходит. Они могут столкнуться только во время перекрытия между опережением впу- ска и запаздыванием выпуска, которое длится от 50- до 80°, т. е. от 7 до 11 % времени цикла, так как полная его продолжительность составляет 720°. Совершенно иначе этот процесс протекает в двухтактных двига- телях, в которых в течение всего периода продувки свежая горючая смесь поступает одновременно с выпуском отработавших газов. Таким образом, в цилиндре одновременно движутся свежая горючая смесь и отработавшие газы на протяжении 120° угла noBQpora ко- ленчатого вала при полной продолжительности цикла 360°, т. е. в 4 раза дольше, чем в четырехтактном двигателе. Фазы перекры- вают одна другую: продувка происходит во время выпуска, а впуск — при окончании сжатия и начале расширения. Очевидно, что процессы наполнения и очистки цилиндра двух- тактных двигателей значительно сложнее, чем в четырехтактных. Рабочий ход в двухтактном двигателе совершается вдвое чаще, чем в четырехтактном двигателе, что дает большие возможности для увеличения литровой мощности двухтактных двигателей. Однако вследствие сложности процессов, происходящих в двухтактных дви- гателях, значительно затрудняется расчет окон газораспределе- ния. Расчет окон. Существующие методы расчета окон газораспреде- ления очень сложны и основаны на ряде допущений, не отражающих действительных процессов. Усовершенствование двухтактных мо- тоциклетных двигателей до сих пор осуществлялось на основе экспериментальных работ. При проектировании нового; двигателя задаются диаграммой газораспределения, аналогичной диаграмме газораспределения су- ществующих двигателей. По заданной диаграмме газораспределения высоту окон опреде- ляют по формулам пути поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала или графически, пользуясь диаграммой Бриггса. Положение окон по высоте цилиндра зависит от радиуса RKp криво- шипа (хода поршня), длины Ьш шатуна и расстояния hnl (см. рис. 74) от центра поршневого пальца до верхней кромки поршня. Расстояние от фланца цилиндра до нижней кромки продувочных и выпускных окон обозначим через /и. Этот размер находят из равенства ГПп = 4“ ^Л1-RKP где Lr — расстояние от оси коленчатого вала до плоскости уста- новки Цилиндра на картере; бл — толщина прокладки. 209
Аналогично вычисляют размер пп, определяющий положение впускного окна: "Ь RfCp '^ПЗ $п- Как указывалось выше, полная высота поршня + Л/13 = 5 + (3 -т- 5) мм (S — ход поршня). Время-сечение окон газораспределения определяется их высотой и шириной и законом изменения пути поршня по углу поворота коленчатого вала. Графически время-сечение выражается площадью диаграммы, у которой по оси абсцисс отложены углы (время), а по оси ординат — площадь сечения окна в данный момент, пропор- циональная высоте открытой части окна (пути поршня). Время-сечение в случае применения прямоугольных окон опре- деляется аналитически. Путь поршня, отсчитываемый от н. м. т., можно выразитЬ формулой 5Л- = (1 - cosaK - у X sin2aj RKP, где X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Открытая поршнем высота окна (например, выпускного) — 50 — SK, где So — полная высота окна; = - cosaK0 -yXsitfaJ; где aK0 — угол поворота коленчатого вала от н. м.т., при котором верхняя кромка поршня совпадает с верхней кромкой окна. Элементарное время-сечение f dt = (So - SA.) bs dt = (So - Sx) bs^, где bs — ширина окна (или окон). Вместо Sx подставляем его значение; полученное выражение интегрируем в пределах от ак = 0 до ак = ак0 и удваиваем его, так как диаграмма время-сечение симметрична относительно н. м. т.: <4 Авх = Jj (S„- Sx)daK = (Sea,0- RKpaK0 + (I RKpb _ . e \ 30^$ + -4- a*o + RKP sm aK.o - -y- sin 2aK0J = — S x x |д21? - 1 + 4)a»o + sinaKO - у sin2afc.0J, где S = 2RKp — ход поршня. 210
Рис. 133. Схема для расчета времени-сечения окон двухтактного двигателя Для определения времени-сечения предварения выпуска нужно брать пределы интегрирования ах = ак1, где ак1 —угол, при котором верхняя кромка поршня совпадает с верхней кромкой продувочного окна, и ак = аЛ.о (рис. 133). В этом случае выражение не удваивается и прини- мает вид Л =1^S[(2^- 1 + пв лп S + (ако ~ ак1) + + sinaK0- sina^- — |(sin2aK0 - sina^)]. Для впуска, который зависит от движения ниж- ней кромки поршня, вы- ражение времени-сечения имеет вид Л о Г ( 9 £2 _ 1 . пп 6 IV S 1 + + т) a«2 + sina«2 +sin 2ак2]. Качество процессов наполнения и очистки характеризуется не только фазами и временем-сечением окон, но также направлением и скоростью горючей смеси и отработавших газов в цилиндре. Угол, образованный стенками продувочных каналов и осью сечения цилиндра, симметрия стенок, расположение окон по окружности, а также степень сжатия в картере влияют на качество продувки и мощность двигателя. Эти параметры подбирают при эксперимен- тальной доводке двигателя.
Глава XII СИСТЕМА СМАЗКИ § 72. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ СИСТЕМ СМАЗКИ Система смазки с одним масляным насосом. Система смазки двигателя К-750М изображена на рис. 134. Масло заливают в картер двигателя через заливное отверстие до уровня, обозначенного риской на маслоизмерительном стержне. Шестеренчатый масляный насос, имеющий одну пару шестерен, установлен в нижней части картера. Насос приводится в действие расположенными под прямым углом шестернями со спиральными зубьями. Одна шестерня изго- товлена как одно целое с распределительным валом, а другая вращается во втулке, запрессованной в отверстие верхней части картера. Насос засасывает масло из поддона через сетчатый фильтр гру- бой очистки и подает его в вертикальный канал, откуда одна часть масла поступает в горизонтальную трубку / (рис. 134), а другая часть — в корпус заднего коренного подшипника. В корпусе под- шипника имеются два канала: наклонный и горизонтальный 2, через который масло вытекает в маслоуловитель 3 коленчатого вала. По горизонтальной трубке / и вертикальному каналу масло посту- пает к корпусу переднего коренного подшипника, откуда также по- падает в передний маслоуловитель коленчатого вала. Под действием центробежной силы твердые частицы отделяются от масла и скап- ливаются в маслоуловителях в зоне, наиболее удаленной от оси вращения. Очищенное масло поступает в полость кривошипного пальца и по радиальным каналам 4 под действием центробежной силы подается к роликам подшипника большой головки шатуна. Смазав поверхности роликов, беговых дорожек и сепаратора шатунного подшипника, масло выходит через зазоры между боко- выми поверхностями большой головки шатуна и щеками кривошипа. Ввиду того что шатуны движутся с большой скоростью, масло раз- брызгивается и образуется масляный туман. Капельки масла осе- дают на стенках картера, а также на трущихся поверхностях цилин- дра распределительного вала, коренных шарикоподшипников и нап- равляющих толкателей. 212
213
К левому цилиндру масло поступает дополнительно по каналу 8, соединяющему трубку 1 с кольцевой выточкой 9 фланца цилиндра. Из кольцевой выточки масло по косым каналам попадает на зеркало цилиндра. Из корпуса переднего коренного подшипника часть масла посту- пает в трубку 7, а из нее — на зубья распределительных шестерен и шестерни генератора. Задний подшипник (втулка) распределительного вала и под- шипник шестерни привода масляного насоса смазываются самоте- ком. Масло скапливается в специальных карманах 5 и 6 картера и затем по каналам поступает к подшипникам. Система смазки с масляным баком и двумя масляными насосами. Для примера рассмотрим систему смазки двигателя Нортон-88. Запас масла находится в баке (рис. 135), укрепленном на раме мотоцикла независимо от двигателя. Масляный бак соединен с дви- гателем двумя маслопроводами — нагнетательным 2 и откачивающим 1. Нагнетательная секция масляного насоса 3 подает масло через канал 4 в крышке механизма газораспределения в цилиндрическое углубление 5, в которое входит конец правой цапфы коленчатого вала, имеющей осевой канал 6. Сальник 7, запрессованный в углу- бление 5, предотвращает вытекание масла в полость крышки ме- ханизма газораспределения. Масло попадает в каналы осевой 6 и радиальный 8 щек кривоши- па, в полость 10 кривошипных пальцев и через радиальный канал 9 — к шатунным подшипникам. Часть полости 10, расположенная дальше канала 9 от оси вра- щения, служит для центробежной очистки масла. Вытекающее из шатунных подшипников масло разбрызгивается и в виде масляного тумана попадает на зеркало цилиндров, поршне- вые пальцы, втулки малых головок шатунов, кулачки и толкатели. Подшипники распределительного вала смазываются маслом, поступающим из углублений, имеющихся в картере, по специальным каналам. К откачивающему маслопроводу 1 около бака присоединен маслопровод И, по которому масло попадает в головку цилиндра. Через каналы 12 в головке цилиндра масло попадает в осевые кана- лы 14 осей коромысел и через радиальные каналы в них поступает на трущиеся поверхности коромысел. К сферическим наконечникам коромысел масло поступает по каналам 13. Вытекая из них, масло разбрызгивается и смазывает направляющие клапанов. Масло собирается в нижней точке клапанной камеры и по кана- лам 15 (в головке), 16 (в цилиндре) и 17 (в картере) стекает в камеру распределительных шестерен. Из головки цилиндра масло попадает на цепь привода распределительного вала, разбрызгивается и сма- зывает все шестерни и цепи привода распределительного вала, магнето и генератора. Скапливающееся в нижней части камер шесте- рен масло по каналу 18 стекает в нижнюю часть картера. 214
В картер ввернут масляный фильтр 19, представляющий собой резьбовую пробку с вставленной в нее гофрированной мелкой ла- тунной сеткой. Масло проходит через сетку фильтра, очищается от крупных механических примесей (песок, стружка, волокна обтироч- ного материала) и через канал 20 засасывается откачивающей сек- цией масляного насоса. Из масляного насоса масло по маслопро- воду 1 подается в бак. Постоянное давление в системе смазки поддерживается при помощи перепускного клапана 21. Система смазки двухтактных двигателей. Двухтактные двигатели смазываются смесью масла и топлива. Рабочая смесь двухтактного двигателя, кроме паров бензина, содержит распыленное масло в пропорции 1 : 20 до 1 : 30. Смесь из картера попадает на зерка- ло цилиндра, шатунные и коренные подшипники и смазывает их. Таким образом, смазка двухтактных двигателей — это смазка раз- брызгиванием. Необходимо заметить, что в двухтактном двигателе на трущиеся поверхности масла поступает значительно меньше, чем в четырехтактном, и, кроме того, масло разбавлено топливом. Все это ухудшает смазку и уменьшает срок службы кривошипно- шатунного механизма двухтактного двигателя. Система смазки двухтактных двигателей имеет преимущества перед системой смазки четырехтактных двигателей в том, что на трущиеся поверхности поступает всегда свежее масло, которое, попадая в камеру сгорания вместе с топливом, там сгорает. Это исключает вредное влияние циркуляции масла и отпадает необхо- димость в его очистке. Такую систему смазки иногда называют смазкой на прогар. Вследствие значительного роста мощности и чисел оборотов двухтактных двигателей к смазке предъявляют новые требова- ния. Недостаточная надежность и долговечность подшипни- ка нижней головки шатуна, а также коренных подшипников из-за малой эффективности смазки стала сдерживать прогресс двухтакт- ных двигателей. Для решения задачи наметилось несколько путей: 1. Улучшение конструкции и качества изготовления шатунных подшипников. 2. Улучшение качества смазочных материалов путем примене- ния различных присадок, подбор наилучшей пропорции масла и бензина. 3. Внесение различных конструктивных изменений в «клас- сическую» схему смазки. Было установлено, что форма и размеры прорезей в шатуне, через которые к роликоподшипнику поступает бензо-масляно-воз- душная смесь, влияют на эффективность смазки. Например, путем подбора этих размеров удалось значительно повысить надежность шатунного подшипника в двигателях «ИЖ». Некоторые заводы пошли по пути использования центробежной силы для улучшения подачи смеси к шатунному подшипнику, как 215
11
Рис. 135. Схема системы смазки двигателя Нортон-88 217
это сделано в двигателе Пух-175 (рис. 136). Капли масла, оседающе- го на стенках продувочных каналов, скапливаются в карманах 1 и по каналам 2 стекают к коренным подшипникам 3\ далее масло, стекая по конической поверхности выступа 4 картера, попадает в выточку 5 щеки кривошипа. Под действием центробежной силы масло поступает в полость 6 кривошипного пальца и по радиаль- ному отверстию 7 — к рабочим поверхностям шатунного подшип- ника. В чехословацких кроссовых двигателях CZ бепзо-масляно- воздушная смесь подается к шатунному подшипнику через ради- 5 Рис. 136. Схема системы смазки двигателя Пух-175 альное отверстие, направленное от центра вращения вала из поло- сти кривошипного пальца. Кривошипный палец — полый, поэтому газовая смесь попадает в него с торцов из пространства между ще- ками кривошипа и стенками картера. Центробежная сила, возни- кающая при вращении коленчатого вала, создает постоянный поток газовой смеси, направленный из полости кривошипного пальца через радиальное отверстие к роликам, причем интенсивность этого потока возрастает с увеличением числа оборотов коленчатого вала, что и требуется для лучшей смазки. Описанное простое устройство дало возможность в двигателе CZ совсем отказаться от прорезей в шатуне. Эти улучшения повышают долговечность шатунного подшипни- ка, но не устраняют некоторые значительные недостатки смазки двухтактных двигателей смесью масла с бензином: 218
— закоксовывание поршневых колец, окон и каналов цилиндра и загрязнение свечей зажигания; — большое содержание дыма и несгоревшего масла в отрабо- тавших газах; — необходимость составления смеси масла с бензином, что создает неудобство для потребителя при заправке в бензоколонках. Указанные недостатки значительно уменьшаются, если система смазки раздельная — т. е. масло заливается в отдельный масляный бак и подается в двигатель специальным насосом. Такая система смазки применялась на мотоциклах Триумф В Д-250 и мотоциклах австрийской фирмы Пух, но не получила широкого распростране- ния. В начале 1960 г. японская фир- ма Ямаха применила раздельную систему смазки на гоночных мото- циклах; в последние годы все япон- ские заводы, выпускающие двух- тактные двигатели, применяют раздельную систему смазки. Инте- ресно отметить, что применение раздельной системы смазки и плос- кого золотника на впуске японски- ми заводами является ярким при- мером влияния конструкций гоноч- ных мотоциклов на конструкции мотоциклов массового применения. В двигателях Ямаха применяет- ся система смазки «Аутолюбе», показанная на рис. 137. Масло из бака 1 поступает в мас- ляный насос 2, привод к которому осуществляется от вторичного вала 4 Рис. 137. Схема системы смазки «Аутолюбе» двигателя Ямаха коробки передач через червяч- ную передачу 3\ далее масло подается во впускной канал между карбюратором и дисковым золотником 5 через форсунку 6 (форсунка подачи масла видна на разрезе двигателя Ямаха, см. рис. 132). Масляный насос связан с вращающейся рукояткой руля тросом 8. Подача насоса изменяется в зависимости от положения рукоятки дросселя, т. е. от нагрузки двигателя, что обеспечивает широкий выбор состава смеси: от пропорции200 :1 на холостом ходу; (100 4- 4- 120) : 1 при 1/8 открытия дросселя; 60 : 1 при 1/2 открытия дрос- селядопропорции20:1 при полной нагрузке двигателя. В результате этого значительно уменьшается дымление, нагарообразование и за- масливание свечи. Разрез масляного насоса системы «Аутолюбе» дан на рис. 138. В неподвижном корпусе 1 вращается червяк 2. Червячная ше- стерня <3, закреплена на подвижном корпусе 4\ вращаясь вместе с шестерней, корпус торцевым кулачком 5 действует на штифт бплун- жера 11, заставляя последний отходить вниз; при дальнейшем вра- 219
Рис. 138. Масляный насос системы «Аутолюбе> Рис. 139. Схема системы смазки «Позн-форс» двигателей Судзуки 220
щении кулачок 5 отходит от штифта 6, и плунжер 11 под действием пружины 12 перемещается вверх. Ход плунжера, а значит произ- водительность насоса, зависит от зазора а между шайбой 13, закреп- ленной на плунжере, и торцем маховичка 14, связанного тросом с рукояткой дросселя. При повороте маховичок 14 перемещается на некоторую вели- чину в осевом направлении при помощи торцевого кулачка 7, не- подвижного штифта 8 и пружины 9. При ходе плунжера 11 вниз отверстие 17 подвижного корпуса 4 совпадает с отверстием 10 неподвижного корпуса /, и рабочее пространство насоса наполняется маслом. При ходе плунжера вверх подвиж- ный корпус 4 поворачивается, и его отвер- стие 17 совпадает с отверстием 16 непод- Схема системы смазки «Инжектолюбе» Рис. 140. Схема системы смазки «Суперлюбе* дви- гателей Кавасаки Рис. 141. вижного гистраль корпуса — масло подается в ма- /5, соединенную с двигателем. На двигателях фирмы Судзуки применяется система смазки, называемая «Пози-форс» (рис. 139). В отличие от системы смазки «Аутолюбе», масло подается к подшипникам — крайним коренным и шатунным при помощи механизма, аналогичного по конструкции механизму, применяемому в двигателе Пух-175. Средний коренной подшипник смазывается маслом, поступающим из коробки передач. Он изолирован от кривошипных камер сальниками. Цилиндры, поршни и поршневые пальцы смазываются разбрызгиванием. Ко- личество масла, поступающего в двигатель, зависит от его.нагрузки и регулируется рукояткой дросселя. Масляный насос приводится в действие от коробки передач. В двигателях с системой смазки типа Пози-форс шатунные под- шипники смазываются лучше, чем в двигателях Ямаха. На двига- телях фирмы Кавасаки применяются системы смазки «Суперлюбе» (рис. 140) и «Инжектолюбе» (рис. 141), причем в первой системе по- дача масла осуществляется во впускной канал, а во второй — к коренному подшипнику.
Глава XIII ОЧИСТКА ВОЗДУХА И ГЛУШЕНИЕ ШУМА § 73. ОЧИСТКА ВОЗДУХА Причиной повышенного износа цилиндров, поршневых колец, поршней и подшипников коленчатого вала является дорожная пыль, попадающая в двигатель с воздухом через карбюратор. Поэтому для повышения долговечности двигателей большое внимание в современных мотоциклах уделяется очистке воздуха, поступаю- щего в карбюратор, путем применения различных воздухоочисти- телей. На рис. 142 изображен простейший сетчатый воздухоочиститель, применяемый и в настоящее время на некоторых иностранных хмото- циклах. Такие воздухоочистители наиболее просты, имеют малые раз- меры и вес. Однако степень очистки воздуха в них невелика, не превышает 80%, т. е. 20% пыли, содержащейся в воздухе, не задерживается фильтром и проникает внутрь двигателя. Для ра- боты в запыленной местности сетчатые воздухоочистители непри- годны. Инерционно-масляный воздухоочиститель (рис. 143) лучше очи- щает воздух, чем очиститель, описанный выше. Воздух, поступая под крышку 2 корпуса 1, проходит вниз к поверхности масла 5, налитого в резервуар 6. Ударяясь о поверхность масла, воздух рез- ко изменяет направление движения. При этом тяжелые частицы пыли смачиваются и остаются в нем. Воздух, очищенный от наиболее крупных частиц пыли, поступает через фильтрующий элемент 4, заполненный набивкой 3, смоченной маслом. При движении черезфильтр воздух окончательно очищается. По такому принципу работают воздухоочистители двигателей многих современных мотоциклов. Степень очистки воздуха у этих воздухо- очистителей достигает 98%. К недостаткам их конструкции следует отнести большую сложность и вес и необходимость внимательно сле- дить за уровнем масла. 222
Наиболее совершенным способохМ очистки воздуха на современном уровне развития техники является применение "бумажных возду- хоочистителей, в которых воздух пропускается через мелкие поры специальным образом обработанной бумаги. Размеры пор в бумаге не превышают 20 мкм. Степень очистки воздуха составляет 99,99%. На рис. 144, а показан сменный фильтрующий элемент в сборе, а на рис. 144, б — бумажная набивка, свернутая на специаль- ном автомате таким образом, чтобы образовать большую по- верхность в малом объеме. Большое значение для очист- ки воздуха имеет то место, из которого производится забор воздуха для карбюратора. По Рис. 143. Инерционно-масляный воздухоочиститель: 1 — уровень масла Рис. 142. Сетчатый воздухо- очиститель исследованиям, проведенным во ВНИИмотопроме, запыленность воздуха в зоне над коробкой передач в мотоцикле хМ-72 в 20 раз больше, чем в зоне над бензиновым баком. На рис. 145 показана одна из возможных схем впускной системы с забором воздуха из наименее запыленной зоны из-под ложной пробки топливного бака. Необходимо заметить, что при выборе дли- ны, сечений и объемов всех трубопроводов и резервуаров системы впуска нельзя забывать о настройке этой системы для получения наибольшего коэффициента наполнения с учетом колебаний давле- ния и скорости газа. 223
Рис. 144. Сменные элементы бумажного воздухоочистителя: а — фильтрующие элементы; б — бумажная набивка 224
§ 74. ГЛУШЕНИЕ ШУМА НА ВЫПУСКЕ И ВПУСКЕ Борьба с шумом транспорта в современных городах является одной из важнейших технических и организационных проблем, от решения которой в значительной степени зависит здоровье город- ского населения. Заметным источником городского шума являются мотоциклы, мотороллеры, мопеды и велосипедные моторы. В связи со сказанным, борьба с шумом мотоциклов приобретает особое значение, тем более, что она представляет большие трудности ввиду больших удельных мощностей двигателей, наличия воздушного охлаждения и невоз- можности по конструктивным и эстетическим соображениям раз- мещения глушителей большого объема. На мотоцикле шум возникает, во-первых, в результате пуль- саций давлений газов в системах впуска и выпуска и при истечений сжатого газа из отверстия и, во-вторых, в результате упругих деформаций в сочленениях механизмов и вибраций деталей и узлов. Первую группу шумов можно назвать газодинамической, шумы вто- рой группы называются механическими. К мероприятиям, снижающим механические шумы, следует от- нести: конструирование «безударных» кулачков газораспределения; правильный подбор температурных зазоров в системе привода кла- панов; правильный подбор зазоров в зубчатых зацеплениях системы газораспределения и переднего привода; подбор материалов шесте- ренчатых пар; правильное конструирование ребер, охлаждения пу- тем увеличения их жесткости; оребрение различных литых крышек и картеров, уменьшающее возможность их вибрации; применение пластических масс для изготовления щитков колес, глушителей впуска и других деталей, которые могут вибрировать и служить ис- точником механического шума. Источниками газодинамических шумов на мотоцикле являются смежные системы двигателя. В последнее время были сформулированы два положения, кото- рые ранее не принимались во внимание или недооценивались кон- структорами: — источником значительного шума на мотоцикле, кроме выпуск- ной системы, является система впуска; — при конструировании как выпускной, так и впускной систем следует учитывать не только необходимость глушения шума, но и настройки этих систем для получения наилучших мощностных по- казателей. Задача конструирования смежных систем осложняется также тем, что, например, впускное отверстие системы впуска должно рас- полагаться в зоне наименьшего запыления воздуха, а система вы- пуска является одним из конструктивных элементов, от которого зависит эстетическая форма мотоцикла. Шум и его измерение. Звук (шум) — это упругие волны, распро- страняющиеся в воздухе под влиянием механических колебаний ка- 8 Иваницкий и др4 223
кого-либо тела (источник звука) и влияющие на органы слуха чело- века. С одной стороны, звук—это физический процесс распространения упругих волн в среде, а, с другой, — психофизиологический про- цесс восприятия этих волн нашими органами слуха. Для численной характеристики звука используют две основные величины — частоту f3 звуковой волны и интенсивность (или силу) звука 13. Человеческое ухо воспринимает звуковые волны с частотой 16— 22 000 гц. Чувствительность уха к волнам различной частоты не- одинакова, — лучше всего воспринимаются звуки с частотами 1,5—3 кгц. Интенсивность звука 13 измеряется количеством энергии, про- ходящей через единицу площади, и выражается формулой /8 =-5- где А — амплитуда; f3 — частота; р, — плотность воздуха; с3 — скоростьраспространениязвуковыхволн (скорость звука). Интенсивность звука 13 можно выразить также формулой где р — среднеквадратичное звуковое давление. Произведение рес3 называется волновым сопротивлением среды; для воздха р„са = 41,4 г/(сек -см2). Частота и интенсивность звука — это объективные физические характеристики звуковых волн, не связанные с особенностями че- ловеческого слухового органа. Субъективная оценка силы слухо- вого ощущения, вызываемого звуковыми волнами у человека с нормальным слухом, определяется понятием — громкость звука. Существует некоторая наименьшая (рис. 146) интенсивность звука или некоторое наименьшее среднеквадратичное звуковое дав- ление p30, ниже которого звук не воспринимается человеческим ухом. Это значение р3„ называется порогом слышимости. Порог слышимости меняет свое значение в зависимости от частоты. В пре- делах частот 1,5—3,0 кгц p3t = 2-10~10 кПсм2. При увеличении интенсивности звука наступает максимальный предел, выносимый слуховыми органами, называемый порогом бо- левого ощущения. Порог болевого ощущения достигает своего мак- симума, равного 2-10’3 кПсм2, в пределах частот 500—1000 гц. Громкость звука Зависит от значения порога слышимости для данной частоты и измеряется уровнем звукового давления L3 = 201gf* дб, Р 3q 220
где р3й — порог слышимости для той же частоты f9t для которой взято звуковое давление р3. Необходимо заметить, что уровень звукового давления, замерен- ный в дб и отсчитанный от порога слышимости, не может все же слу- жить исчерпывающей характе- ристикой громкости звука, так как человеческое ухо восприни- мает звуки с одинаковым уров- нем давления, но имеющие разные частоты как звуки раз- личной громкости. Для сравнения громкости звуков различных частот имеет- ся понятие уровня громкости звука. Уровнем громкости зву- ка называется физическая вели- чина, численно равная отсчитан- Рис. 146. Область слышимости: / — порог слышимости; II — область слы- шимости; III — порог болевого ощущения ному от условного нуля уровню звукового давления равновеликого с ним «эталонного звука», частота которого f3 = 1000 гц. Условный нуль уровня звуко- ZD 100 500 ЮОО 5000 10000 Рис. 147. Кривые равной громкости звука: 1 — порог слышимости; 11 — порог болевого ощущения вого давления «эталонного звука» принят равным 2 -Ю'10 кПсм\ Уровень громкости звука измеряется в фонах. Уровень громко- сти звука равен 1 фону, если уровень звукового давления равно- громкого с ним «эталонного звука» (f3 — 1000 гц) равен 1 дб. На рис. 147 показана зависимость физиологического ощущения гром- 8» 227
кости от уровня звукового давления и частоты в виде кривых рав- ной громкости. Значительное расхождение между измеренными в дб И фонах величинами наблюдается в области низких частот. По мере увеличения силы звука кривые равной громкости спрямляются, и при уровне громкости выше 80 фон громкость звука практически оп- ределяется только его силой независимо от частоты. Уровень звукового давления измеряется прибором-шумомером. Идеальный шумомер должен был бы автоматически вносить поправ- ку в замеры на разницу между уровнем звукового давления и уров- нем громкости, однако это сильно усложнило бы его конструкцию. Шумомеры снабжаются приспособлением для коррекции. Следует заметить, однако, что данные замеров шума шумомерами все же заметно отличаются от субъективной оценки шума. При помощи прибора, называемого шумоанализатором, шум мож- но разложить на составляющие звуки или, как говорят, представить спектр шума. Это дает возможность определить наиболее вредные составляющие звуки и разрабатывать меры для борьбы с ними. В целях борьбы с шумом в разных странах приняты нормы до- пустимой шумности авто- и мототранспорта, разработанные Специ- альной Комиссией Организации Объединенных Наций. Допускае- мые величины уровня шума для мотоциклов в зависимости от рабо- чего объема одного цилиндра приведены ниже: Рабочий объем одного цилиндра в см* Уровень шума в дб До 50.......................................... 80 не более До 125 ....................................... 82 не более Свыше 125 ..................................... 85 не более Метод измерения шума, согласно правилам ООН, заключается в следующем. Измерительный участок дороги длиной 20 м делят пер- пендикулярной к ней линией пополам. На этой линии на расстоянии 7,5 ± 0,2 м от дороги с любой стороны располагают микрофон шу- момера на высоте 1,2 ± 0,1 м от уровня дороги. При замере шума в коробке передач должна быть включена передача: — первая, если коробка передач имеет две передачи; — вторая, если коробка передач имеет три или четыре передачи; — третья, если коробка передач имеет более четырех передач. К началу измерительного участка мотоцикл должен приближаться с установившейся скоростью, наименьшей из следующих:—соответ- ствующей 3/4 номинального числа оборотов двигателя; — 50 км!ч. В момент пересечения линии начала измерительного участка пе- редним колесом мотоцикла резко открывают дроссель карбюратора. В момент пересечения линии конца измерительного участка задним колесом мотоцикла дроссель резко опускают. При таком режиме работы мотоцикла регистрируют максимальные показания шумомера. 229
В СССР измерение уровня шума мотоциклов производится в соот- ветствии с ГОСТом 6253—60 шумомером 60—100 дб (частотная харак- теристика а). Микрофоны шу- момера должны устанавли- А ваться на высоте 1,25 м от земли с обеих сторон мото- цикла, движущегося по мер- ному горизонтальному участ- ку с асфальтовым или бетон- ным покрытием, на расстоянии 7,5 м от продольной оси мо- тоцикла (рис. 148). Мотоцик- А с диапазоном измерения ЛЫ В зависимости ОТ рабочего Рис. 148. Схема замера шума мотоциклов: объема двигателя должны под- / _ микрофоны ходить к линии АА на выс- шей передаче со следующими скоростями: Рабочий объем двигателя в см3 Скорость в км/ч До 50............................................... 30 До 150.............................................. 40 Выше 150 . . ..................................... 60 В момент пересечения линии А А открывают полностью дроссель карбюратора; в момент пересечения линии ББ дроссель быстро за- крывают. В качестве окончательного результата берется среднее арифме- тическое трех показаний (см. табл. 15). В простейшем виде глушитель шума выпуска представляет собой цилиндрический или слегка сплющенный металлический сосуд, объем которого значительно превосходит объем цилиндра двигателя, со- единенный трубой с цилиндром и имеющий отверстие для выхода отработавших газов в атмосферу. Энергия выходящего из цилиндра потока газа расходуется на нагревание стенок глушителя и прилегаю- щих к глушителю слоев воздуха, на трение струй газа о перегородки в глушителе; пульсирующий характер потока сглаживается, и газ выходит из глушителя с меньшей скоростью, чем из цилиндра. Чем больше объем глушителя, тем лучше глушится шум, но возможности размещения глушителя на мотоцикле, соображения эстетики и необ- ходимость настройки выпускной системы для получения нужной мощности ограничивают объем глушителей. При конструировании глушителей выпуска используют следую- щие физические процессы: отражения, интерференции, абсорбции и, наконец, упомянутые выше явления охлаждения и трения. Явление абсорбции используется сравнительно редко. В этом случае глуши- тель имеет двойные стенки, между которыми помещается звукопогло- щающий материал (например, стеклянная вата). Внутренняя стенка 229
Уровень шума в дб о о о О счл о о io о (N Г- Г— 00 оо 1 Рабочий объем двига- теля в см3 Ю Ю О О xr xf Ю Ю Мотоцикл Львов МП-045 . . МВ-044 МП-043 ИЖ «Планета» . . Уровень шума в дб о о о о о io ю оо см ю М? оо" CM Г— 00 ОО ОО Г- 1 Рабочий объем двигателя в см3 о о ю о ю ю ю г— ю СМ СМ Мотоцикл CZ-250, CZ-455 . . MZ-250/1 К-175С Рига-3 Рига-7 ^5 >> >йЗ д 2 S 8 2 г-" со" —Г со 00 Г— 00 оо Рабочий объем двигателя в см3 О О О О ю ю ко ю см со См со Мотоцикл Панония Р-20 . . . Ява-360 Ява-623 Ява-633
должна иметь множество отверстий или изготовляться из сетки.. По- добную конструкцию имеет глушитель мотороллера Т-200. В большинстве конструкций современных мотоциклетных глуши- телей используются отражение, интерференция, охлаждение и трение, К сожалению, в настоящее время не существует общепринятого на- дежного инженерного расчета глушителя выпуска, и конструиро- вание глушителей в большинстве случаев ведется на основании опыта выполненых конструкций и экспериментальных работ. На рис. 149 дан разрез глушителя двигателя Ш-55. Глушитель — разборный, что дает возможность периодически очищать его от нагара. Уровень шума мопеда с таким глушителем составляет 82 дб. Рис. 150. Глушитель шума впуска мотоцикла ЯВА-250: 1 — воздухоочиститель, 2 — корпус глу- шителя впуска; 3 — впускной патрубок; 4 — присоединительный патрубок к карбюратору Интенсивным источником газодинамического шума является так- же система впуска. После того, как в конструировании глушителей выпуска определился значительный успех, а шум выпуска уменьшил- ся, стало заметно влияние шума впуска. Причиной этого шума, так же как шума выпуска, является пульсирующее протекание газа в карбюраторе, впускном патрубке и воздушном фильтре. Для глушения шума впуска применяют простейшие глушители, объем которых равен приблизительно 10-кратному объему цилиндра. Внутри глушителей помещают воздушные фильтры, корпусы изготов- ляют из пластмассы (глушитель шума впуска мотоцикла ЯВА-250, рис. 150).
Глава XIV ПОВЫШЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Теория и практика использования газодинамических явлений в цилиндре и смежных системах для повышения мощности двухтактных мотоциклетных двигателей в последние годы достигли высокого уровня. Мощность двухтактных двигателей дорожных мотоциклов за последние 10 лет повысилась почти вдвое: литровая мощность современного двухтактного двигателя с рабочим объемом 50 см3 дости- гает 100 л.с. 1л, двигателей гоночных мотоциклов достигает 300 л.с.1л. Такие значения мощности получают за счет снижения коэффициен- тов прямого и обратного выброса, а также повышения коэффициен- та наполнения до значений, превышающих единицу, путем ис- пользования колебательных процессов в смежных системах (впуска и выпуска). Повышение коэффициента за счет колебаний давления в смежных системах называется резонансным наддувом, а использо- вание этих газодинамических явлений с целью улучшения очистки и наполнения цилиндра путем наиболее целесообразных геометри- ческих размеров смежных систем называется настройкой. Мощность двухтактного двигателя зависит от многих факторов — степени сжатия в цилиндре, фаз газораспределения, площади се- чения окон цилиндра, формы продувочных каналов, формы камеры сгорания и др. Однако, как показывает опыт ВНИИмотопрома, при прочих равных условиях за счет одной настройки смежных систем можно повысить мощность двигателя на 30—70%. Ниже рассмотрены процессы впуска, выпуска и продувки с точки зрения повышения мощ- ности двигателей. § 75. ВПУСК Рассмотрим процессы, происходящие при наполнении кривошип- ной камеры. На рис. 151 схематически показана система, состоящая из криво- шипной камеры с объемом VK, присоединенного к ней патрубка дли- ной Le и сечением Fe и глушителя шума впуска с воздухоочистителем. В момент открытия впускного окна в этой системе возникает импульс, вызывающий колебания скоростей и давлений газов. 232
При движении поршня к в. м. т. объем кривошипной камеры увеличивается, в ней создается разрежение, равное примерно 0,3 кПсм*. Под влиянием имеющейся разности давлений в момент открытия впускного окна объем газов, заполняющих впускную трубу и глушитель впуска, устремляется в кривошипную камеру. Скорость газового потока увеличивается, разрежение в кривошипной камере уменьшается до нуля, под действием кинетической энергии газовый поток продолжает движение в кривошипную камеру, создавая в ней избыточное давление. В случае отсутствия сопротивлений в системе впуска это избыточное давление достигает величины разрежения, т. е. приблизительно 0,3 кПсм2. Из-за наличия сопротивлений вели- чина избыточного давления снижается в зависимости от конструктивного испол- нения впускного трубопро- вода и окон до 35—70% величины разрежения. Пос- ле того, как в кривошип- ной камере избыточное давление достигнет макси- мальной величины, если впускное окно еще открыто, газовый поток может изме- нить направление движе- ния и выходить из криво- шипной камеры наружу. В момент, когда давление в кривошипной камере ста- новится равным атмосфер- Рис. 151. Система впуска ному, скорость обратного газового потока достигает максимальной величины; далее, под дей- ствием кинетической энергии движение газового потока продол- жается, и в кривошипной камере создается разрежение; затем процесс повторяется. Под влиянием сопротивлений в системе эти колебания затухают. Время, в течение которого происходит одно колебание, называется периодом колебания. Процесс рассматривался в предположении, что поршень остается неподвижным, а впускное окно открытым. Для улучшения наполне- ния кривошипной камеры впускное окно следует закрыть в тот мо- мент, когда в ней создается максимальное избыточное давление, или, иными словами, для этого необходимо, чтобы время открытия окна численно равнялось бы половине периода колебаний газов в системе. Ввиду того, что время открытия окна, т. е. фаза впуска, завися- щая от его высоты, выбирается из условий достижения необходи- мого времени-сечения, при настройке системы подбирают колеба- ния впуска. Нужно заметить, что частота (а значит, и период) коле- бания зависит от геометрических размеров элементов системы и ско- 233
роста звука и не зависит от чисел оборотов двигателя, а время откры- тия впускного окна зависит от числа оборотов. Таким образом сов- падение времени открытия впускного окна и полупериода колебания газового столба может наступить только при определенном числе обо- ротов двигателя. Принципиальный смысл настройки впускной системы заключается в том, чтобы путем подбора геометрических размеров создать такую частоту колебания газового потока, которая при заданном желатель- ном числе оборотов и заданной фазе впуска давала бы наилучшее на- полнение кривошипной камеры. В действительности настройка улучшает наполнение в некотором сравнительно широком диапазоне чисел оборотов, что объясняется явлением затухания колебаний, использованием гармоник высших порядков и влиянием систем продувки и выпуска. Период колебания впуска определяется: 1. Общим объемом VK кривошипной камеры (при положении порш- ня в в. м. т.) в см3. 2. Длиной впускной системы LBC (от входного отверстия расшири- тельного насадка карбюратора до впускного окна цилиндра) в см. Влияние объема глушителя шума впуска учитывают эквивалентной длиной Le. 3. Средней площадью поперечного сечения FBC впускной системы в см2. 4. Диаметром dBC круга с площадью, равной площади впускного окна, в см. 5. Скоростью звука, которая остается постоянной; с = = 33 000 см!сек. При увеличении объема VK уменьшается частота колебания и соот- ветственно лучшее наполнение камеры происходит в области более низких чисел оборотов. При увеличении параметров FBC и dBC частота колебаний повышается, а при увеличении LBC — снижается. Формула частоты колебания впуска имеет следующий вид: 2л/ЧЬЧ' Частоту колебания для числа оборотов п и угла впуска adc, соответ- ствующую половине периода колебания, можно выразить другой фор- мулой: е _ п • 360 _ пЗ 60aec • 2 ~ ’ откуда п =_____^всс_____ авс 1750 /ЧЬЯ 234
Решая последнее уравнение относительно Lec, получим наивыгод- нейшее значение длины впускной трубы _ /3 065 000а|с _1_\ вс вс\ n*VK d'C)- 6 5 рекГ!смг 152. Характеристики двигателя при раз- личной длине впускной системы: / — Lec ® 240 мм; 2 — LQC « 140 мм Z000 3000 WOO 5000 6000 п об/мин На рис. 152 даны две кривые среднего эффективного давления рг при различных длинах Lec, полученные при настройке впускной системы двухтактного двигателя с рабочим объемом 125 см8. При уве- личении длины Lec от 140 до 240 мм верши- на кривой ре сдвигается в сторону уменьшения числа оборотов (до 4200 в минуту); давление ре увеличивается на 18— 25% в зоне чисел оборо- тов 3000—4000 в минуту. Величина площади проходного сечения диф- фузора карбюратора вы- бирается аналогичной площади проходного сечения диффузора существующих двигателей и в процессе доводки конструкции опыт- ного образца корректируется. В существующих двухтактных серийных двигателях величина пло- щади проходного сечения диффузора карбюратора, отнесенная к Рис. Двигатели Площадь поперечного сечения диф- фузора кар- бюратора F к в см*/см* Майко-175 Ш-55 Крайдлер Виктория ДКВ Сакс Цюидапп Кроссовых мотоциклов Гоночных мотоциклов 3,03 100 4 100 1 4>54 1 100 5 100 6,5 100 100 см3 рабочего объема двига- теля, колеблется в довольно широких пределах (см. ниже). Площадь сечения впускной трубы за карбюратором прини- мают равной 1,1 FK, площадь се- чения впускного окна (1,25— 1,4) FK, учитывая, что окно от- крыто полностью только в тече- ние малой части общей продол- жительности открытия окна. Наибольшая ширина впуск- ного окна (по хорде) не должна превышать 65% диаметра ци- линдра, так как при больших значениях ширины поршневые кольца повреждаются кромками окна. Для улучшения условий работы поршневых колец ре- комендуется делать радиусы за- круглений в углах окон около 10% диаметра цилиндра, но не менее 5 мм.. 235
Большое сопротивление потоку свежей смеси оказывает кромка поршня, которая за все время открытия окна перекрывает часть его сечения. Чтобы ослабить вредное влияние кромки поршня, сле- дует высоту окна делать такой, чтобы на некоторую часть хода кром- ка поршня уходила за верхнюю кромку окна. Большое внимание следует уделять форме насадка карбюратора или, что то же, форме входа впускной трубы в глушитель впуска, так как в этом месте может создаться большое сопротивление, если нет расширения или если расширение выполнено с малым закругле- нием. Перспективным для улучшения наполнения кривошипной камеры является использование дискового золотника на впуске, впервые при- мененного заводом Mz и конструктором лодочных двигателей Цим- мерманом (ГДР). Эта конструкция позволяет осуществить несиммет- ричную относительно н. м. т. фазу впуска и тем самым уменьшить обратный выброс. Кроме того, золотник уменьшает сопротивление потоку, потому что при его применении можно осуществить боль- шое проходное сечение, которое будет полностью открыто в течение 50% периода открытия. § 76. ПРОДУВКА Заряд свежей горючей смеси, поступивший в кривошипную ка- меру, должен попасть через продувочные каналы и окна в рабочее пространство цилиндра, вытесняя оттуда отработавшие газы. Про- цесс продувки очень влияет на мощ- ность двигателя. Он зависит от вре- мени-сечения открытия продувочных окон, т. е. от их высоты и ширины; площади поперечного сечения проду- вочных каналов, их длины, и углов входа продувочных струй в цилиндр. Многие заводы проводили экспе- рименты по подбору наивыгоднейших углов входа продувочных каналов в цилиндр и в настоящее время наи- более благоприятным считаем угол, образованный стенками канала с осью симметрии горизонтального сечения Рис. 153. Наиболее благоприят- цилиндра (рис. 153), равный 55—60°, ные углы входа продувочных т. е. общий угол между направления- каналов ми входящих продувочных потоков должен быть равным 110—120°. В вертикальной плоскости продувочные каналы направляют вверх под углом 10—15°. В этом случае потоки свежей смеси направ- ляются сначала к задней стенке цилиндра, затем вверх до камеры сжатия, омывают свечу зажигания, поворачивают вниз и, вытеснив 236
a) Рис. 154. Направление продувочных потоков в цилиндре: а — неправильное; б — правильное Рис. 155. Продувочные каналы: а — симметричные; б — несимметричные Рис. 156. Форма продувочных каналов, позволяющая отливку под давлением 237
отработавшие газы из всего объема цилиндра, достигают выпускных окон. В том случае, если углы входа продувочных каналов выбраны неправильно (рис. 154), часть смеси уже в начальной стадии про- дувки может попасть в выпускное окно, объем цилиндра плохо Рис. 157. Цилиндр двигателя Цюндапп с вкладышами, позволяющими выполнить «отдаленные» продувочные каналы литьем под давлением: а — первый вариант; б — второй вариант очистится от отработавших газов; в нем образуется не- продутая зона, а струи све- жей смеси, прижимаясь к стенкам цилиндра, попадают в выпускное окно. Все это приводит к увеличению пря- мого выброса, увеличению расхода топлива и уменьше- нию мощности. Очень большое 'значение для правильного процесса продувки имеет симметрич- ность продувочных окон и углов входа продувочных ка- налов относительно выпуск- ного окна. На рис. 155 изображены правильно и неправильно вы- полненные продувочные ка- налы. Несимметричность вхо- дящих в цилиндр потоков приводит к появлению зави- хрений и интенсивному пере- мешиванию свежей смеси с отработавшими газами, в ре- зультате чего увеличивается прямой выброс и коэффи- циент остаточных газов. Чтобы добиться достаточ- ной точности изготовления продувочных каналов и окон, в чугунных цилиндрах при- меняют ручную обработку. В алюминиевых цилиндрах принимают меры для того, чтобы можно было их отливать под давлением (рис. .156) в металлические формы, обеспечивающие достаточную точность, или в конструкцию цилин- дра вводят крышки продувочных каналов, которые позволяют при- менить механическую обработку. На рис. 157 изображена оригинальная конструкция цилиндра двигателя мотоцикла Цюндапп-50, которая позволяет выполнить «отдаленные» продувочные каналы литьем в пресс-форму. Для этого 238
имеется вкладыш /, изготовленный отдельно и вставленный в гнез- до цилиндра 2. Продувочный канал образуется поверхностями ци- линдра и вкладыша. Зеркало цилиндра покрыто хромом. Другой возможный вариант вкладыша дан на рис. 157, б. Вкладыш 3 встав- ляется в гнездо после запрессовки чугунной гильзы 4. Эффективность продувки цилиндра зависит не только от направ- ления и формы продувочных каналов, но в большей мере также от скорости продувочных потоков, которая зависит от разности дав- ления в кривошипной камере и цилиндре во время открытия про- дувочных окон, определяемой степенью сжатия в картере гк (зна- чения 8,с, принятые в современных двигателях, приведены выше). Как было сказано, продувка зависит при прочих равных ус- ловиях и от длины продувочных каналов. В системе, состоящей из кривошипной камеры и продувочных каналов, в тот момент, когда поршень находится в н. м. т., во время продувки возникают ко- лебания, частота которых зависит от геометрических размеров час- тей этой системы. Формула частоты собственных колебаний системы продувки имеет вид С1____________ Inp+^Ubnp+hnp) V где q — скорость звука в продувочном канале; ее прини- мают равной 38 000 см!сек, т. е. выше, чем в си- стеме впуска ввиду более высокой температуры; 1/д — объем кривошипной камеры в н. м. т. без проду- вочных каналов в см\ 1пр — средняя длина продувочного канала в см; Fml — средняя площадь поперечного сечения продувоч- ного канала в см2] Ьпр и htlp — ширина и высота среднего поперечного сечения продувочного канала в см. Выражение 0,187 (bnp + hnp) представляет собой поправку, учитывающую влияние входной части продувочного канала. Как и при впуске, время продувки должно быть равно поло- вине колебания — тогда в цилиндре остается наибольшее количест- во свежей смеси. Если время продувки больше половины периода — начинается движение смеси из цилиндра в кривошипную камеру. Частота колебания, которая необходима для правильного ис- пользования фазы продувки ах и числа оборотов п19 имееттакуюже величину, как частота колебания для впуска, т. е. г _Зп Число оборотов двигателя для лучшего наполнения цилиндра при заданных размерах продувочных каналов и необходимая длина 239
продувочных каналов при заданных размерах аь VK1, Fml, п рассчи- тываются по формулам: п ______________«хСх________________________2017«1_______ . с 1Г.. Г 1пр+0» 187 (bnp +hnp) ] - Г/Лр + 0,187 (6Лр+ЛЛр)1 ’ 6“ У М---------------------J У ----------------------J !-p = WtS-0'187 V’-> + h-'l или Inp = - 0,187 (bnp + йпр). Нужно заметить, что попытки настроить продувочную систему на половину периода приводят к такому увеличению длины и объема этих каналов, что выполнить такую конструкцию невозможно. Кроме того, влияние колебательных явлений в выпускной системе и цилиндре значительно искажает сравнительно слабые колебания продувочной системы. Систему продувки можно настроить не на у периода, а на 1 у периода, причем такая настройка имеет опре- деленный практический смысл. При настройке на 1 & периода колебаний в зависимости от зна- чений ах и п , __п • 360 -1,5 _9п 'г 60 • «j ctj ’ а средняя длина продувочного канала . 903 000a'Fmi В этом случае средняя длина продувочного канала получается в 9 раз меньше, чем при настройке продувочной системы на у пе- риода. Увеличение длины продувочных каналов по сравнению со сред- ними значениями, принятыми в современных двухтактных двига- телях, полезно как с точки зрения настройки на 1 у периода, так и в целях увеличения радиуса поворота канала к окну для уменьше- ния сопротивления и лучшего направления продувочных струй при выходе из окон. В соответствии с этими соображениями стали при- менять цилиндры с так называемой «отдаленной» продувкой, т. е. с продувочными каналами, напоминающими своей формой ручку чайника. На процесс продувки определенное влияние оказывает форма камеры сгорания. В современных двигателях поверхность головки цилиндра выполняется сферами двух радиусов, причем малая сфера, представляющая собственно камеру сгорания, смещается в сторону выпускного окна. 240
§ 77. ВЫПУСК Выпускная система двухтактного мотоциклетного двигателя (рис. 158) состоит из цилиндра 1, выпускной трубы 2, прямого ко- нуса 3, цилиндрической части глушителя 4, обратного конуса 5 и глушащей части 6, имеющей ряд перегородок, отверстий и тру- бок. Часть выпускной системы от выпускного окна цилиндра до малого отверстия обратного, конуса можно назвать мощностной частью, настройка которой оказывает наибольшее влияние на мощ- ность двигателя. Необходимо, однако, заметить, что глушащая часть также может оказывать заметное влияние на мощность. Истечение газов из цилиндра сопровождается возникновением волн давления и скорости как в самом цилиндре, так и в системе выпуска. При истечении в цилиндре образуется разрежение, а в выпускной системе — волна избыточного давления (сжатия). Эф- фекты влияния ускоренных масс и колебания давления в выпуск- ной системе представляют собой два различных явления, однако они тесно связаны между собой. Первый эффект основан на том, что газовый поток, приобретя в момент открытия выпускного окна некоторое ускорение, обеспечивает за счет сил инерции добавочное движение газа даже тогда, когда перепад давлений, вызывающий это ускорение, меняет свой знак. За счет этого в цилиндре перед выпускным окном может появиться разрежение. Второй эффект — колебание давлений оказывает влияние на дальнейшие явления, происходящие в цилиндре и системе выпуска. При настройке вы- пускной системы мотоциклетных двигателей колебания давлений имеют очень важное значение. Если к выпускному патрубку присоединена прямая труба, оканчивающаяся отверстием того же или большего диаметра, то волна давления, дойдя до конца трубы, отражается от него в виде волны разрежения, двигающейся со скоростью звука в обратном направлении, т. е. к цилиндру. Скорость звука, зависящую от температуры газа, для выпускной системы принимают равной 500 м/сек. В том случае, если выпускная труба оканчивается стен- кой с отверстием меньшего диаметра, волна давления отражается 241
от этой стенки в виде волны избыточного давления, перемещающейся к цилиндру. В результате сложения отраженной волны с волной разрежения, вызванной влиянием ускорения масс газа при их истечении, уве- личивается разрежение в цилиндре, что улучшает очистку его от отработавших газов и поступление свежей смеси из кривошипной камеры. Однако при этом часть заряда свежей смеси выходит через выпускное окно в трубу. Как показали исследова- ния, отраженная волна давления выталкивает эту часть заряда обратно в цилиндр, если выпускное окно еще остается откры- тым. На рис. 159, а пока- зана диаграмма давления у выпускного окна в за- висимости от угла поворота кривошипа. Точка 1 соот- ветствует началу открытия выпускного окна. Давле- ние вблизи выпускного окна сначала начинает рез- ко возрастать, затем, до- стигнув максимума, падает и у н. м. т. имеет отрица- тельную величину; далее постепенно давление снова Рис. 159. Диаграмма давления у выпускного окна: а — правильная настройка; б — неправильная настройка начинает расти и после точки 3, соответствующей закрытию продувочных окон, опять становится по- ложительным. В точке 4 выпускное окно закрывается, а давление перед окном начинает падать. Так выглядит диаграмма давления у окна в случае идеаль- ной настройки выпускной системы. На протяжении почти всего периода продувки, т. е. между точками 2 и 3, имеется разре- жение, способствующее отсасыванию отработавших газов из ци- линдра, уменьшению коэффициента остаточных газов и увеличе- нию коэффициента наполнения за счет увеличения разности дав- лений в кривошипной камере и цилиндре. После закрытия продувочного окна начинается действие отра- женной волны избыточного давления и дозарядка цилиндра за счет свежей смеси, попавшей в выпускную трубу, т. е. дальнейшее уве- личение коэффициента наполнения. На рис. 159, б показана диаграмма давлений у выпускного окна при неудачной настройке выпускной системы. На протяжении про- 242
цесса продувки имеется избыточное давление, препятствующее вы* ходу отработавших газов, а между моментами закрытия проду- вочных окон (точка 3) и закрытия выпускного окна (точка 4) имеется разрежение, способствующее истечению части заряда свежей смеси в выпускную систему, т. е. увеличению коэффициента прямого вы- броса. Время прихода отраженных волн разрежения и избыточного давления зависит от скорости звука и длины частей выпускной системы и не зависит от числа обо- Рис. 160. Скоростные характери- стики двигателя с рабочим объе- мом 175 см2: I — без выпускной системы; 2 — с на- строенной выпускной системой ротов. Время открытия выпускного окна для данного двигателя зависит от числа оборотов. Таким образом настройка выпускной системы позво- ляет увеличить мощность двигателя только в некотором узком диапазоне Рис. 161. Влияние длины обратного кону' са на мощность двигателя Ш-55С: / — 10К — 250 мм; 2 — 10К ® 150 мм чисел оборотов. На рис. 160 даны скоростные характеристики двига- теля с рабочим объемом 175 слЛ полученные в лаборатории ВНИИмотопром. Сплошной линией обозначены значения мощности, крутящего момента и удельного расхода топлива при работе дви- гателя без выпускной системы. Штриховыми линиями даны значения тех же величин при работе двигателя с подобранной. выпускной системой. Прирост крутящего момента и мощности наблюдается в интервале чисел оборотов 3600—5000 в минуту, причем мощность возросла на 2,5 л. с., т. е. на 23%. Интересно отметить, что удель- ный расход горючего снизился почти на 25% на всех скоростных режимах. Назначение прямого конуса 3 (см. рис. 158) состоит в том, чтобы создать отраженные волны разрежения, а обратного конуса 5 — 243
волны избыточного давления. Подбирая длину самих конусов и их положение относительно выпускного окна путем изменения длины трубы 2 и цилиндрической части 4, производят настройку системы. Увеличение длины всех элементов снижает число оборо- тов максимальной мощности; уменьшение длины выпускной сис- темы приводит к увеличению числа оборотов. На рис. 161 показано влияние длины 10к обратного конуса на мощность спортивного двигателя с рабочим объемом 50 см3. При уве- личении длины обратного конуса с 150 до 250 мм число оборотов, соответствующее максимальной мощности, уменьшилось с 9400 до 8650 в минуту, а мощность двигателя на всем протяжении ско- ростной характеристики увеличилась от 1 до 1,5 л. с., т. е. примерно на 12—17%. При этом снижение максимальной мощности составило всего 0,25 л. с. Ввиду сложности явлений, происходящих в выпускной системе, и необходимости задаваться большим количеством эмпирических коэффициентов расчет настройки не производят, а ведут подбор размеров системы, замеряя мощность и расход топлива на тормоз- ном стенде. Большую помощь при настройке выпускной системы дает также осциллографирование давления у выпускного окна.
Глава XV ОХЛАЖДЕНИЕ ДВИГАТЕЛЯ § 78. НЕОБХОДИМОСТЬ ОХЛАЖДЕНИЯ При сгорании топлива в двигателях внутреннего сгорания вы- деляется большое количество тепла, вследствие чего детали, сопри- касающиеся с горячими газами (их температура превышает 2000° С), сильно нагреваются. Перегрев двигателя вызывает резкое повышение потерь на тре- ние ввиду уменьшения сопротивляемости масляной пленки, что увеличивает износы и вызывает закоксовывание колец. При дальней- шем увеличении температуры трущихся деталей происходит раз- рушение масляной пленки, результатом чего являются задиры на юбке поршня и прихват поршневого пальца во втулке шатуна и бобышках поршня. Перегрев снижает коэффициент наполнения и способствует появлению детонации. Естественное рассеивание тепла поверхностями деталей двига- теля не может обеспечить их работу в требуемом диапазоне темпе- ратур. Для обеспечения работы двигателя в необходимом интер- вале температур применяется система охлаждения. Однако переох- лаждение двигателя, в свою очередь, приводит к ухудшению эко- номичности ввиду падения термического к. п. д., увеличению по- терь на трение из-за увеличения вязкости масла, разжижению масла в четырехтактных двигателях в результате конденсации топ- лива на стенках цилиндра и смолообразованию. Основная часть тепла отводится системой охлаждения от головки и цилиндра двигателя. В основном для мотоциклов и моторолле- ров применяется воздушная система охлаждения, т. е. теплоот- вод осуществляется потоком воздуха, создаваемого при движении мотоцикла или нагнетаемого вентилятором. Для увеличения коэффициента наполнения система охлаждения должна обеспечить усиленный теплоотвод от тех узлов и деталей, температура которых оказывает на него значительное влияние. Поэтому у четырехтактного верхнеклапанного двигателя основной отвод осуществляется от головки цилиндра, а у двухтактного дви- 245
Основные параметры двигателей мотоциклов и мопедов с охлаждением встреч Параметры Хонда С-102 Судзуки М-15 Пежо В В-104 Виктория-159 Судзуки К-15 MZ-125 Ямаха-УАб Рабочий объем двигате- ля в см* 49 50 50 50 79 123 124 Тактность 4 2 2 2 2 2 2 Число цилиндров 1 1 1 1 1 1 1 Диаметр цилиндра в мм 40 41 40 40 | 45 52 56 Ход поршня в мм 39 38 39 39,5 | 50 58 50 Максимальная мощность в л. с. 4,5 4,2 2,2 5.3 7,3 8,5 11,0 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности 9500 8000 6000 7400 7000 5500-5800 6700 Степень сжатия (геометри- ческая) 8,5 10,4 (6,5*) 7,4 П (7*) 10,7 (6,7*) 9,0 6,6* Материал цилиндра Чугун Алюминий** Чугун Алюми- ний Чугун Площадь поверхности ох- лаждения в см*: головки 760 1074 615 1040 1570 1816 1420 цилиндра 320 1022 1000 1950 1520 3420 2110 в %: головки 70.4 51 3< 34 51 35 40 цилиндра 29,6 49 62 66 49 65 60 Удельная площадь в см*/л. с. 240 497 734 595 425 640 323 Шаг ребер в мм: головки Радиаль- ные ребра 7,5 8,0 10,0 9.0 8,5 Радиаль- ные ребра цилиндра 8,0 7,0 9,0 9.0 9,0 Отношение максимальной длины ребер к шагу: головки 5,3 3.75 4,5 4,7 5.3 цилиндра 5,0 3,9 5,0 4,5 5,3 Максимальная скорость мотоцикла в км/ч 65 62 50 70 85 90 100 Назначение мотоцикла Дорожный • Действительная степень сжатия. ♦♦ Цилиндры хромированы. Мотоцикл с коляской. Примечание. Головки всех двигателей изготовлены из алюминиевых сплавов, Таблица 16 ным потоком воздуха Хонда СВ-92 MZ Ре-125 С-159 § MZ-175 «Восход» MZ-250 о & О ИЖ «Юпитер» ( С-360 КР-5 1 124 124 121 124 172 174 247 247 346 347 496 4 2 4 2 2 2 2 4 2 4 4 2 1 1 1 1 1 1 1 2 2 2 1 44 54 55 | 52 58 61,75 70 55 61,75 62 86 41 54 52 58 65 58 65 52 58 57,6 85,5 15,0 24,0 21,6 7,0 12,0 10,0 16,0 39,0 18,0 51,0 41,0 10 500 12 400 12 800 5500 5300 5300 5200 11 600 5100 10 500 6200 10,0 16,0 10,9 8,0 9,0 7,5 8,25 10,7 7,0 10,7 9,0 Алюминий Чугун Алюминий 3588 2092 3632 1808 2900 1820 3550 5403 4718 5403 6300 1468 3123 1770 2282 | 4700 2690 4820 2256 6008 3490 6720 71 40 67 44 38 40 42 70,6 44 65,5 51,5 29 60 33 56 62 60 58 29,4 56 39,5 485 337 217 250 582 632 451 525 192 596 175 318 8,5 12-15 10,0 9,0 14,0 10,0 12,0 10-11 9,5 10-11 10,0 8,5 9,0 j 10,0 10,0 9,0 95 10,0 10,0 95 95 10,0 5,8 5,4-4,35 5.0 7,0 5.0 6,2 6.2 6,0—5,4 6,8 6,0—5,4 45 4,0 5,8 4,5 4,6 6,0 6.7 5,5 4,0 5,3 5,0 4,0 125 175 170 80 100 90 115 190 80* ♦♦ 210 170 Гоночный Дорожный Гоноч- ный Дорож- ный Гоноч- ный Спор- тивный за исключением двигателя мотоцикла Хонда С-102, который имеет головку из чугуна. 246 247
гателя с кривошипно-камерной продувкой — от цилиндра и кри- вошипной камеры. Для двигателей большинства мотоциклов применяется охлаж- дение встречным потоком воздуха. Преимуществом такой системы охлаждения перед принудительной является отсутствие вентиля- тора, а следовательно, и затрат мощности на его привод, уменьше- ние веса, упрощение конструкции и сокращение габаритов двига- теля (табл. 16). Основной недостаток этой системы состоит в том, что охлаждение двигателя зависит от скорости движения мото- цикла, поэтому двигатель перегревается при движении мотоцикла в тяжелых дорожных условиях на промежуточных передачах. § 79. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ Количество тепла, которое должно быть отведено системой ох- лаждения, О.охл = Qo — geN еН q$, где Gm — часовой расход топлива в кг/ч; ge— удельный расход топлива в г/(л. с. ч); Н — низшая теплотворная способность топлива в ккал!кг; Ne — максимальная эффективная мощность двигателя в л. с.; <7о — доля тепла, отводимая системой охлаждения. Удельный расход топлива geB гI (л. с. ч) четырехтактных дви- гателей в зависимости от расположения клапанов колеблется в следующих пределах: верхнеклапанных 250—300, нижнеклапанных 300—350. Среднее значение удельного расхода топлива в четырех- тактных двигателях равно 300 г/л. с. ч. Доля тепла, отводимая системой охлаждения четырехтактных двигателей, по разным источникам колеблется в пределах 22—28%. По данным ВНИИМотопрома для верхнеклапанного мотоциклет- ного двигателя q0 = 22 ч- 23%, по данным НАМИ для верхнекла- панного автомобильного двигателя с водяным охлаждением q0 — =22%, однако Рикардо считает, что для четырехтактных карбю- раторных двигателей ?0 = 28%. При дальнейших расчетах принимаем q0 = 26%, тогда для четырехтактных двигателей количество тепла, отводимое системой охлаждения, Q4ox„ = 0,3 • 10300 • 0,26Ае = 800Ае ккал/ч. Для современных двухтактных мотоциклетных двигателей при геометрической степени сжатия 6,5—8,0 = 330 ч- 450 г!(л. с. ч); среднее значение удельного расхода топлива равно 390 г!(л. с. ч). В технической литературе нет данных теплового баланса двух- тактных карбюраторных двигателей. Доля тепла, отводимая сис- темой охлаждения двухтактного двигателя, учитывая наличие ра- бочего хода при каждом обороте коленчатого вала, приблизительно 248
в два раза выше, чем у четырехтактного двигателя. Но вввду зна- чительного прямого и обратного выбросов топлива (в среднем 15%), уносящего с собой тепло, принимаем для двухтактного двигателя _ 0,26-2 _П4 ^02 1-1-2-0,15 тогда Q2 охл — 0,39-10 300 -0,4 = 1600 Ne ккал!ч. Таким образом соотношение количества тепла, отведенного сис- темами охлаждения двухтактного и четырехтактного двигателей, Qi ОХЛ 160(We п. _ - Q nQ Qi охл SOON. ’ Ч2охл ^44 охл- При прочих равных условиях поверхности охлаждения двух- тактного двигателя должны быть в два раза больше поверхностей охлаждения четырехтактного, что подтверждается статистикой. Передача тепла от поверхностей охлаждения охлаждающему воз- духу. Для определения количества тепла переданного нагре- той стенкой в охлаждающую среду, пользуются формулой закона Ньютона: О-охл — (fn tg ) гдеат— коэффициент теплопередачи в ккал1(м* *ч° С); Fq — площадь поверхности охлаждения в л<2; tn — средняя температура поверхности охлаждения в ° С; te — средняя температура охлаждающего воздуха в ° С. Отсюда необходимая площадь поверхности охлаждения р __ Qqxa д.2 ° azn (tn — te) Однако при кажущейся простоте уравнения определить необ- ходимую поверхность охлаждения с достаточной для проектиро- вания степенью точности невозможно ввиду сложности определе- ния коэффициента теплопередачи аш, зависящего от различных факторов, приведенных ниже. В системе воздушного охлаждения двигателей передача тепла от нагретых деталей происходит как соприкосновением, так и лу- чеиспусканием. При сравнительно низких температурах наружных поверхностей головки и цилиндра, не превышающих для мотоцик- летных двигателей 250° С, считается, что передача тепла лучеис- пусканием незначительна и для упрощения расчетов принимают теплопередачу только соприкосновением. Однако опыты фирм БМВ и Порше показали, что при чернении охлаждающих алюминиевых поверхностей методом электрохимического окисления тепловая напряженность двигателей снижается на 12—18%. Это показывает, что пренебрегать передачей тепла лучеиспусканием не следует. Коэффициент теплопередачи зависит от скорости охлаждающего воздуха и его температуры, коэффициента теплопроводности ме- 249
талла, из которого изготовлены головка и цилиндр, длины и шага ребер. Теплопередача от нагреваемых внутренних поверхностей го- ловки и цилиндра, а для составного цилиндра — между гильзой и рубашкой, значительно ухудшается при наличии на них слоя на- гара, так как его теплопроводность в 175 раз ниже алюминия и в 50 раз — чугуна. Теплопередача от зеркала цилиндра в значительной степени определяется конструкцией цилиндра. На двигателях мотоциклов применяются цилиндры: — чугунные, отлитые как одно целое с ребрами; — состоящие из алюминиевой рубашки (оребреной муфты) с запрессованной чугунной или стальной гильзой; — состоящие из алюминиевой рубашки с залитой в ней чугунной гильзой (без диффузионной связи); — состоящие их алюминиевой рубашки с залитой в ней методом альфин-процесса чугунной гильзой (или другим методом, обеспечи- вающим диффузионную связь гильзы и рубашки); — алюминиевые с хромированным зеркалом — «хромирован- ный» цилиндр. Лучшую теплопередачу из вышеуказанных имеет хромированный цилиндр. При замене чугунного цилиндра на одном и том же дви- гателе на алюминиевый хромированный максимальная температура цилиндра снижается с 220 до 160° С (данные фирмы Мале и ТВН). Алюминиевая рубашка с гильзой, залитой в ней методом альфин- процесса, по теплопередаче незначительно уступает хромированному цилиндру, что объясняется наличием диффузионной связи гильзы с рубашкой, обеспечивающей постоянный и надежный тепловой контакт между ними. Средняя температура зеркала чугунного цилиндра и чугунной гильзы, запрессованной в алюминиевую рубашку, почти одинакова, что объясняется окислением внутренней поверхности рубашки, а окись алюминия имеет низкий коэффициент теплопроводности и ухудшает передачу тепла от гильзы к рубашке. Несмотря на это, составной алюминиевый цилиндр с запрессованной или залитой гильзой имеет перед чугунным цилиндром следующие преимущества: — меньший перепад температур по окружности одного ребра; для алюминиевого цилиндра он не превышает 60° С, а при тех же условиях у чугунного достигает 120° С; — снижение веса цилиндра в 1,5—2 раза; — меньший перепад температур между верхней и нижней частью цилиндра. Для алюминиевых хромированных цилиндров или составных цилиндров с гильзой, имеющей диффузионную связь с рубашкой, вышеуказанные преимущества увеличиваются. Кроме этого, ввиду равенства коэффициентов расширения зазор между поршнем и зер- калом хромированного цилиндра уменьшается в 2—3 раза по срав- 250
мотоцикла на разных переда- ат 6,9 0,7 0,5 0,3 0,1 О 90 80 120 цкп/ч 10 20 30 90 fy к/сек Рис. 162. Зависимость ат от — и ve: tp нению с зазором в чугунных цилиндрах и практически остается постоянным во всем диапазоне рабочих температур, что обеспечи- вает снижение температуры поршня. При неизмененных материале цилиндра и головки и отношении длины ребер к шагу коэффициент теплопередачи изменяется в зависимости от скорости движения мо- тоцикла, но количество тепла, которое должно быть отведено сис- темой охлаждения, пропорционально развиваемой в данный момент мощности двигателя. При движении чах в зависимости от изменения суммарных сил сопротивлений дви- жению одинаковой мощности со- ответствуют разные скорости мото- цикла. Следовательно, и темпера- турный режим двигателя при этом будет различным. Влияние длины и шага ребер на коэффициент теплопередачи. Опытами установлено, что при охлаждении мотоциклетных двига- телей встречным потоком воздуха оптимальное соотношение длины ребер к их шагу (рис. 162) -^ = 6 , tp (при скорости охлаждающего воз- духа до 30 м!сек). При дальней- шем увеличении отношения— коэф- . tp фициент теплопередачи умень- шается и при = 10 он снижается до значения, соответствующего отношению = 4, в то время tp как все оребрение значительно увеличивается и усложняется тех- нология отливки длинных ребер. Уменьшение коэффициента теплопередачи при удлинении ребер (при отношении /- > 6 ) объясняется увеличением аэродинамических tp I сопротивлений длинного и узкого межреберного канала особенно при низких скоростях движения мотоцикла. Литые ребра головок и цилиндров мотоциклетных двигателей в большинстве случаев имеют треугольное сечение с толщиной основания 4 мм. При этом по технологическим соображениям шаг ребер делается на цилиндрах не менее 7 мм, а головках 8 мм. Дальнейшее уменьшение шага ре- бер ухудшает охлаждение двигателя особенно при низких скорос- тях движения мотоцикла, так как при обтекании встречным потоком воздуха уменьшение шага ребер приводит к возрастанию аэродина- /,2 — / = 6; Р I 4—/= 1,5 tp 251
мических сопротивлений оребренного тела, ввиду чего охлаждаю- щий воздух стремится обтекать его по внешнему контуру, не про- никая в межреберные каналы. Опыты показали, что увеличение коэффициента теплопередачи достигается при наклоне ребер от- носительно пртркд воздуха, поэтому на большинстве двигателей сов- временных мотоциклов ребра цилиндров наклонены под углом 15—30° к горизонтали. На некоторых двигателях, где это конструк- тивно выполнимо, такой же угол наклона имеют ребра головки. При вертикальном расположении ребер на головках двухтактных двигателей гоночных мотоциклов MZ-125 с воздушным охлаждением (выпуска до 1963 г.) для увеличения эффективности охлаждения ребра наклоняли к направлению потока под углом 30°. Следовательно, правильный выбор коэффициента теплопере- дачи весьма труден ввиду его зависимости от ряда недостаточно исследованных факторов и отсутствия достаточного количества систематизированных данных. Основные условия для расчета необходимой площади поверх- ности охлаждения по методу подобия. В настоящее время достаточно обоснованным для проектирования является выбор необходимой площади поверхности охлаждения на основании статистических данных, что в свое время практиковалось и в авиации, и в автомо- билестроении. Но при этом необходимо учитывать зависимость пло- щади поверхности охлаждения от тактности двигателя, рабочего объема цилиндра, литровой мощности, диаметра и хода поршня и назначения мотоцикла. Тактность двигателя в значительной мере определяет долю теп- ловой энергии, полученной двигателем и отводимой поверхностью охлаждения в охлаждающую среду — воздух. В основном на сов- ременных мотоциклах применяются двухтактные и четырехтактные верхнеклапанные двигатели, но в эксплуатации находятся и нижне- клапанные четырехтактные дви- Таблица 17 гатели (К-750М). Соотношение площадей охлаждающих Площади охлаждающих по- поверхностей в % верхностей головки и цилиндра Двигатель Го- ловка Ци- линдр должны быть пропорциональны площадям внутренних поверх- ностей, омываемых горячими газами. Поэтому в двухтактных двигателях большая часть по- верхности охлаждения должна быть расположена на цилиндре, так как наиболее термически на- Двухтактный Четырехтактный: нижнеклапанный верхнеклапанный 40 55 70 60 45 30 пряженными местами являются зона выпускных окон и патрубка. В четырехтактных, особенно верхнеклапанных двигателях большую часть тепла воспринимает головка и меньшую — цилиндр, а наибольшую температуру имеют выпускные клапаны, седло и выпускной канал. 252
В табл. 17 приведены средние данные, показывающие, как рас- пределяются площади поверхностей охлаждения между головкой и цилиндром в зависимости от тактности двигателя. Так как максимальная температура газов имеет максимальное значение при процессе сгорания во время нахождение поршня около в. м. т., то верхняя часть цилиндра имеет большую поверх- ность охлаждения, чем нижняя, что достигается увеличением ре- бер в верхней части. Для современных мотоциклетных двигателей отношение хода поршня к диаметру цилиндра колеблется в довольно узких пределах: ^- = 0,93-5-1,11, поэтому для ориентировочных расчетов р = 1. Площадь внутренней нагреваемой поверхности приближенно можно принять равной площади поверхности цилиндра: = nDS + 2л = лЯ’(£) + ^ = л + |) но при -^ = С и РН = СПЪ. Рабочий объем цилиндра lz nD2 с nD21 S\ S f, ^ = — S=— \d) и пРи D=C Vh = CD3, где С — постоянная величина. п S Следовательно, при одинаковых отношениях площадь внут- ренней нагреваемой поверхности увеличивается пропорционально квадрату диаметра цилиндра, а рабочий объем возрастает про- порционально кубу диаметра цилиндра. При равной литровой мощ- ности эффективная мощность двигателя пропорциональна рабочему объему, поэтому с увеличением рабочего объема растет тепловая напряженность внутренней поверхности, а следовательно, необ- ходимо и увеличение удельной площади поверхности охлажде- ния. С уменьшением рабочего объема цилиндра увеличивается эф- фективность системы охлаждения при прочих равных условиях; При проектировании системы охлаждения нового двигателя и наличии достаточно проверенного по тепловому режиму в заданных условиях эксплуатации прототипа, возможно путем несложных рас- четов определить необходимую площадь поверхности охлаждения проектируемого двигателя. Если известны удельная площадь F'o охлаждения прототипа, мощность проектируемого двигателя, максимальная скорость мото- цикла и мотоцикла прототипа, то необходимая площадь поверхности охлаждения Fx = F^DKxKaNt см», 233
где Kd — коэффициент отношения площадей внутренних нагре- ваемых поверхностей; Кт; — коэффициент тактности; Ка — отношение относительных коэффициентов теплопередачи. При одинаковых величинах отношения прототипа и проекти- руемого двигателя 1Z _____________________________ а при разных rs ____________________ +^1^1 . is ___А2 . AD“ D$ + 2DXSX' Лт“Л4 ’ где А2 = 2 — для двухтактного двигателя; Ai = 1 —для четырехтактного двигателя. Определение относительных коэффициентов теплопередачи для поверхностей охлаждения проектируемого двигателя и прототипа в зависимости от скорости мотоцикла и отношения длины ребер к их шагу производится по графику (рис. 162). При этом необходи- мым условием является аналогия конструкции и материалов голо- вок и цилиндров проектируемого двигателя и прототипа. § 80. ПРИНУДИТЕЛЬНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ На большинстве мотороллеров ввиду распрложения двигателя под седлом в задней части мотороллера применяется принудитель- ная система воздушного охлаждения. Воздух, нагнетаемый вентилятором, продувается через межре- берные каналы цилиндра и головки. Для направления потока воз- духа цилиндр и головка окружены кожухом. Обдув двигателя осу- ществляется при условии, что полное давление, создаваемое венти- лятором, выше, чем аэродинамическое сопротивление всей сети (воздушного тракта). Исследование температурного режима двухтактных двигателей с принудительной системой охлаждения показали, что при частич- ном открытии дросселя наблюдается переохлаждение двигателя. Поэтому, а также с целью уменьшения габаритов вентилятора и затраты мощности на его привод, в последних конструкциях мото- роллеров с двухтактными двигателями Сакс и на отечественном мо- тороллере М-175 головка цилиндра охлаждается встречным пото- ком воздуха, а цилиндр обдувается воздухом, нагнетаемым венти- лятором. При оптимальном расположении головки цилиндра по отношению к встречному потоку воздуха такая схема охлаждения за счет хорошей теплопередачи между головкой и цилиндром обес- печивает работу двигателя в требуемом температурном режиме как на полном дросселе, так при частичном его открытии, 254
Таблица 18 Основные параметры двухтактных двигателей мотороллеров, мопедов и микроавтомобиля с принудительной системой охлаждения Параметры ВП-150 М-175 (I вариант) М-175 (II вариант) НСУ Прима-У Т-200М о Й Цюндапп Супер ДКВ Хуммель Ду кати Трабант Рабочий объем двигате- ля в см* 148 174 174 174 199 247 49,5 49 48 500 Число цилиндров I 1 1 1 1 I 1 1 1 2 Диаметр цилиндра в мм 57 61,75 61,75 62 62 68 39 40 38 66 Ход поршня в мм 58 58 58 57,6 66 68 41,8 39 42 73 Максимальная мощ- ность в л. с. 5,5 7.5 8,1 9,5 8$ 11,0 5,2 4,2 4,2 18,7 Число оборотов двига- теля в минуту при мак- симальной мощности 4500 5500 5100 5100 4500 4300 7500 6600 8600 3800 Степень сжатия (гео- метрическая) 6,7 6,7 6,7 6,5 6.6 6,7 9.0 (6.1 •) 8.5 (6.0*) 9,5 (6,35*) 6.7 Материал цилиндра Чугун Алюми- ний** Чугун Площадь поверхности охлаждения в см2: головки 1672 1602 1933 1295 1687 1750 786 602 703 3578 цилиндра 2276 2690 1591 2771 2522 2795 1240 1048 1237 6788 в %: головки 42,5 37,3*** 54,7* ** 31,3 40 38,5 38,5 33 36 34 цилиндра 57,5 62,7 45,3 68,7 60 61,5 61,5 67 64 66 Удельная площадь в см2/л. с. 720 572 435 428 527 412 390 393 461 555 Шаг ребер в мм: головки 8,5 Радиальные ребра 9,0 9,0 9,0 8,5 9.0 8,0 цилиндра 8,0 9.5 | 9,5 8,0 8,0 8,0 8,0 7.5 7.5 — Отношение максималь- ной длины ребер к шагу: головки 5,5 Радиальные ребра 4,0 5,5 5,5 4,5 3.3 4,0 — цилиндра 4,5 4,0 । 3,0 4.0 3,75 1 4,0 3.8 3.5 3,0 — Удельная производи- тельность вентилятора в м*/(л. с. ч) 70 40 91 45,3 58,0 55,0 100 — — 67 Тип вентилятора Центробежный Осе- вой ♦ Действительная степень сжатия * * Цилиндр хромированный. * ** Головка охлаждается встречным потоком воздуха. 255
На двигателях мопедов с повышенной мощностью применяется принудительная система охлаждения. На двигателях мотороллеров и мопедов применяются почти ис- ключительно центробежные вентиляторы. Рабочее колесо вентиля- тора располагается на маховике династартера или маховичного Маг- дино. Осевые вентиляторы не применяются из-за большой техноло- гической сложности изготовления рабочего колеса, наличия на- правляющего аппарата и необходимости привода между коленча- тым валом двигателя и рабочим колесом вентилятора. Последний необходим, так как полное давление, развиваемое осевым вентиля- тором, при равных габаритах и числах оборотов значительно ниже, чем у центробежного вентилятора. Кроме этого, осевой вентилятор работает с большим шумом, чем центробежный. Высокие скорости охлаждающего воздуха при принудительной системе охлаждения позволяют применять более мелкий шаг ребер. Однако по технологическим соображениям шаг ребер на цилиндрах делают редко менее 7 мм, а у головок 8,5 мм. При принудительном охлаждении головки и цилиндра соотношение между их площадями охлаждающих поверхностей следует брать аналогичным соотноше- нию в двигателях с охлаждением встречным потоком. Удельная площадь поверхности охлаждения двухтактных двигателей с при- нудительным охлаждением колеблется в пределах 390—550 смЧл. с. 1Р Отношение длины ребер к их шагу -г- для головки при принуди- тельном охлаждении не следует брать более 4,5, а для цилиндра — более 4,0. Дальнейшее удлинение ребер не снижает температуры наиболее нагретых зон головки и цилиндра, а в отдельных случаях из-за узких и длинных межреберных каналов препятствует цирку- ляции воздуха в этих зонах. Наглядным примером служит мото- роллер ВП-150: несмотря на очень большие удельную площадь поверхности охлаждения (720 смЧ(л. с.) и удельную производи- тельность вентилятора (70м3/(л. с.) его двигатель перегревается (табл. 18). § 81. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ Производительность вентилятора определяется его габаритными размерами, числами оборотов рабочего колеса, аэродинамическим сопротивлением воздушного тракта, потерями через неплотности тракта и плотностью воздуха. Число оборотов рабочего колеса центробежного вентилятора равно числу оборотов коленчатого вала двигателя, так как обычно оно располагается на маховике маховичного магдино или династар- тера. Аэродинамическое сопротивление воздушного тракта (сети) зави- сит от сечения межреберных каналов, конструкции и геометрической формы кожухов, радиусов перегиба воздушного потока и скорости 256
воздуха. Аэродинамическое сопротивление воздушного тракту опре- деляет величину полного давления, которое должно бытьсоздано на выходе из вентилятора. Рассчитать необходимую вёличину полного давления вентилятора или задаться ею трудно ввиду отсутствия статистических данных и зависимости аэродинамического сопротивления от указанных выше факторов. На мотороллерах и мопедах применяют центробежные вентиля- торы низкого давления, нагнетающие воздух в систему охлаждения. Полное давление таких вентиляторов не превышает 300 кГ1м *. Вентиляторы, просасывающие воздух через межреберные каналы двигателя, не применяются ввиду необходимости увеличения габа- ритных размеров вентилятора из-за падения плотности нагретого от двигателя воздуха (при увеличении средней температуры воздуха на 60° С производительность вентилятора падает на 19%). Утечки воздуха через неплотности воздушного тракта в среднем принимаются равными 10% и обуславливаются наличием зазоров между рабочим колесом и входным кожухом и неплотностями в сое- динениях кожухов. Плотность воздуха зависит от атмосферных условий эксплуатации мотороллера или мопеда. Для расчетов задаются параметрами при атмосферных условиях: температура 40° С, давление 730 мм рт. ст. При этих условиях плотность воздуха р =0,11 кГ -сек 2/м 4. В связи с отсутствием данных, определяющих величину повы- шения полного давления рассчитываемого вентилятора, его необхо- димую производительность пока следует определять по фактической удельной производительности вентиляторов, т. е. часовой произво- дительности Уо вентилятора, приходящейся на 1 л. с. эффективной мощности двигателя. Удельная призводительность вентиляторов, мотороллеров, мото- колясок и микролитражных автомобилей колеблется в пределах 45—100 м 3/ (л. с. ч). Для определения производительности вентиля- тора при первоначальном проектировании расчетным путем следуем брать удельную производительность равной 65 м 8/ (л. с. ч). При расчете центробежного вентилятора определяют: 1. Производительность вентилятора = м^4 или VcX=lffifr м*/сек. 2. Наружный диаметр рабочего колеса £>2=196т/ мм, 2 V <рвп где ф» — коэффициент производительности вентилятора. Если лопатки загнуты назад (против вращения, рис. 163, б), то <рв = 0,05 0,08; если вперед (по вращению, рис. 163, а), то <рв = 0,12 4- 0,14; для закрытых колес (рис. 163, в) <рв = 0,2 -ь 0,3. 9 Иваницкий и др. 257
Для ориентировочных расчетов, полагая Уо = 65 л 3(л. с. ч.) и при лопатках, загнутых вперед (<р4 ~ 0,13), 1550мм. При лопатках, загнутых назад (срв ^0,065),. D2^2060'|/r^ мм. Следовательно, при прочих равных условиях наружный диаметр рабочего колеса с лопатками, загнутыми вперед, в 1,34 раза меньше, чем диаметр колеса с лопатками, загнутыми назад. По этой причине на современных мотороллерах и мопедах применяют рабочие колеса с лопатками, загнутыми вперед. 3. Внутренний диаметр рабочего колеса D х и площадь FBX вхо- дного отверстия вентилятора. В большинстве случаев диаметр входного трубопровода делается равным внутреннему диаметру рабочего колеса: Di = Dm. Однако часто в центре входного отверстия вентилятора распо- лагается прерыватель; кроме этого, вход может быть задросселирован входной решеткой. В таких случаях вначале необходимо определить площадь входного сечения отверстия вентилятора Fex. Статистика и опыт доводки показывают, что отношение окружной скорости на наружном диаметре рабочего колеса и2 к скорости воздуха на входе cQ для современных двигателей — = 1,5-?-3,6. При меньших значениях этого соотношения создается добавочное сопротивление на входе в вентилятор. Однако при оптимальном вы- боре основных параметров вентилятора при — = 1,5 удается полу- го 258
чить высокий коэффициент производительности <рв = 0,14 (например, у мотороллера М-175, 4-й вариант, табл. 19). Но в среднем «2 У С П 2VC с0 = -^, но с0 = р^, откуда Fex^—£. Z г вх и2 4. Площадь сечения выходного отверстия улитки вентилятора F 1 вых- Статистика показывает, что в существующих конструкциях мотороллеров и мопедов площадь сечения выходного отверстия вентилятора F,Bjr = (0.5-j-l,4)F,x. Из опыта доводки центробежных вентиляторов следует, что если площадь сечения выходного отверстия меньше площади сечения входного отверстия, то коэффициент производительности вентиля- тора падает. Однако габаритные размеры улитки вентилятора не всегда дают возможность обеспечить нужное соотношение Fex и Fgux. Оптимальным является соотношение: Fgux = (1,1 ч- 1,3) Fgx, при котором достигаются минимальные потери на выходе. При дальней- шем увеличении площади сечения выходного отверстия произво- дительность вентилятора практически не увеличивается. 5. Ширина лопаток рабочего колеса на входе Ьвх. Во избежание отрыва потока воздуха от стенки рабочего колеса, образования вихревой зоны на участках поворота и входа в каналы колеса необходимо, чтобы площадь колеса на входе была больше площади входного отверстия заборной части вентилятора. При уменьшении угла поворота потока снижаются потери на входе в ко- лесо. Поэтому при расположении рабочего колеса на якоре дина-, стартера оно имеет коническую форму, вследствие чего угол пово-’ рота потока апов удается уменьшить до 60°. В этом случае умень- шается разница в ширине лопатки на входе и выходе (например,* вентиляторы мопеда ДКВ Хуммель и мотороллеров Т-200М и НСУ-Прима). Но, как указывалось выше, если Dm ~Dlcpt Р,х сРЬвх, отсюда Ьвх = Ki . Jlb'i ср Если лопатки загнуты вперед, то их ширина Ьг на входе должна быть больше, чем у лопаток, загнутых назад, и радиальных лопаток; те же соотношения должны сохраняться и при увеличении ско- рости на входе и увеличении угла поворота потока при входе в каналы колеса. Для лопаток, загнутых назад, и радиальных при с0 10 м!се& К. ~ 1,0. Для лопаток, загнутых вперед: при алов = 60 -т-75° и с0^15 м/сек «а 1,0 ПРИ я-пов 90° и со=15-5-2О м/сек 1,25 при апов 90° и с0 >20 м/сек = 1,5-ь 2,5. 9* 259
Основные параметры центробежных вентиляторов мотороллеров и мопедов Параметры Мотороллеры М-175 1 1 2 1 3 1 4 Наружный диаметр рабочего колеса D8 в мм 140 140 140 148 Внутренний диаметр рабочего колеса Ojfjj в мм 97 97 97 103 Тип лопаток Загнуты назад Загнуты Число лопаток 24 24 24 Углы лопаток в град'. выхода ₽выд; входа Рдо 55 125 125 142 63 63 63 58 Число оборотов рабочего колеса в мин. 5500 1 Ширина лопаток в мм: выхода Ьвых входа Ьвх 24 24 24 24 26 I ' 26 I ' 26 26 Затрата мощности на привод вентиля- тора в л. с. — — — — Производительность ♦* 188 0,0523 223 0,062 290 0,0805 335 0,093 Окружная скорость на наружном диа- метре колеса и2 в м/сек. 40,2 40,2 40,2 42,7 Скорость воздуха во входном отвер- стии в м/сек 20,9 24,8 20,0 28,0 Отношение —- ^0 1,92 1,62 2,01 1,52 Отношение -у- 1,57 1,57 1,57 1,48 р Отношение Рвх 1,44 1,44 1,08 1,08 Коэффициент производительности <р« | 0,085 0,10 1 0,131 0,141 Условная производительность вентиля- тора в м3/л. с. — - — — Коэффициент Ki 3,17 3,17 2,40 2,54 ♦ Закрытое рабочее колесо. ••В числителе дана производительность в в знаменателе - в м3/сек 260
Т а б л и ц а 19 и мопеды Т-250А Т-200М ВП-150 НСУ Прима ДКВ Хуммель Цюндапп Супер Дука- ти-50 Дука- та-100 1 2 190 190 190 195 159 117 118 113 122 150 150 143 126 113 82 84 80 87 вперед Загнуты назад Загнуты вперед Загнуты назад Загнуты вперед * Загнутк вперед 48 32 24 16 26 24 24 16 16 130 130 106 68 116 90 — — 55 55 44 38 86 35 — — 4250 4500 4500 5100 6600 7500 8600 f 24 24 25,5 13 16 12 22 21 32 32 25,5 21 20 14 | 22 — 21 0,42 0,35 — 0,25 0,42 — 0,7 — — 605 0,168 575 0,160 490 0,136 385 430 0,119 — 520-550 — — 0,0642 0,145-0,153 43,3 43,3 44,7 46 42,3 40,5 46,5 51 — 16 15,3 12,3 5,26 15,2 — 29-30,6 — — 2,7! 2,83 3,6 8,73 2,80 — 1,6-1,53 — — 1,85 1,31 1,30 1,20 1,45 — 1,36 — 1,03 1,34 1,34 1,25 0,5 0,765 — 1,4 — 0,55 0,137 0,130 0,107 0,049 0,139 — 0,29-0,30 — — 1440 . 1640 — 1670 1010 — 790 — — 1,44 1,44 | 1,04 | 0,7 0,92 _ | 1,14 — 1,13 261
Ширина лопаток на выходе Наиболее часто применяются лопатки, у которых Ь = (0,9 ч- 1,0) Ь вых вх Выбор типа лопатки. Наибольшие давление и коэффициент производительности имеют вентиляторы, рабочие колеса которых снабжены лопатками, загнутыми вперед. В табл. 19 приведены данные по вентиляторам мотороллера М-175 (варианты 1 и 2), рабочие колеса которых были снабжены двумя типами лопаток. При неизмен- ных остальных параметрах замена лопаток, загнутых назад, лопат- ками, загнутыми вперед, увеличила производительность вентиля- тора на 18%. В дальнейшем за счет увеличения площади входного отверстия на 38% получено дополнительное увеличение произво- дительности на 23% (вариант 3). Таким образом, при неизменных габаритных размерах вентилятора и числах оборотов рабочего колеса выбор рациональной конструкции вентилятора обеспечил увели- чение его производительности в 1,5 раза. Приведенный пример показывает, что при увеличении мощности двигателя и недостаточ- ности его охлаждения не всегда необходимо увеличивать габаритные размеры рабдчего колеса: вначале целесообразно провести замеры и просчеты основных параметров вентилятора — ив первую очередь коэффициента производительности ср0. Если при лопатках, загнутых вперед, коэффициент срв значительно ниже 0,14, необходимо про- вести доводку вентилятора, выясняя причины, лимитирующие его производительность, и определить коэффициент срв по формуле 24,5- 10» Vc Din Углы входа колеблются в пределах: для лопаток, загнутых вперед, = (44 ч- 86°), а для лопаток, загнутых назад, Рвд. = = (38 4- 63°). Углы выхода для лопаток, загнутых вперед, Р6ЫЛ. = — (106 ч- 142°); а для лопаток, загнутых назад, pewx. = (55 ч- 90°). Количество лопаток в колесе С. И. Циткин 1 рекомендует опре- делять из условия, чтобы шаг лопаток t по средней окружности межлопаточного канала был равен или меньше радиальной длины канала: f В2 — Вг 2 * ТТ л (^2 “I” Bi) ЗТ Число лопаток в колесе гл^ или W—* 1 Ц и т к и н С. И. Центробежные вентиляторы и дымососы. М. — Киев, Машгиз, 1953. 262
Однако радиальная длина канала в большинстве случаев зна- чительно отличается от фактической длины канала по его средней линии. Д. Р. Поспелов 1 рекомендует выбирать отношение у из условия безотрывного протекания воздуха в межлопаточном канале в сле- дующих пределах: у = 1,2 4- 1,6. Значения у, применяемые у центробежных вентиляторов-мото- роллеров и мопедов, приведены в табл. 19. Из таблицы видно, что у вентилятора мотороллера Т-250А при гл = 48 отноше- ние у = 1,85; при гл = 32 отношение у = 1,31. Произ- водительность вентилятора во втором случае больше, чем в первом на 5%, однако затра- ты мощности на привод вен- тилятора при этом также больше (на 20%). Однако ус- ловная производительность вентилятора мотороллера Т-250А и при числе лопаток гл = 48 остается очень высо- кой, равной 1440 м31ч при за- трате мощности на привод, равной 1 л. с. Наиболее высокой произ- водительностью при равных затратах мощности на привод Рис. 164. Рабочее колесо центробежного обладают вентиляторы с ло- вентилятора патками, загнутыми назад: условная производительность вентилятора мотороллера ВП-150 равна 1670 мЧл. с. Однако очень низкий коэффициент производи- тельности (срв = 0,045) заставляет отказаться от применения колес с лопатками, загнутыми назад, в системах охлаждения моторолле- ров и мопедов, где основными являются наименьшие габариты и вес вентилятора. Наиболее распространенным является профиль лопатки, очер- ченный дугой окружности (рис. 164). Задавшись углами входа и выхода РбЫА. определяют радиус лопатки гл. ’Поспелов Д. Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. М., Машгиз, 1971. 263
Для лопаток, загнутых вперед, радиус лопатки Г -Di л 4 % cos (180-p2) + cos (W где Л _ ^2 , X~D.’ радиус окружности центров /?? = rj + - 2гля2 cos (180 - ₽eeJ. Для лопаток, загнутых назад, . ь*-1 л 4 Xcos рвых —cos рвл. И /?0 = Г| + #2 - 2гля2 cos рвыд:. Спиральный кожух вентилятора. Воздушный поток, выходящий из рабочего колеса, собирается в кожухе, где происходит снижение скорости потока и соответственно преобразование динамического Рис. 165, Спиральный кожух центробежного вентилятора 264
давления в статическое. Кроме этого, кожух предназначен для отвода потока в нужном направлении. Чем выше скорость воздуха, выходящего из рабочего колеса, тем больше аэродинамические потери в кожухе, а поэтому тем тщательнее должен быть изготовлен спиральный кожух. У венти- ляторов, имеющих рабочее колесо с лопатками, загнутыми вперед, скорость выходящего воздуха выше, чем у колес с лопатками, загнутыми назад, поэтому для первых применяют литые кожухи. В большинстве случаев применяется кожух с постоянной шириной, контур которого рекомендуется рассчитать по архимедовой спирали. Но на практике с достаточной степенью точности контур строится по способу конструкционного квадрата (рис. 165). Величина раскры- тия кожуха А = (0,55—0,7) Dx (следует стремиться к большему значению Л). Сторона квадрата а = ~. Минимальное расстояние между кожухом и наружным диаметром рабочего колеса е = 2 мм. Глубокий острый «язык» (показан штриховой линией) и малые зазоры между языком и колесом сильно увеличивают шум при работе вентилятора, поэтому глубокие языки применять не реко- мендуется.
Глава XVI ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ МОТОЦИКЛЕТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ § 82. ДВИГАТЕЛИ ДОРОЖНЫХ МОТОЦИКЛОВ На рис. 166 и 167 приведены поперечный и продольный разрезы двигателя М-63 с горизонтальными противолежащими цилиндрами и рабочим объемом 650 см3 Ирбитского мотоциклетного завода. Основные данные двигателя Четырехтактный 1ип двухцилиндровый Диаметр цилиндра в мм........................................ 78 Ход поршня в мм.............................................. 68 Рабочий объем в см3.......................................... 649 Степень сжатия............................................... 6,2 Максимальная мощность в л. с................................. 28 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности ................................................. 4800—5200 Фазы газораспределения: открытие впускного клапана...........................57° до в. м. т. закрытие > » .......................77° после н. м. т. открытие выпускного клапана..........................97° до н. м. т. закрытие > » ............................37° после в. м. т. Двигатели с горизонтальными противолежащими цилиндрами обладают следующими преимуществами: 1. Полностью уравновешены силы инерции деталей, движущихся возвратно-поступательно. 2. Головки и цилиндры хорошо обдуваются встречным воздухом и, следовательно, двигатель достаточно охлаждается. 3. Двигатель удачно’ конструктивно увязывается с карданной передачей. Недостатки этого двигателя: 1. Необходимы два карбюратора, что усложняет регулировку, увеличивает расход топлива и общую стоимость мотоцикла. 2. Уменьшается проходимость мотоцикла по плохим дорогам, бродам и бездорожью из-за низкого расположения цилиндров и большой ширины двигателя. Рис. ,166. Поперечный разрез двигатедя М-63 267 266
268
3. Резко ухудшается охлаждение двигателя при движении по грязной дороге вследствие того, что брызги из-под переднего колеса попадают на цилиндр и заполняют пространство между реб- рами. Из сказанного следует, что такая схема может быть рекомендо- вана для мотоциклов с коляской или мотоциклов-одиночек, предназ- наченных для шоссейных дорог. Двигатель М-63 имеет верхнее расположение клапанов с приво- дом при помощи толкающих штанг. Распределительный вал вра- щается в шарикоподшипнике и бронзовой втулке. Коленчатый вал состоит из пяти частей, соединенных на прессовых посадках. От осевых перемещений он зафиксирован в переднем коренном под- шипнике. Система смазки — с односекционным насосом и запасом масла в поддоне картера. Диаметр цилиндра М-63 равен 78 мм, ход поршня 72 мм. Двигатель японского мотоцикла Хонда «Бенлай» изображен на рис. 168. Основные данные двигателя Четырехтактный 1нп двухцилиндровый Диаметр цилиндра в мм....................................... 44 Ход поршня в мм...................................... 41 Рабочий объем в см3......................................... 125 Степень сжатия....................................... 10 Максимальная мощность в л. с......................... 15 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности............................................. 10 500 Максимальный крутящий момент в кГ • м................ 1,06 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности............................................. 9 000 Вес двигателя в кг................................... 37 Двигатель имеет верхнее расположение клапанов и полусфери- ческую форму камер сжатия. В общей головке 1 цилиндров распо- ложен распределительный вал 2, привод к которому осуществляется при помощи цепи 5. Два цилиндра отлиты в общем блоке 6 и располо- жены рядом, поперек продольной оси мотоцикла. Рабочий объем каждого цилиндра равен 62,5 см3. Такое «дробление» рабочего объема и привод к клапанам 9 и 11 при помощи верхнего валика создают возможность значительного форсирования двигателя по числу оборотов, приближая его характеристику к характеристикам гоночных двигателей, так как отсутствие дополнительных деталей привода (толкателей и штанг), а также малые абсолютные размеры и вес всех деталей газораспределения (клапанов и пружин) и деталей кривошипно-шатунного механизма уменьшают нагрузки от сил инерции. Высокие показатели по мощности, тщательность обработки дета- лей, качественная сборка и применение высококачественных мате- риалов обеспечили японским мотоциклам большую популярность на мировом рынке. Однако недостатками этих мотоциклов являются 269
о
неоправданная сложность конструкции, плохая ремонтоспособность, необходимость в тщательном уходе и квалифицированном обслу- живании. Примером современного двухтактного мотоциклетного двигателя может служить двигатель MZ-175 (модель ES-175/1), изображенный на рис. 169. Основные данные двигателя Двухтактный двухцилиндровый Диаметр цилиндра в мм................................... 58 Ход поршня в мм......................................... 65 Рабочий объем в см3.................................... 172 Степень сжатия............................................. 9 Максимальная мощность в л. с............................. 12 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности.............................................. 5300 Фазы газораспределения: открытие впускного окна...........................70° до в. м. т. закрытие > >............................70° после в. м. т. открытие выпускного окна........................ 72° до н. м. т. закрытие > > 72° после н. м. т. открытие продувочного окна.......................54°30' до н м. т. закрытие > > .......................54°30' после и. м. Цилиндр 4 двигателя выполнен из алюминия, а гильза 3 — из чугуна. В головке цилиндра 2 расположена компактная камера сгорания /, образованная двумя сферами. Коленчатый вал 9 уста- новлен на коренных подшипниках 8, Герметичность кривошипной камеры обеспечивается двумя сальниками 7, расположенными с внутренней стороны от коренных подшипников. Левый (по ходу мотоцикла) коренной подшипник смазывается маслом, поступающим из камеры сцепления через открытый торец. Правый коренной под- шипник (на рисунке — левый) смазывается маслом, поступающим из полости коробки передач по специальному отверстию (на чертеже не показано). Этот подшипник отделен от кривошипной камеры сальником 7, а от камеры генератора сальником 5. В большой головке шатуна имеется игольчатый подшипник 6 с сепаратором из алюминиевого сплава. В результате большой экспериментальной работы работоспособность этого подшипника доведена заводом до 50000 км пробега мотоцикла. § 83. ДВИГАТЕЛИ МОПЕДОВ К этой категории двигателей условно можно отнести двигатели с рабочим объемом до 50 см3, применяемые на «сверхлегких» мото- циклах: мокиках, мофах, мопедах и мотовелосипедах. На рис. 170 показан двигатель мотоцикла ДКВ Хуммель. 272
Рис. 170. Поперечный и продольный разрезы двигателя ДКВ Хуммель-50 273
Основные данные двигателя Двухтактный одноцилиндровый Диаметр цилиндра в мм................................... 40 Ход поршня в мм......................................... 39 Рабочий объем в см3..................................... 50 Степень сжатия.......................................... 8,5 Максимальная мощность в л. с.......................... 4,2 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной • мощности............................................... 6600 Фазы газораспределения: открытие впускного окна ............................. закрытие > > ........................ открытие выпускного окна......................... закрытие > > ......................... открытие продувочного окна ...................... закрытие > > ...................... 609 до в. м. т. 60° после в. м. т. 799 до н. м. т. 79д после н. м. г. 62°30' до н. м. т. 62930' после н. м. т. Двигатель имеет принудительное охлаждение, для чего служит крыльчатка вентилятора, прикрепленная винтами к ротору-махо- вику магдино, а также кожухи, направляющие поток охлаждающего воздуха на ребра цилиндра и головки. Цилиндр отлит из» чугуна; головка цилиндра — алюминиевая. Форма камеры сжатия обеспечивает малую поверхность охлажде- ния и работу двигателя без детонации при повышенной степени сжатия. Коленчатый вал установлен на двух шарикоподшипниках. Подшипник большой головки шатуна — роликовый, без сепара- тора. В малой головке шатуна установлен игольчатый подшипник с сепаратором. Шатун — эллиптического сечения, в большой головке имеются прорези для подачи смазки к роликам. Двигатель японского мопеда Судзуки М-15 изображен на рис. 171. Основные данные двигателя Двухтактный одноцилиндровый Диаметр цилиндра в мм .................... 41 Ход поршня в мм........................ 38 Рабочий объем в см3...................... 50 Степень сжатия.......................... 6,7 Максимальная мощность в л. с................. 4,2 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности.............................. 8000 274
Рис. 171. Поперечный и продольный разрезы двигателя Судзуки М-15 275
Рис. 172. Продольный и поперечный разрезы двигателя Хонда-50 278
Фазы газораспределения: открытие впускного окна.................................56° до в. м. Т. закрытие > > 56° после В. м. т* открытие выпускного окна ............................76° до н. м. т. закрытие > > 76° после н. м. т открытие продувочного окна ..........................66° до н. м. т. закрытие > > ........................ 669 после н. м. т. Охлаждение двигателя осуществляется встречным потоком воз- духа при движении мотоцикла. Подшипник большой головки шатуна — игольчатый с сепаратором, причем в каждой ячейке сепаратора помещается по две иглы. Известная японская фирма «Хонда» на своих мотоциклах класса до 50 см3 устанавливает двигатель, изображенный на рис. 172. Основные данные двигателя Четырехтактный одноцилиндровый Диаметр цилиндра в мм .................... 40 Ход поршня в мм....................................... 39 Рабочий объем двигателя в см3........... 48,9 Степень сжатия........................................ 8,5 Максимальная мощность в л. с............ 4,5 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности......................................... 9500 Максимальный крутящий момент в кГ • м .......... 0,33 Число оборотов двигателя в минуту при максимальном кру- тящем моменте.................................. 8500 Цилиндр двигателя расположен почти горизонтально, ввиду чего ребра охлаждения направлены вдоль оси цилиндра. Клапаны помещены в головке цилиндра и привод к ним осуществляется через штанги и коромысла. Кулачковый валик установлен в картере и вращается в отверстиях половинок картера, не имея специальных подшипников. Кривошипная камера и коробка передач образуют общую полость, в которую заливается смазочное масло до определенного уровня. Для улучшения разбрызгивания масла на большой головке шатуна имеется специальный черпак. Применение довольно сложного и дорогостоящего четырехтакт- ного двигателя для мотоцикла данного класса нельзя признать рациональным. На французском мопеде Пежо ВВ-104 установлен двигатель, изображенный на рис. 173. 277
Рис. 173. Продольный и поперечный разрезы двигателя Пежо ВВ-104 (вид на двигатель без вариатора) 278
Основные данные двигателя Тип Двухтактный одноцилиндровый Диаметр цилиндра в мм........................................ 40 Ход поршня в мм...................................... 39 Рабочий объем в см3 ............. . ........ 49 Степень сжатия....................................... 7,4 Максимальная мощность в л. с......................... 2,2 Число оборотов двигателя в минуту при максимальной мощности......................................... 6000 Фазы газораспределения: открытие впускного окна..............................58° до в. м. т. закрытие > > 58° после в. м. открытие выпускного окна ............................669 до н. м. т. закрытие > > 669 после н. м. открытие продувочного окна.......................... 549 до н. м. т закрытие > > ....................... . 549 после н. м. т. т т. Интересной особенностью этого мопеда является клиноременная вариаторная трансмиссия, наличие которой отразилось и на кон- струкции двигателя. На левой цапфе коленчатого вала располагается ведущий раздвижной шкив вариатора и механизм, обеспечивающий его автоматическое действие. На правой цапфе установлен ротор магдино. Коленчатый вал вращается в двух шарикоподшипниках. Шатун — двутаврового сечения; в большой головке шатуна имеется игольчатый подшипник с сепаратором. Поршневой палец вращается в малой головке шатуна также на игольчатом подшипнике с тонкими иглами. Цилиндр отлит из алюминия и имеет хромированную рабо- чую поверхность. Алюминиевая головка цилиндра имеет два отвер- стия: центральное — для свечи зажигания, и расположенное наклонно — для декомпрессионного клапана. Этот клапан по жела- нию водителя при помощи троса может открываться и соединять рабочее пространство цилиндра с выпускной трубой. § 84. ДВИГАТЕЛИ СПОРТИВНЫХ МОТОЦИКЛОВ Примером конструкции современного двигателя для шоссейно- кольцевых соревнований может служить двигатель мотоцикла «Восток» (С-364), изображенный на рис. 174. Основные данные двигателя Четырехцилиндровый четырехтактный Диаметр цилиндра в мм ..................................... 49 Ход поршня в мм............................................ 46 Рабочий объем в сл!3........................................ 350 Степень сжатия............................................... 8 Максимальная мощность в л. с................................ 60 Число оборотов в минуту при максимальной мощности. . . 12 500—13 000 279
Фазы газораспределения: открытие впускного клапана.........................52° до в. м. т. закрытие > » 75° после н. м. т- открытие выпускного клапана........................70° до н. м. т. закрытие > » 529 после в. м. т. Цилиндры соединены в общий алюминиевый блок, в отверстия которого запрессованы четыре гильзы из чугуна или азотированной стали. Коленчатый вал состоит из восьми основных частей и уста- новлен на шести коренных подшипниках —двух шариковых и четырех роликовых. Два средних шарикоподшипника служат для осевой фиксации коленчатого вала в картере. Отдельные части коленчатого вала соединяются при помощи радиальных торцевых зубьев и стянуты болтами с двойной резьбой, обеспечивающей хорошую затяжку и прочное соединение всех частей в общий вал. Коренные и кривошипные шейки шлифуют после сборки вала, что обеспечивает очень высокую точность изготовления и отсутствие бие- ния вала. Для возможности монтажа шатунов и коренных подшип- ников коленчатый вал после шлифовки разбирают и затем устанавли- вают в разъем картера в сборе с коренными подшипниками и шату- нами. На блоке цилиндров устанавливают общую головку, имеющую четыре камеры сжатия. В каждой камере установлено по три кла- пана: два малых — выпускных и один большой — впускной. Впускные клапаны изготовлены из титанового сплава, выпускные — из жаропрочного никелевого сплава ЭИ617. Размеры клапанов тако- вы, что их абсолютные массы почти равны. Малые массы клапанов и всех связанных с ними деталей позволили значительно форсировать двигатель по числу оборотов. Тому же способствует и дробление общего рабочего объема на четыре цилиндра. Малые размеры и массы деталей клапанного и кривошипно-шатунного механизмов снижают инерционные нагрузки, позволяют увеличить число обо- ротов двигателя, сохраняя необходимую надежность, не увели- чивая чрезмерно скорость газов в сечениях клапанов и среднюю скорость поршня. Выпускные клапаны приводятся в действие передним распре- делительным валом, имеющим восемь кулачков. Впускной распре- делительный вал расположен сзади и имеет четыре кулачка соответ- ственно числу впускных клапанов. Распределительные валы получают вращение от коленчатого вала при помощи нескольких цилиндрических шестерен. Смазочное масло заливается в резервуар, образованный полостью, картера двигателя и коробки передач и нижним поддоном. Для подачи масла к коленчатому валу и механизму привода клапанов, расположен- ному в головке цилиндра, имеется двухсекционный масляный насос. 280
Рис. 174. Продольный и поперечный разрезы двигателя гоночного мотоцикла «Восток» (С-364) 281
Известные мотоциклетные заводы ЯВА и CZ (ЧССР) выпускают специальные кроссовые мотоциклы, пользующиеся заслуженной славой у спортсменов всего мира. Один из двигателей этого типа — ЯВА-250 — изображен на рис. 175. Особенностью конструкции общей компоновки силового агрегата является сухое сцепление, расположенное на коленчатом валу, а также пятиступенчатая коробка передач, сборка и разборка ко- торой возможны без разборки двигателя. Рис. 175. Продольный и поперечный разрезы 282:
Основные данные двигателя Двухтактный Тнп одноцилиндровый Диаметр цилиндра в мм..................................... 70 Ход поршня в мм...................................... 64 Рабочий объем в см3...................................... 250 Степень сжатия............................................ 7,7 Максимальная мощность в л. с............................... 27 Число оборотов в минуту при максимальной мощности . . . 6750 Фазы газораспределения: открытие впускного окна........................... 659 до в. м. т. закрытие » » 65° после в. м. т. открытие выпускного окна .......................74° до н. м. т. закрытие ». » ............. , . . 74° после н. м т. открытие продувочного окна .....................58° до н. м. т. закрытие » » 58° после н. м. т. двигателя Ява-250 кроссового мотоцикла 283
Глава XVII РОТОРНО-ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ § 85. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И ПРЕИМУЩЕСТВА Начиная с 1959 г., завод НСУ (ФРГ) совместно с инженером- изобретателем Ванкелем ведет интенсивные экспериментальные и конструкторские работы по роторно-поршневым двигателям для авто- мобилей, лодок и другому различному их применению. Дальнейшие работы в данной области, проводимые как этим предприятием, так и почти всеми моторостроительными заводами ведущих промыш- ленных стран мира, привели к значительному прогрессу роторно- поршневых двигателей. Роторно-поршневые двигатели (РПД) с треугольным ротором и рабочей поверхностью корпуса, выполненной по эпитрохоиде, доведены в настоящее время до такого состояния, что они конкуренто- способны с четырехтактными поршневыми двигателями внутрен- него сгорания по надежности, долговечности и расходу топлива. Одновременно с этим РПД имеют следующие очень важные пре- имущества: 1. Малые габариты. 2. Малый вес. 3. Простота конструкции, позволяющая сравнивать его по этому признаку с двухтактными двигателями при сохранении преимуществ четырехтактного. 4. Возможность форсировки по числу оборотов. 5. Полная уравновешенность и отсутствие вибраций. Таблица 20 Сравнение технико-экономических показателей РПД и ПД в % Наименование РПД пд Стоимость вспомогательных агрегатов 100 80 Стоимость материалов 100 107 Время изготовления (трудоемкость) 100 157 284
Рис. 176. Роторно-поршневой двигатель Результаты экономических расчетов, произведенных исходя из программы выпуска 500 шт. двигателей в месяц, для роторно-поршне- вого двигателя автомобильного типа мощностью 100 л. с. и для обычного поршневого двига- теля той же мощности при- ведены в табл. 20. Последний фактор, т. е. трудоемкость, является ре- шающим. Все это открывает перед РПД широкие перспек- тивы использования как на автомобилях, так и на мото- циклах, причем для мотоцик- лов особый интерес представ- ляют РПД с воздушным охла- ждением корпуса и охлажде- нием ротора горючей смесью. Имеются все основания быть уверенными в том, что ротор- но-поршневые двигатели в ближайшие годы получат ши- рокое распространение на мотоциклах. Роторно-поршневой двига- тель состоит из корпуса 1 (рис. 176), рабочая внутрен- няя поверхность которого образована кривой — эпитро- хоидой, напоминающей циф- ру 8, треугольного ротора 2, эксцентрикового вала 4, ось вращения которого проходит через геометрический центр корпуса, эксцентрика 5, вы- полненного как одно целое с валом 4, синхронизирую- щих шестерен 6 и 7 и боковых крышек 5. Ротор 2 вращается вокруг эксцентрика 3, совер- шая одновременно планетар- ное движение вокруг оси вала 4. Вершины треугольного ротора 2 всегда касаются криволинейной рабочей поверхности корпуса /, а боковые поверхности ротора совместно с впадинами корпуса обра- зуют три рабочие камеры, объем которых изменяется при вращении ротора. Когда эксцентриковый вал 4 вращается по часовой стрелке с угло- вой скоростью (ОрД, ротор вращается в ту же сторону с угловой 285
о Юря скоростью, втрое меньшей, т. е. со скоростью причем это соотно- шение скоростей обеспечивается передачей, состоящей из неподвиж- ной шестерни 6, закрепленной на боковой крышке, и шестерни внутреннего зацепления 7, связанной с ротором и обкатывающейся по неподвижной шестерне 6. Число зубьев неподвижной шестерни 6 относится к числу зубьев шестерни 7 как 2/8. В корпусе 1 имеется два отверстия — впускное окно 9 и выпуск- ное окно 8. При вращении вала и ротора по часовой стрелке (рис. 177) Рис. 177. Принцип работы РПД объем камеры, примыкающей к правой стенке корпуса, увеличи- вается и в нее поступает горючая смесь через впускное окно. При дальнейшем движении ротора одна из его вершин перекрывает впускное окно, и заряд смеси оказывается в замкнутом пространстве. Объем рассматриваемой камеры начинает уменьшаться — происхо- дит сжатие смеси. Когда ротор повернется в положение, при котором одна из вершин совпадает с. малой осью «восьмерки» в верхней части корпуса, объем, заключенный между стороной ротора и нижней частью корпуса, достигает своего наименьшего значения. Сжатие смеси заканчивается, и между электродами свечи зажигания про- скакивает искра. Происходит воспламенение рабочего заряда и начи- нается расширение. Ротор продолжает вращаться по часовой стрелке под давлением расширяющихся газов. Рабочий ход продолжается до тех пор, пока одна из вершин ротора поравняется с выпускным окном. В этот момент отработавшие газы начинают выходить наружу 286
Рис. 178. Детали уплотнения сначала под влиянием повышенного давления, а затем вытесняются продолжающим вращаться ротором. Объем камеры, примыкающей к левой стенке корпуса, уменьшается —. происходит выпуск. Таким образом, в каждой из трех камер двигателя последовательно проис- ходит впуск свежей смеси сжатие заряда, воспламенение и расши- рение продуктов сгорания и выпуск отработавших газов, т. е. рабо- чий процесс четырехтактного двигателя внутреннего сгорания. За один оборот ротора происходит три рабочих хода, а ввиду того, что рабочий вал двигателя вращается втрое быстрее, чем ротор, рабочий ход повторяется в течение каждого оборота это- го вала. Таким образом, ин- дикаторная мощность РПД Л7 __ PipnVhpnnpn lNipn— 450 где Vhpn ~ рабочий объем одной камеры. Как видно из описания принципа работы РПД, в дви- гателях этого типа отсутст- вуют детали механизма газо- распределения, а также ша- тун и поршневой палец; кроме того, в РПД все детали со- вершают только вращатель- ные движения с равномерной скоростью. Этими особенно- стями конструкции обуслов- лены упомянутые ранее глав- ные преимущества РПД — простота конструкции и возможность пол- ного уравновешивания при помощи вращающихся противовесов. Объем каждой камеры должен быть надежно отделен как от соседней камеры, так и по торцам ротора от пространства, в котором располагаются шестерни и подшипники. Для этого служат детали уплотнения — радиальные лопатки 1 (рис. 178), торцевые уплотни- тели 2 и угловые сухари 3. Ввиду того, что относительная величина периметра рабочей камеры РПД, требующего уплотнения, больше, чем в обычных двигателях, а также ввиду того, что форма поверх- ностей уплотнения более сложная, создание хорошей системы уплотнения представляло большие трудности. § 86. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РПД Геометрической основой двигателя типа НСУ Ванкель является кривая, называемая эпитрохоидой. Для построения эпитрохоиды в прямоугольной системе координат берут два отрезка ерп и Rpn 287
Рис. 179. Построение эпитрохоиды (рис. 179), причем отрезок ерп вращается вокруг точки О по направ- лению часовой стрелки с угловой скоростью <арп, а отрезок Rpn — вокруг конца отрезка ерп в том же направлении с угловой скоростью, равной В некоторый момент времени отрезок ерп образует с осью х угол арп. В этот же момент времени отрезок Rpn образует с горизонтальным направлением угол -у. Из рис. 179 следует, что ко- ординаты любой точки пути, описываемого концом отрезка Rpnt п аРП X — &рп COS <%рп Rpn COS у * , п аРп У — &рп sin сх,рП -f- Rpn sin у. Отрезок ерп представляет со- бой эксцентриситет эксцентрико- вого вала, а отрезок Rpn—образующий радиус ротора, т. е. расстояние от центра эксцентрика до вершины ротора. Если из конца отрезка ерп провести не один отрезок Rpni а три таких отрезка под углом 120° друг относительно друга, то их концы определят положение трех вершин ротора. При повороте отрезка ерп на 360° каждый из отрез- ков Rpn повернется на = 120°, а все три отрезка, расположен- ные под углом 120°, опишут замкнутую кривую — эпитрохоиду, определяющую форму рабочей поверхности корпуса двигателя. При вращении отрезков ерп и Rpn имеются два характерных положения. Первое из них — это начало вращения, когда арл = = 0 и ^у == 0, т. е. отрезки ерп и Rpn вытянуты в одну линию, совпадающую с осью х. Это положение определяет длину большой оси эпитрохоиды АВ, равную удвоенной сумме отрезков ерп и Rpn, т. е AB = 2(RPn + epn). Второе характерное положение — когда отрезок ерп повернулся на угол 270 ° и совпал с осью у. Конец отрезка ерп направлен вниз по отрицательному направлению оси у, а отрезок Rpn в этот момент 270° повернулся на угол —у = 90° и тоже совпал с осью у, но конец его направлен вверх. Это положение определяет длину малой оси «вось- “P™ CD = 2W„-M. Величинами отрезков Rpn и ер„, а также шириной ротора Вр определяются все основные размеры механизма РПД подобно тому, 288
как ход поршня S и диаметр цилиндра D определяют размерность обычного поршневого двигателя. Как было сказано при описании принципа работы РПД, соотно- шение угловых скоростей ротора и эксцентрикового вала опреде- ляется передаточным отношением так называемых синхронизи- рующих шестерен. Так как центр неподвижной шестерни совпадает с осью вращения эксцентрикового вала, а центр шестерни с внутрен- Рис. 180. Отношение радиусов синхронизирующих шестерен и угол от- клонения лопатки: / — большая шестерня; // — малая шестерня ними зубьями, укрепленной на роторе, совпадает с осью вращения ротора, то межцентровое расстояние этих шестерен (/у — г2) равно эксцентриситету ерп (рис. 180). Принимая во внимание, что отношение радиусов начальных о 3 окружностей этих шестерен — = нетрудно установить, что ра- ди ус большей шестерни t\ = Зерп, а г2 = 2ерп. Точка касания Р начальных окружностей этих шестерен является мгновенным цент- ром вращения ротора, а линия, соединяющая эту точку с любой из вершин ротора, является мгновенным радиусом вращения вер- шин ротора, т. е. нормалью к эпитрохоиде (рис. 180). Радиальные уплотнительные лопатки, установленные в каждой из вершин ротора, обычно совпадают с образующим радиусом, соединяющим центр ротора Ох с вершиной Е, Угол, образованный лопаткой и нормалью к эпитрохоиде в данной точке, т. е. Ю Иваницкий и др. 289
так называемый угол отклонения радиального уплотнения фрл, существенно влияет на работу этого уплотнения. В выполненных конструкциях максимальное значение угла фрл = 18 4- 30°. Как видно из рис. 180, арп где арп — перпендикуляр, опущенный из центра ротора О, на отре- зок РЕ, являющийся нормалью к эпитрохоиде: арп = (ерп + ri) sin Ррп = Зерп sin Ррп- Для определения угла (Зрл рассмотрим треугольники 0YmE и ОпР. Угол 0YmP равен сумме уарл + фрл и в то же время углу ОпР. Тогда Ррп— арп 3 арп фрп— з арп фрп- Подставляя значение sin р₽п, получим / 2 \ / 2 2 З^рп sin (у с^рп typn ] Зерп ( sin у арпcosфрп cos у осрл sin фрл sin фрл =------*-----------У ---------------------------------- Rpn Rpn После несложных преобразований получаем 2 3 sin у арп 2 • 1-3 cos g-apn Срп Величины sin фрл, а значит и угла ф, достигают своего макси- мального значения, когда величина катета арп имеет максимальное значение. Из рис. 181 следует, ЧТО tzmax = 3 Срп, 3 ЗНЗЧИТ 3(?рл 3 S1H фрл max ~ ~п = 7г , Крп *\рп где к Rpn Определение рабочего объ- ема одной камеры РПД. Ра- бочий объем камеры РПД — это разность между макси- г> 1О1 о мальным значением объема, Рис. 181. Максимальный угол отклонения ~ ’ лопатки образованного одной из сто- рон ротора эпитрохоидой и боковыми стенками корпуса, и минимальным значением этого объема. 290
На рис. 182 показано, что объем Vpn max образуется в тот момент, когда одна из вершин ротора совпадает с большой осью контура рабочей поверхности корпуса, а объем Vpn т{П — когда эта вершина совпадает с малой осью, т. е. когда ротор повернется относительно корпуса на 90°. Так как вал двигателя вращается в три раза быстрее, чем ротор, — изменение объема камеры от наибольшего значения до наименьшего происходит за 270° угла поворота вала. Рабочий объем камеры можно представить как произведение площади одной стороны ротора Fpn (подобно площади поршня в обычных двигателях) на путь Spn. (соответствующий ходу поршня). Рис. 182. Определение рабочего объема Рабочий объем не зависит от формы боковой стороны ротора так же, как не зависит он от формы днища поршня в обычном двигателе: V — F S v рпа — * рп^рп.' Площадь Fpn определяется из формулы Fpn = BpRpn 2 sin 60° = BpRpn V3, где Bp — ширина корпуса. Элементарное перемещение поверхности Fpn в направлении, перпендикулярном этой поверхности, обозначим dSpn (см. рис. 182). Это перемещение можно представить как произведение dSрп грп dapni где грп — расстояние от центра вращения вала до линии, прохо- дящей через центр поверхности Fpn перпендикулярно к ней; dapn — элементарный угол поворота вала. Как видно из рис. 182, fpn = £рп sin ( 180 3- сЬрп \= врп sin -g- <%рп* 10* 291
Весь путь Spfl получаем, интегрируя выражение rpndapn в гра- ницах от арп = 0 до арп = 270°: рп 5 dSpn = грп dapn или 270° 270° Sрп = врп sin у £&Рп dapn = ерп cos J . о0 о° Окончательно S рп — %ерп. Зная значение площади Fyn и пути Spny можем определить рабо- чий объем одной камеры РПД Vhpn — 3 V3 BpRpneptl. она при люоохМ положении Рис. 183. Форма ротора и определение степени сжатия Форма ротора и степень сжатия. Степень сжатия РПД опреде- ляется как отношение _____________________________ рп max ьРп — V “• v рп min Степень сжатия зависит от контура ротора. В поршневом двига- теле теоретически можно получить бесконечно большую степень сжатия, когда днище поршня упирается в головку цилиндра. В РПД это невозможно, так как ротор должен всегда свободно вращаться в эпитрохоиде. Его боковая поверхность выбирается таким образом, ротора не пересекала контур корпуса, т. е. в крайнем слу- чае это должна быть матема- тическая кривая, огибающая эпитрохоиду изнутри. При этом в в. м. т. остаются два серповидных объема, не вы- тесняемые ротором. РПД рас- сматриваемого типа имеет определенную максимальную степень сжатия, определяе- мой мую отношением — = Крп. ерп Получить более низкую сте- пень сжатия можно, если кон- тур ротора сузить по сравне- нию с теоретическим, обеспе- чивающим максимальную сте- пень сжатия. Для карбюраторных двигателей нет надобности добиваться максимального значения степени сжатия, поэтому контур ротора можно выполнить не по огибающей эпитрохоиды, а дугой окруж- ности радиуса гн (рис. 183), проходящей через вершины ротора Е и F и касающейся точки D эпитрохоиды в самом узком ее месте. Поло- 292
CD вина малой оси контура 0D= -2- = Rpn — ерп. Расстояние от центра ротора до точки D обозначим Н. Тогда Н = OD — ерп = Rpn ^£pn* Стрелка сегмента, построенного на точках Е, D и F радиусом гН9 h — OD — ^^—e — R —е — — -е — — 2е и — ул-у 2 сРп — f'-pn срп 2 е— 2 ^рп' Радиус гн определяется как гипотенуза треугольника MKF, Катет KF обозначим b и определим из следующего равенства: Ь = катет МК — гн — /г, гн2 — Ь2 4~ (гя — Л)2, откуда _^+А2 н 2/i и окончательно н Fon Объем камеры сжатия Vpn Ппп определяется следующим образом: объем, отнесенный к 1 см ширины пространства, ограниченного участком эпитрохоиды EDF и прямой ЕЕ, определяется формулой р __ । d< /Л j — Re 3 ^3 * l 3 - ДСрп 1\рп I 2 4 / i'pnPpn Cf Объем пространства, ограниченного дугой EDF радиуса гн и прямой ЕЕ, т. е. произведение площади кругового сегмента на 1 см ширины корпуса, Г, о /ЯРрП 1 \ -о Fpn № f2 = r4'T86"'~TSin2^n/’ где slI1Pp« = —2^— • Если объем выемки в боковой поверхности ротора обозначить Ve, то окончательно можно записать: Крппьп — ЕpF3 ВpF2 Д- I/ рп б, так как V рптах pnh 4“ У рп in п, то степень сжатия v t 4- v __________________________ pnh i vpnnun e“ v v pn min Действительный контур РПД. Все приведенные выше выводы основаны на предположении, что вершины ротора являются точками, а их траектория — эпитрохоида, т. е. контур рабочей поверхности * Доказательство см. В. С. Бениович. Расчет роторно-поршневого двигателя. Л1., ОНТИ НАМИ, 1965 (Труды НАМИ, Выи. 179). 293
корпуса. Однако, как следует из описания принципа работы РПД, в вершинах ротора установлены так называемые радиальные уплот- нители (лопатки), которые имеют конечную толщину и заканчи- ваются закруглением радиуса а. Действительным контуром рабочей полости является не эпитро- хоида, а кривая, эквидистантная ей, т. е. такая кривая, каждая точка которой находится на расстоянии а от теоретической эпитро- хоиды, если замерять это расстояние по нормали. Минимальная толщина лопатки в этом случае min 2а sin фрдшах = -р , Крп а максимальная толщина tA max = 2а. Координаты любой точки эквидистанты определяются из выра- жений: , г» аРп . / аРп , \ X — врд COS CLpn + Rpn COS -у H Clpn COS h фря У — &pn sin otpn -f- Rpn sin --3 |- cipn sin h фр/i у. При соблюдении этих соотношений радиальные лопатки не имеют продольных перемещений в своих пазах. Если радиус закругления лопатки не равен а, т. е. если рабочий контур выполнен не по экви- дистанте, лопатки будут иметь некоторое перемещение, которым, однако, в выполненных конструкциях часто пренебрегают. Скорость и ускорение вершин ротора. Составляющую скорости вершины ротора по оси х определяют, дифференцируя выражение для координат любой точки траектории вершины ротора х по вре- мени, т. е. dx / аР>Л dapn уРЛ COS (Хрп “Ь Rpn COS -у— у = I . , Rpn . apn\ Cdpn \ &pn Sin <Xpn 4 y* sin y-) . Так же определяется составляющая скорости по оси у: dy [ Rpn Upn\ Vy = — (дрп 6pn COS (Xpn H у COS 2 у • Абсолютная величина скорости вершины ротора или скорость скольжения уплотнителей лопатки по рабочей поверхности в любой точке находится путем геометрического сложения ее составляющих, т. е._____________________________________________________ Vx Vy = <йрП "|/”врп Н g h у Rpn^pn COS у (Хрп , где &рп —угловая скорость эксцентрикового вала. Направление вектора скорости совпадает с касательной к эпитрохоиде в данной точке. 294
Максимальное значение vpn приобретает в точках А и В, т. е. в крайних точках продольной оси рабочего контура: 1 Аришах == "д’ трпРрп Наименьшее значение скорость получает в крайних точках малой оси контура, т. е. в точках D и С. Вычисление средней скорости скольжения уплотнительной лопат- ки представляет известные трудности, но с незначительной погреш- ностью можно принять, что средняя скорость равна средней арифме- тической максимальной и минимальной скорости, т. е. __ур/гтах “byp/zmin_®pnRpn Vpncp — 2 — 2 Составляющие ускорения вершины ротора находятся путем диф- ференцирования по времени составляющих скорости, т. е. ^VX о / ^РП = - (0^ePflCOsapn + ^cos-yJ; . Rpn . ^pn\ wy = -dt = ™pn^epn sinapn + -g-sin— Абсолютное значение ускорения определится из выражения wPn = ]/ + оуj, Вектор ускорения вершины ротора), направлен к полюсу ус- корений, расположенному на линии, соединяющей центр вра- щения вала и центр вращения ротора под углом 180° по от- ношению к эксцентрику на рас- стоянии 8ерп от центра враще- ния вала. Для доказательства этого рассмотрим произвольное поло- жение ротора (рис. 184), когда эксцентриковый вал повернулся на угол арп по отношению к свое- му начальному положению. Оп- ределим направление вектора ускорения точки Е. Угол между осью абсцисс и вектором ускоре- 2 2 “Ь "д" ^рп^рп COS -у 0СрЛ . ротора (а также каждой точки Рис. 184. Полюс векторов ускорений ротора ния обозначим урП1 а отрезок, который отсекает продолжение вектора ускорений на оси OjO от точки О± до точки L, обозначим k (остальные обозначения ясны 295
из рис. 184): а==йпот;; 1,0 так как а/">=0/>"+то 0рл ^рП У рП> Clpn Rpn sin \ Урп "з”» п • ! арп\ . арп Ырп Rpn sm I Три-J-1 sin Три cos -cos урп sin -у- sin (apn — ypn) ~~ Rpn sin apn cos ypn — cos apn sin ypn ~ . apn cos apn____3 «рп apn = R 3 tgVpn n cos—^Vpn-sm-g- pn sin apn Pn sin apn — cos apn tg Три ' tg^~C°Sa₽" Тангенс угла ypn представляет собой отношение составляющих вектора ускорения, т. е. . Rpn , ССри ил, «рп sin ap„ + -5-stn-T- tg Урп = = -f-------. WX Kpn Upn epn cos apn + -y cos — После подстановки и соответствующих преобразований полу- чаем — ^рП9 но так как расстояние от точки О до точки L равно k — е, то 0L = &&рп* Ввиду того, что в это выражение не входят Rpn и арп, оно спра- ведливо для любой точки ротора в любом его положении. Полюс ускорений L вращается в том же направлении, что и эксцентрико- вый вал по окружности радиуса 8ерп. В точках Л и В вектор ускорения совпадает с продольной осью рабочего контура, а величина ускорения достигает наибольшей величины: 2 ( I Rpfl\ ^рпшах — Ырп ( 2рп “г 9 у • Соответственно в точках D и С, т. е. на концах малой оси рабо- чего контура, ускорение минимально: -------- / ^рп' йУрЯТШП ______________ topn \ ерп 9~/ ’ Знак минус перед выражением означает, что ускорение направле- но от центра вращения вала. Подобно тому как определяется путь, скорость и ускорение вершины ротора, можно определить пути, скорости и ускорения лю- бой точки ротора. 296
Рис. 185. Поле векторов сил инер- ции Силы, действующие на ротор. На каждую из граней ротора действует сила давления газов в соответствующей камере: Рг =]/Л3 BpRpnPz' Направления действия этой силы проходят через центр ротора, а ее равнодействующая приложена к центру ротора и создает крутящий момент двигателя. На ротор действует сила инерции, возникающая при его вра- щении вокруг оси вала на радиусе ерп. Это центробежная сила n Gp Чр — g ^pn^prii где Gp — масса ротора, включая массу заполняющего его масла. Равнодействующая сил газов и центробежной силы Qp нагружает подшипник ротора. Если в форму- лу центробежной силы вместо Gp подставить G = Gp + G3, где G3 — масса эксцентрика, то по- лучим неуравновешенную центробежную силу р. ____________ G 2 Чрп - ^рП^рП’ Эту силу уравновешивают дву- мя противовесами, расположен- ными по обе стороны ротора та- ким образом, чтобы их суммарная центробежная сила была равна центробежной силе ротора; а мо- мент центробежной силы одного противовеса относительно сере- дины ротора должен быть равен моменту второго противове- са, — в этом случае подшипники эксцентрикового вала не нагру- жаются силами инерции. На уплотнительные лопатки действуют силы инерции, зависящие от их массы, величины и направления ускорения. Максимальная сила инерции, прижимающая лопатку к рабочему контуру, возни- кает в точках А и В: п а / I Ррп \ Qmax — 1Пл<йрп '^ерп 4" g у> где тл — масса лопатки. В точках D и С сила инерции имеет обратный знак, т. е. она заставляет лопатку отдалиться от контура. Величина силы инерции в точках D и С •» I Ррп\ Qllllll - ГП^рп \&pfl g~ j . 297
Для решения вопроса удаления охлаждающего масла из полости ротора представляет интерес определение сил инерции в любой точке ротора. На рис. 185 показано поле векторов сил инерции в роторе. Полюс векторов вращается со скоростью эксцентрикового вала и лежит под углом 180° по отношению к эксцентрику. Силы инерции пропорциональны расстоянию от полюса. § 87. КОНСТРУКЦИЯ РПД В качестве примера конструкции РПД рассмотрим двигатель ККМ-150 (рис. 186). Этот двигатель является одним из первых об- разцов РПД известной западногерманской фирмы НСУ, который Рис. 186. Двигатель НСУ ККМ-150 выпускается серийно и поступает в продажу. Двигатель ККМ-150 используется в качестве стационарного двигателя различного при- менения, а также в качестве лодочного двигателя и двигателя для буксирного аппарата водяных лыж. Мощность его по данным фирмы составляет 18 л. с. при числе оборотов 7000 в минуту эксцентрико- вого вала. 298
Двигатель ККМ-150 представляет собой РПД с планетарным движением треугольного ротора, вращающегося внутри корпуса, рабочая внутренняя поверхность которого выполнена по эпитро- хоиде. Во время вращения ротора между его наружными поверх- ностями и криволинейной внутренней поверхностью корпуса образуются камеры с изменяющимся объемом, внутри которых происходит рабочий четырехтактный процесс двигателя внутрен- него сгорания. Принцип работы РПД НСУ Ванкель описан выше. Двигатель ККМ-150 имеет следующие основные размеры: Эксцентриситет ерп в мм......................................10,5 Образующий радиус Rpn в мм.....................................66 Эквидистантное расстояние арп в мм............................. 1 Ширина корпуса Вр в мм.........................................41 Угол максимального отклонения радиальной уплотнительной лопатки от нормали к эпитрохоиде в град урп тах .....................28 Степень сжатия &рп............................................8,5 Рабочий объем одной камеры Vpnh в слг3 .......................150 Средняя часть 4 корпуса выполнена из алюминиевого сплава, причем рабочая поверхность (эпитрохоиды) с целью уменьшения износа хромирована, а наружная поверхность образована тонкой стенкой из листового алюминия, приваренной к основной отливке. Между ребристой поверхностью основной отливки и этой стенкой образуется пространство, в котором циркулирует охлаждающая вода. Крышки корпуса — верхняя 5 и нижняя 1 — тоже отлиты из алюминия и имеют полости для охлаждающей воды, образован- ные приваренными стенками из листового алюминия. Гладкие ра- бочие поверхности крышек 5 и 1 покрыты слоем молибдена, нанесен- ного на алюминий путем разбрызгивания расплавленного металла струей сжатого воздуха. Ввиду того, что скорости скольжения де- талей уплотнения РПД по поверхности корпуса больше, чем ско- рость скольжения поршневых колец по поверхности цилиндра обычных автомобильных и мотоциклетных двигателей, уменьшение износа трущихся деталей РПД пока еще представляет значи- тельные трудности. В двигателе НСУ Ванкель ККМ-502, приме- няемом на автомобиле Спайдер, так же как в рассматриваемом двигателе ККМ-150, удовлетворительная долговечность достигается применением твердого хрома и молибдена. Свеча зажигания 26 с резьбой 12 мм расположена ближе к впу- скному отверстию 22 корпуса и соединяется с рабочим пространством через узкое отверстие 25. На корпусе крепится мембранный топ- ливный насос 23, действующий под влиянием пульсирующего давления в рабочей камере и соединенный с ней каналом 24. Ротор 3 изготовлен из ковкого чугуна, причем зубчатый венец 2 синхронизирующей пары внутреннего зацепления выполнен как одно целое с ротором. В ротор 3 запрессовано каленое стальное кольцо 18, являющееся наружной обоймой роликоподшипника 17 299
эксцентрика 16. Эксцентриковый вал 15 установлен в роликопод- шипниках 13, расположенных в крышках корпуса 5 и /; для осевой фиксации служит шарикоподшипник 7, закрепленный как на валу, так и в корпусе. В нижней крышке 1 имеется шестеренчатый масля- ный насос 12 с внутренним зацеплением шестерен. Этот насос (не изображен на чертеже) забирает масло из резервуара, располо- женного под крышкой /, и по каналам 11 и 9 подает его к синхро- низирующим шестерням 2 и 8. Из пространства, в котором работают эти шестерни, масло поступает на роликоподшипник 17 и во внут- ренние полости ротора 3, смазывая и охлаждая их, а затем сте- кает в резервуар по каналам, имеющимся в нижней крышке кор- пуса. На верхнем конце эксцентрикового вала на конусе и шпонке крепится якорь династартера 6, на нижнем конце на конусе закреп- лен маховик 10‘, нижний конец 14 вала имеет шлицы, на которых крепится шлицевая муфта, соединенная с валом привода винта (не изображен на чертеже). Карбюратор 19 соединен с двигателем длинной впускной трубой 27. Отработавшие газы выходят в выпускной патрубок 20, имеющий двойную стенку. В пространство, образованное коробкой 21 и вы- пускным патрубком, поступает забортная вода, охлаждающая патрубок. В этом возникает необходимость ввиду сравнительно высокой температуры отработавших газов. Масляный резервуар своей нижней стороной опущен в воду, вследствие чего масло хорошо охлаждается. В систему охлаждения двигателя забортная вода поступает под напором во время движе- ния лодки и вытекает обратно через то же отверстие, через которое выходят отработавшие газы из выпускной трубы. Сухой вес собст- венно двигателя составляет 8,74 кг, вес династартера с противовесом 6,68 кг. Механические потери двигателя составляют 29,4% индикаторной мощности. Этот двигатель представляет собой конструкцию, нашедшую практическое применение, в которой удовлетворительно решены две основные проблемы РПД — уплотнение рабочих камер и износо- устойчивость рабочих поверхностей корпуса. На рис. 187 показан двигатель ККМ-502 автомобиля, выпуска- емый заводом НСУ в продажу с 1964 г. Корпус двигателя отлит из чугуна, а его рабочая поверхность покрыта хромом. Чугунные крышки покрыты слоем молибдена. В отличие от двигателя ККМ-150 в качестве коренных опор эксцен- трикового вала в двигателе ККМ-502 применены подшипники сколь- жения. Ротор на эксцентрике также вращается на подшипнике скольжения. Карбюратор Солеке имеет два отверстия, а корпус — два впуск- ных канала. Такое устройство дает возможность значительно улуч- шить работу двигателя на частичных нагрузках. 300
Рис. 187. Двигатель НСУ ККМ-502 Узел / QIC

400 Рис. 188. Двигатель Фихтель-Сакс К-37 Рис. 189. Двигатель НСУ ККМ-612 автомобиля РО80 808
Радиальные уплотнительные лопатки состоят каждая из трех частей; средняя, работающая по трохоиде, изготовлена из специаль- ного материала на угольно-графитовой основе, а боковая, рабо- тающая по боковым крышкам, — из чугуна. На двигателе имеется масляный резервуар, охлаждаемый водой системы водяного ох- лаждения. Мощность двигателя ККМ-502 составляет 50 л. с, при числе оборотов 6000 в минуту. На рис. 188 изображен двигатель Фихтель-Сакс К-37, имеющий рабочий объем камеры 108 елг3 и развивающий мощность 6,65 л. с. при числе оборотов 5500 в минуту. Интересная особенность конструк- ции этого двигателя — воздушное охлаждение корпуса и охлажде- ние ротора горючей смесью. Смесь из карбюратора поступает в канал боковой крышки, затем через сквозные каналы ротора и эксцен- трика во вторую крышку и оттуда через впускное отверстие в рабо- чее пространство двигателя. Отпадает надобность в масляном и водяном радиаторах, масляном насосе и т. п.; конструкция предельно упрощается. Эта конструкция представляет собой прообраз будущих мотоциклетных РПД. На рис. 189 показан двухроторный автомобильный двигатель НСУ ККМ-612, выпускаемый серийно с 1967 г.
Часть третья. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ СИЛО- ВОЙ ПЕРЕДАЧИ И ХОДОВОЙ ЧАСТИ МОТОЦИКЛА Глава XVIII СЦЕПЛЕНИЕ § 88. УСТРОЙСТВО СЦЕПЛЕНИЯ В настоящее время наиболее широкое распространение имеют фрикционные дисковые сцепления, у которых давление на трущиеся поверхности создается только пружинами. Большая сила пружин (до 140 кГ) и низкий к. п. д. механизма управления сцеплением Рис. 190. Полуцентробежное сцепление мотоцикла Хонда-50 требует значительного усилия со стороны водителя, что его утомляет. С целью снижения усилия, необходимого для управления сцепле- нием, на японском мотоцикле Хонда (рис. 190) применено полуцен- тробежное сцепление, у которого давление на трущиеся поверхности создается и пружинами, и центробежными силами грузов. В этом случае усилие нажимных пружин снижается в 3—5 раз. Сцепление мотоциклов с цепной задней передачей размещается чаще на первичном валу коробки передач и реже на коленчатом 305
валу двигателя. Преимуществом сцепления, расположенного на коленчатом валу двигателя, являются меньшие габаритные размеры сцепления, так как передаваемый сцеплением крутящий момент равен крутящему моменту двигателя. В этом случае момент инерции коленчатого вала увеличивается, что дает возможность уменьшить размеры щек-маховиков коленчатого вала. Ввиду того, что момент, передаваемый сцеплением, расположенным на коленчатом валу двигателя, значительно меньше момента, передаваемого сцеплением при его расположении на валу коробки передач, достигается умень- шение диаметров деталей сцепления. А так как момент инерции пропорционален четвертой степени диаметра сцепления (или на- ружного барабана), то у сцепления, расположенного на коленчатом валу, он меньше, чем у сцепления, расположенного на первичном валу коробки передач. Однако скорости скольжения трущихся по- верхностей выше у первого сцепления, следствием чего является больший износ фрикционных дисков и нагрев сцепления. Кроме этого, для сцепления, размещенного на коленчатом валу, необходим в качестве опоры ведомого барабана подшипник качения и наличие выжимного подшипника качения в механизме управления сцепле- ния (рис. 191). Наконец, сцепление, расположенное на коленчатом валу быстроходного двигателя, при резких изменениях числа обо- ротов последнего вызывает дополнительные крутильные колебания (напряжения) той цапфы, где размещено сцепление, ввиду чего снижается ее усталостная прочность. Ввиду изложенного выше, сцепления располагают на коленчатом валу двигателя реже, чем на первичном валу коробки передач. Если задняя передача — карданный вал, то сцепление устанав- ливают между двигателем и коробкой передач, передавая крутящий момент от коленчатого вала двигателя с помощью сцепления на первичный вал двухвальпой коробки передач (мотоциклы М-72, М-62, М-63, К-750) или на вал гасителя, размещенный в трехваль- ной коробке передач (мотоциклы БМВ Р-26, Р-50, Р-60, Р-69), причем применяют одно- или двухдисковые сухие сцепления. Сцепление размещают в маховике двигателя, который является его ведущим элементом. Преимуществом однодискового сцепления является простота конструкции, небольшой вес ведомых деталей и полнота выключе- ния сцепления. На мотоциклах с карданной передачей величину поверхностей трения ограничивает диаметр маховика двигателя, поэтому при передаче больших крутящих моментов приходится применять двухдисковые сцепления. Конструкция фрикционных дисков. Для сухих сцеплений мото- циклов с карданной силовой передачей применяется фрикционный ведомый диск, состоящий из стального диска, с обеих сторон кото- рого наклепаны или наклеены фрикционные накладки, имеющие форму кольца. К диску приклепана шлицевая ступица. Чтобы пре- дотвратить коробление при нагревании во время работы, на диске 306
выполнены радиальные разрезы. В качестве фрикционного материала применяется прессованный асбестовый картон, пропитанный свя- зывающим веществом; коэффициент трения этого материала при- нимают равным 0,25—0,3. Для многодисковых сцеплений мотоциклов с цепной силовой передачей существует несколько типов фрикционных дисков. Конструкция фрикционных дисков определяется материалом фрик- Рис. 191. Сцепление мотоцикла MZ-250 ционной накладки, видом соединения диска с барабаном и требу- емой долговечностью этого соединения В качестве фрикционного материала для многодисковых сцеплений, как работающих в масле, так и сухих, наиболее широко применяются пластмассы (для оте- чественных мотоциклов типа КФ-3). Однако для сцеплений, рабо- тающих в масле, коэффициент трения пластмассы по стали коле- бался в широких пределах (р = 0,05 4- 0,10). Он зависит от сорта масла и его вязкости при рабочей температуре и особенно от формы контактной поверхности фрикционной накладки и скорости сколь- жения трущихся поверхностей. Ввиду нестабильности коэффици- ента трения пластмассы в масле на большинстве современных го- ночных мотоциклов с задней цепной передачей устанавливают су- 307
хие многодисковые сцепления (рис. 192), что несколько усложняет конструкцию сцепления. Наиболее высокий коэффициент трения при работе в масле имеет пробка (р — 0,2 + 0,25). До последнего времени пробки в виде вкладышей круглой, трапецеидальной или прямоугольной формы вставлялись в отверстия соответствующей формы стального диска. Однако пробка при толщине вкладыша 3—5 мм легко деформируется Рис. 192. Сухое многодисковое сцепление гоночного мотоцикла С-360 при относительно низких удельных давлениях, что при многодиско- вом сцеплении приводит к падению нажимного усилия пружин и является причиной пробуксовки сцепления. Для вкладышей сцепления применяют высококачественную целую натуральную пробку, являющуюся дорогостоящим и дефицитным материалом. В последние годы на мотоциклах Хонда, Судзуки, Дукати и Пан- нония Р-20 тонкий слой пробки (толщиной приблизительно 0,5 мм) наклеивается с двух сторон на пластмассовый диск, вследствие чего обеспечивается малая деформация, высокий коэффициент трения в масле и экономится значительное количество пробки. У большинства сцеплений, работающих в масле, ведущий фрик- ционный диск выполняется целиком из пластмассы и соединяется с ведущим барабаном прямоугольными шлицами (5—8 шлицев), 808
выполненными на периферии диска (рис. 193). Износ этих шлицев является основной причиной выхода из строя диска. С целью уве- личения долговечности фрикционного диска применяют армирован- ные диски, у которых пластмасса залита на обеих сторонах сталь- ного диска (диск имеет 5—8 шлицев, рис. 193, б). Применение арми- Рис. 193. Фрикционные диски сцепления: а — пластмассовый с прямоугольными шлицами; б — армированный с прямо- угольными шлицами; в — армированный с эволызентными зубьями; е — пласт- массовый типа «ромашка» рованных дисков увеличивает долговечность фрикционного диска, но увеличивает износ пазов барабана. Однако при применении ар- мированного диска, снабженного вместо прямоугольных шлицев большим количеством эвольвентных зубьев (рис. 193, в), резко увеличивается долговечность диска и барабана. Для сухих сцеплений гоночных мотоциклов с задней цепной передачей пластмассовый диск совершенно непригоден, но и ар- мированный диск не обеспечивает значительного увеличения дол- говечности ввиду износа шлицев диска и пазов барабана. Поэтому в сухих многодисковых сцеплениях гоночных мотоциклов устанав- 309
ливают пластмассовые диски, снабженные большим количеством (20—30) полукруглых шлицев, расположенных по всей поверхности контакта диска с барабаном (рис. 193, г). Для сцеплений, работаю- щих в масле, при такой конструкции фрикционного диска соеди- нение диска с барабаном долговечно и работает до полного износа трущихся поверхностей диска. Износы трущихся поверхностей сцепления уменьшают натя- жение нажимных пружин, а следовательно, и их давление на на- жимной диск. Поэтому в сцеплениях предусмотрена регулировка натяжения пружин регулировочными гайками (мотоциклы ИЖ «Планета» и ИЖ «Юпитер», ряд гоночных и кроссовых мотоциклов). Регулировка натяжения пружин сцепления мотоциклов Ява-CZ осуществляется подкладкой под пружину шайб. § 89. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ При расчете сцепления определяют: — необходимый статический момент трения сцепления; — размеры, материал и количество трущихся поверхностей, силу нажимных пружин и удельное давление на поверхностях трения. Кроме этого, рассчитывают на прочность детали сцепления и механизма управления им. Статический момент трения сцепления. Во избежание пробуксо- вывания сцепления момент трения сцепления должен быть больше крутящего момента, подводимого к сцеплению. Для мотоциклов с карданной силовой передачей, как и для мотоциклов с цепной задней передачей, сцепления которых распо- ложены на коленчатом валу двигателя, статический момент трения сцепления Мс = АГщахРз» где Л1тах — максимальный крутящий момент двигателя; Рз — коэффициент запаса сцепления, которым задаются: для мотоциклов-одиночек р3 = 1,1 ч- 1,6; ДЛЯ МОТОЦИКЛОВ С КОЛЯСКОЙ Рз = 1,5 ч- 2,0. В обоих случаях максимальные значения р3 следует брать для мотоциклов с большим ходовым весом, однако на практике этого не всегда придерживаются. Для мотоциклов с цепной силовой пере- дачей, сцепление которых расположено на первичном валу коробки передач, Мс = Мщах^'п. лРз> где ц. п — передаточное число передней передачи. Установочное усилие нажимных пружин V р __ Rcpnmpfl ’ 310
где Rcp — средний радиус трения; птр — число поверхностей трения; р — коэффициент трения. Установочное усилие всех нажимных пружин SP 130 кГ. Средний радиус трения приближенно определяется по формуле р __°ф + аФ ^ср — 4 > где Оф и — соответственно наружный и внутренний диаметры фрикционной накладки. Для мотоциклов с карданной силовой передачей габаритные размеры сцепления зависят только от диаметра маховика двигателя, поэтому наружный диаметр сцеплений этих мотоциклов больше, чем наружный диаметр сцепления мотоциклов с цепной силовой передачей. Для мотоциклов с цепной силовой передачей при распо- ложении сцепления на первичном валу коробки передач габаритные размеры определяются общей компоновкой мотоцикла. Наружный диаметр этих сцеплений меньше, чем наружный диаметр сцеплений мотоциклов с карданной силовой передачей, но габаритные размеры по длине увеличиваются за счет возрастания числа трущихся по- верхностей. Наименьший наружный диаметр имеют сцепления, расположенные на коленчатом валу двигателя, мотоциклов с цеп- ной силовой передачей. Кроме этого, конечно, чем меньше рабочий объем двигателя, тем меньше габаритные размеры сцепления. Величины средних радиусов трения сцеплений современных мотоциклов приведены в табл. 21. При проектировании сцеплений, работающих в масле и имеющих фрикционные диски, изготовленные из пластмассы, при расчетах следует принимать р = 0,05. Число поверхностей трения. Для мотоциклов с карданной сило- вой передачей применяются одно- и двухдисковые сцепления, поэтому число поверхностей трения не превышает четырех. У мотоциклов с цепной силовой передачей, сцепления которых расположены на коленчатом валу двигателя, для снижения момента инерции ведомых деталей сцепления уменьшают наружный диаметр сцепления и увеличивают число поверхностей трения. В зависимости от крутящего момента двигателя число поверхностей трения колеб- лется от 4 до 10. Для мотоциклов с цепной силовой передачей при расположении сцепления на первичном валу коробки передач в за- висимости от крутящего момента двигателя число поверхностей трения находится в пределах от 6 до 14 (см. табл. 21). Дальнейшее увеличение количества поверхностей трения нецелесообразно, так как ухудшается «чистота» выключения сцепления. Выбор материала фрикционной накладки в значительной мере определяется величиной удельного давления и< скоростью сколь- жения на периферии накладки. 311
Основные параметры сцеплений и передних передач мотоциклов, мопедов и мото Параметры Судзуки М-15 ДКВ Хуммель Хонда С-102 Судзуки К-15 Хонда СВ-92 MZ-125 К-175В Рабочий объем дви- гателя в см* (класс) 50 50 80 125 125 125 175 Тип сцепления Многодисковое в масле Двух- дисковое полуцен- тробежное в масле Многодисковое Число поверхно- стей трения ri г тр 6 8 4 8 8 12 14 Средний радиус тре- ния Rcp в см 4,15 4,45 4,16 4,55 5,8 4,53 4,53 Площадь трения од- ной поверхности в см* 15,0 10,6 22,0 19,5 32,2 20,4 20.4 — Установочное уси- лие пружин в кГ 46 81 20 36 59 117 97 Число пружин - 4 4 6 4 - 5 Материал фрик- ционных дисков Пробка Пластмасса Пробка Пласт- масса Пласт- масса КФ-3 Удельное давление в кГ/см* 3,06 4,35 - 1,85 1,84 5,73 4,80 КрутяЩий момент, подводимый к сце- плению, в кГ • см 1S5 170 33 288 411 254 290 Коэффициенты трения и запаса сцепления 0,25; 1,50 0,07; 1,20 - 0,25; 1,25 0,25; 1,65 0,06; 1,50 0,07; 1.49 Тип механизма управления сцепле- нием Червяч- ный Рычажный Червячный Поворот- ный, рычаж- ный Место установки сцепления На первичном валу На колен- чатом валу На первичном Передняя передача: тип Шесте- ренча- тая, с косыми зубьями Шестеренчатая, с прямыми зубьями Шестеренчатая, с косыми зубьями Цеп передаточное число 4,40 3,39 4,67 3,81 3.87 2.31 2.07 модуль или шаг цепи т = 1,5 Y=21°45' //1 = 1,25 /н = 1,75 т = 1.5 Y= 17*30' т = 2 Y = 17°30' 9,525 9,525 Примечания. 1. Силовая передача у мотоцикла М-63 — карданная; у мотоцикла дача — цепная. 2. Коэффициент трения — расчетный. 312
Таблица 21 роллеров Пух-SV Т-200М MZ-250 ИЖ «Юпитер» C-3G0 М-63 ВП-150 М-103 173 200 250 350 350 650 50 j 125 в масле Сухое мно- годисковое Двух- дисковое сухое Многодисковое в масле 14 10 10 12 8 4 8 12 4,25 4,32 4,65 5,90 5,77 7,75 4,00 4,11 25,4 33.5 22.1 19.0 43,1 122.0 24,2 30,0 99 140 119 135 117 105 1 50 100 — 5 - 5 1 5 6 6 5 Пластмасса Пластмасса КФ-3 Асбесто- вая ткань Пласт- масса 7КФ-33 Пласт- масса 6КХ-1Б 3,90 4,20 5,50 6,60 2.4 0,90 2.05 3,30 281 330 230 720 920 450 90 250 0.07; 1.45 0,07; 1,28 0.06; 1.44 0.Ю: 1.32 0,25; 1.47 0,25; 2.17 0,07: 1.25 0,07; 1,42 Рычаж- ный Поворот- ный, рычажный Червяч- ный Рычажный, сблокиро- ванный с управлением коробкой передач Рычажный Червяч- ный валу На ко- ленчатом валу На первичном валу На махо- вике ко- ленчатого вала На колен- чатом валу На пер- вич ном валу пая Шестерен- чатая, с косыми зубьями Цепная Шесте- ренчатая, с прямы- ми зубья- ми Непосред- ственная Шесте- ренчатая Цепная 2.1(5 2.35 2,43 2.57 2.38 - 3,01 2.75 9,525 9.525 - 9.525 ш = 2.5 - - 9.525 ВП-150 — шестеренчатая У остальных мотоциклов, мопедов и мотороллеров силовая пере- 313
Удельное давление р Р ~ р~» ГФ где Рф—площадь поверхности трения одной фрикционной накладки. В сцеплениях мотоциклов удельное давление находится в сле- дующих пределах (в кГ!см2У Прессованный асбестовый картон..................................0,8—2,0 Пробковый вкладыш...............................................1,2—2,0 Тонкий слой пробки, наклеенный на пластмассу....................1,8—3,0 Пластмасса: в масле......................................................2,5—7,0 при сухом сцеплении .........................................2,0—4,0 Расчет на прочность деталей сцепления. На прочность рассчи- тывают пружины, диски, вал и детали механизма управления сцеп- лением. Детали сцепления рассчитывают на максимальный момент Мс сцепления. Количество цилиндрических спиральных нажимных пружин где Д/х — деформация пружины при включенном сцеплении в см; Он — модуль упругости второго рода (для пружинной стали G = 800 000 кГ/см2); dnp — диаметр проволоки в см; Dn — средний диаметр пружины в см; 4 — число рабочих витков пружины. Напряжение кручения т спиральной цилиндрической нажимной пружины определяют при максимальной деформации пружины во время выключения сцепления: р on кг/см2' где k — коэффициент, зависящий от отношения среднего диаметра пружины к диаметру проволоки. Значения k приведены ниже: 3456789 10 а k 1,58 1,37 1,29 1,24 1,20 1,17 1,15 1,14 Максимальное усилие одной пружины где Д/2 — максимальная деформация пружины при выключенном сцеплении ^Д/2 = Д/х + а3 j; а3 — зазор между двумя трущимися поверхностями при вы- ключенном сцеплении. 314
Пружины сцеплений отечественных мотоциклов изготовляют из стальной углеродистой проволоки I класса (ГОСТ 9389—60) методом холодной навивки с последующим отпуском при t = 240 ч- 280° С. Допускаемые напряжения таких пружин следует брать в пре- делах 7000—9000 кПсм2. Но в любом случае расчетные напряжения кручения не должны превышать предела текучести при кручении хт. Для пружинной проволоки I класса хт ~ 0,5 авр в ГОСТе 9389—60 приведены временные сопротивления овр проволоки в за- висимости от ее диаметра. С увеличением диаметра проволоки Таблица 22 Максимальные напряжения и некоторые параметры пружин сцепления мотоциклов и мотороллера Параметры пружин Судзуки К-15 М-104 — М-105 Хонда СВ-92 K-175B Т-200 иж «Юпитер> § о М-63 Вид дефор- мации пру- жин Растяжение Сжа- тие Растя- жение Сжатие Напряже- ние круче- ния max ' в кГ !см2 5 400 8 200 8 700 9 700 12 000 9 500 10 700 7 400 Диаметр проволоки dnp в мм 1,6 2,0 2,2 2,0 2,2 2,5 2,2 2,75 Отношение Рп dnp 6,75 5,0 7,05 5,0 5,2 5,4 5,9 9,65 Временное сопротивле- ние овр в кГ/см2 (по ГОСТу 9389-60) — 20 000- -23 000 — 20 000- -23 000 19 000- -22 000 18 000— -20 500 19 000— -22 000 17 500- -20 000 Предел те- кучести при кручении тт в кГ/см2 — 10 000— -11 500 — 10 000— -И 500 9 500— -11 000 9 000— -10 250 9 500— -11 000 8 750— -10 000 ♦ Сцепление сухое 315
овр падает. Если хкр > тг, то пружины сцепления «садятся», т. е. возникает остаточная деформация пружины, приводящая к изме- нению длины пружины, а следовательно, и снижению развиваемого ею усилия (табл. 22). Для вала, на котором крепится сцепление, необходимо найти суммарное напряжение в опасном сечении при одновременном дей- ствии всех нагрузок. Вал сцепления является или цапфой колен- чатого вала двигателя, или первичным валом коробки передач. Поэтому вал рассчитывают по результирующей нагрузке, действу- ющей на него в том механизме, деталью которого является вал сцепления. Наиболее изнашиваемыми деталями сцепления являются диски и особенно шлицы фрикционных дисков, изготовленных целиком из пластмассы. С целью повышения допустимых напряжений смя- тия применяют армированные фрикционные диски, шлицы которых выполнены на стальном листе, залитом в пластмассу. В боль- шинстве случаев ведущие диски сцепления соединяются с на- ружным барабаном при помощи прямобочных шлицев и центри- руются по наружному диаметру. Шлицы дисков сцепления рассчи- тываются на смятие. Напряжение смятия __ м °СМ — zhlrcp^ ’ где М — подводимый крутящий момент; z — число зубьев или шлицев; h — высота поверхности контакта зубьев или шлицев; I — длина поверхности контакта; гср — средний радиус поверхностей контакта; ф — коэффициент неравномерности нагрузки на зубья или шлицы (для расчетов примем ф = 0,8). Преобразуя эту формулу для шлицев прямоугольного профиля дисков сцепления и подставляя размеры в мм, а момент, подводи- мый к сцеплению, Мс в кГ *см, получим 20Л4г1000 г, « (5Г =-----------л п /п-Гл—TZ KLICM2, nmpz (ВШл &шл f) (^шл~\~^шл) Ь где b = I — толщина поверхности контакта диска или длина шлица; — наружный диаметр шлицев; йшл — внутренний диаметр шлицев; f — зазор между диаметром dlUA шлицев и внутренним диаметром барабана сцепления. Из таблицы и анализа износа шлицев прямоугольного профиля ведущих дисков сцепления можно рекомендовать следующие до- пускаемые напряжения смятия (в кПсм2), зависящие для дорожных мотоциклов в основном от материалов контактных поверхностей шлицевого соединения диска и наружного барабана (для гоночных мотоциклов необходимо учитывать влияние и углового ускорения, 316
определяемого приемистостью двигателя, ввиду чего допускаемые напряжения следует уменьшать приблизительно в 2—3 раза). Пластмасса типе КФ-3 по стальному барабану или чугуну......27—30 Пластмасса по алюминиевому барабану .......................20—27 Сталь по стальному барабану: без термообработки.....................................50—80 с термообработкой; диск HRB 200—250, барабан HRC 30—35. . 100—120 Эвольвентные шлицевые соединения применяются на большин- стве мотоциклов и мотороллеров для соединения ведомых дисков с внутренним (ведомым) барабаном сцепления. В этом случае при- меняется укороченный зуб с высотой контактной поверхности, равной 1,0 tn, что достигается срезанием диаметра выступов шесте- рен барабана до делительного диаметра. Ввиду этого rcp = mz-~-\ при h = т г ср = —~. Напряжения смятия в эвольвентных шлицах внутренних дисков (исключая опорный и нажимной) 5Мс1000 Г/ 9 °CM~nmfJbzm*(z-\) кГ/СМ Рекомендуемые напряжения смятия (в кПсм1) для эвольвентных шлицевых соединений ведомых дисков и барабана даны ниже: Стальной диск: по чугунному барабану...........................................35—45 по алюминиевому барабану....................................20—25 по стальному барабану (не термообработанные)................70—120 Механизм управления сцеплением. При расчете определяется необходимое передаточное отношение привода механизма управ- ления. При выключении сцепления необходимо обеспечить зазор между поверхностями не менее 0,25—0,5 мм для многодисковых сцеплений, работающих в масле, и 0,5—1 мм для сухого сцепления. Расчетная сила на рычаге сцепления равна 3—5 кГ (без учета к. п. д. механизма привода). К. п. д. механизма привода колеблется в широких пределах (0,3—0,5) и зависите значительной степени от числа перегибов гибкого троса, качества его и оболочки и типа механизма управления сцеплением. В любом случае фактическое усилие на рычаге управления сцеплением не должно превышать 15 кГ, ввиду чего установочное усилие пружины сцепления не должно быть выше 130 кГ. Однако при резком нажатии на рычаг управления сцеплением водитель может приложить и значительно большую силу, поэтому расчет на прочность привода производится при максимальной силе, приложенной к рычагу и равной 20 кГ. В среднем передаточное отношение механизма управления сцеплением равно 20. Передаточное число ручного рычага зависит от класса мотоцик- лов: оно меньше у легких и больше у тяжелых мотоциклов.
Глава XIX КОРОБКА ПЕРЕДАЧ § 9Q. КОНСТРУКЦИИ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ Трехвальная четырехступенчатая коробка передач с прямой передачей мотоцикла MZ-125. Коробка передач монтируется в кар- тере, отлитом как одно целое с картером двигателя (блок-картер). Плоскость разъема картера лежит в вертикальной плоскости. Мотоцикл MZ-125 имеет цепную силовую передачу — в том числе и закрытую цепную переднюю передачу. Коробка передач (см. рис. 194) имеет три вала, набор шестерен, рычажный механизм пе- реключения передач, управляемый ногой при помощи селектор- ного механизма, и механизм пуска двигателя с храповиком, ве- домая часть которого выполнена на звездочке сцепления. Соеди-. нение шестерен и валов при включении передач осуществляется кулачками, выполненными на подвижных шестернях, и шлицами — на первичном и промежуточном валах и в отверстиях подвижных шестерен. Блок подвижных шестерен 2 на первичном валу 1 при переключении передач перемещается вдоль вала вместе с двумя парными шестернями на промежуточном валу 4, так как шестерня 5 входит цилиндрическим выступом в кольцевую проточку между шестернями блока 2. Шестерня 5 свободно посажена на трубчатую часть шестерни 7 и предохраняется от осевого смещения, фигурной шайбой 6, закрепленной стопорным кольцом. При этом фигурная шайба упирается в торец кольцевой проточки блока шестерен 2. Вся каретка подвижных шестерен передвигается в осевом направ- лении фигурным рычагом 9 механизма переключения. При вклю- чении первой передачи каретка сдвигается влево, пока кулачки шестерни 7 не войдут в окна шестерни <8. Ведущая шестерня первой передачи выполнена как одно целое с первичным валом 1, Вторая передача включается при движении каретки шестерен вправо от положения, изображенного на рис. 194 (показано нейтральное положение), до тех пор пока блок шестерен 2 шлицевым отверстием войдет на шлицы первичного вала 1 на длину около 5 мм, Шестерня 7 остается на шлицевом участке вала 4, 318
в-в Рис. 194. Коробка передач мотоцикла MZ-125 319
Рис. 195. Шестиступенчатая коробка передач гоночного мотоцикла С-360 (С-259) 320
При включении третьей передачи каретка продолжает сдви- гаться вправо до тех пор, пока шестерня 5 не войдет в зацепление с короткими шлицами вала 4, а шестерня 7 не выйдет из зацепления со шлицами вала 4. При включении четвертой (прямой) передачи кулачки блока шестерен 2 входят в окна шестерни вторичного вала <3, а шестерня 5, двигаясь с кареткой все далее вправо, выйдет из зацепления со шлицами вала 4, В коробке передач все подвижные шестерни не имеют втулок и работают по валам, сталь по стали, но при этом трущиеся поверх- ности подвергнуты термообработке с целью увеличения их твер- дости. Первичный вал 1 вращается в теле вторичного вала 3 по бронзовой втулке, но сам вал 3 опирается на шарикоподшипник. Двухвальная шестиступенчатая коробка передач гоночного мото- цикла С-360 (С-259). Коробка передач С-360 (рис. 195) имеет два вала, ряд шестерен, цилиндрический барабан переключения, три вилки переключения, сидящие на двух осях, и селекторный меха- низм ножного управления коробкой. Жесткое соединение шестерен с валами осуществляется кулачками, выполненными на торцах под- вижных шестерен. Коробка передач монтируется на правой крышке, исключением являются только левые подшипники обоих валов. Картер коробки выполнен в блоке с картером двигателя и имеет с правой стороны круглое окно, в которое входит опорный бурт крышки коробки. Крышка фиксируется от проворачивания цилин- дрическим штифтом и крепится шестью шпильками. Как и у боль- шинства гоночных мотоциклов, в коробке передач мотоцикла С-360 отсутствует механизм пуска двигателя. Принципиальным отличием коробки передач мотоцикла С-360 (как и ряда коробок передач современных гоночных мотоциклов) является применение в качестве опор шестерен, свободно сидящих на валу, игольчатых подшипников, а не втулок, как у коробок передач дорожных мотоциклов. Это необходимо как для увеличе- ния механического к. п. д. коробки передач, так и для уменьшения вероятности заклинивания шестерен на валах. Последнее является очень серьезной опасностью для жизни спортсмена. С целью сни- жения гидравлических потерь коробка передач мотоцикла С-360 имеет сухой картер, т. е. в ней отсутствует уровень масла. Масло подается в верхнюю часть отсека коробки откачивающей секцией масляного насоса двигателя, стекает по шестерням коробки вниз и через паз и отверстия на нижней стенке отсека уходит в масляный резервуар силового агрегата, отлитый в нижней части картера. Смазка зубьев шестерен и подшипников производится масляным туманом. Двухвальная четырехступенчатая коробка передач мотоциклов М-63 и К-750М (рис. 196). Силовая передача мотоциклов М-63 и К-750М — карданная. Конструкция коробки передач мотоциклов М-63 и К-750М аналогична конструкции коробки передач мото- цикла М-72. Большинство деталей этих коробок передач унифици- 11 Иваницкий и др. 321
Рис. 196. Коробка передач мотоцикла К-750М и М-63 322
ровано. Основное отличие коробки передач мотоцикла М-63 заклю- чается в применении зубчатых муфт переключения вместо кулач- ковых, что значительно повысило долговечность, обеспечило лег- кость и чистоту включения передач. Все шестерни вторичного вала коробки передач мотоцикла М-63 имеют на одном из торцев зубча- тые венцы, у которых через один срезаны зубья. На шлицах вто- ричного вала посажены две неподвижные муфты, снаружи имеющие эвольвентные зубья, с которыми входят в зацепление зубья подвиж- ных муфт. При включении передачи вилка передвигает наружную муфту вдоль вала и ее внутренние зубья входят в зацепление с на- ружными зубьями соответствующей шестерни. Наружная муфта находится одновременно в зацеплении с неподвижной внутренней муфтой, сидящей на шлицах вала. Трехвальная четырехступенчатая коробка передач с гасителем. При использовании на мотоциклах, особенно, имеющих одно- цилиндровые двигатели, карданной силовой передачи требуется введение в силовую передачу гасителя. Он представляет собой устройство, уменьшающее влияние неравномерности вращения коленчатого вала двигателя и жесткость силовой передачи мото- цикла, тем самым предохраняя силовую передачу от влияния резких рывков и крутильных колебаний. Чем меньше крутящий момент, передаваемый через гаситель, тем меньше его габаритные размеры. Часто гаситель устанавливают в коробке передач. Примером такой конструкции является коробка передач немецкого мотоцикла БМВ Р-69, изображенная на рис. 197. Эта коробка передач имеет три параллельно расположенные рала. На первичном валу свободно сидит одна ведущая шестерня, находящаяся в постоянном зацеплении с шестерней четвертой пере- дачи промежуточного вала. На торце ступицы шестерни выполнен торцевой кулачок, профиль которого очерчен плавной кривой. На шлицах вала расположена скользящая втулка, имеющая также торцевой кулачок соответствующего профиля. Втулка прижима- ется к шестерне спиральной пружиной, при этом выступы профиля кулачка втулки входят в соответствующие углубления кулачка шестерни, поэтому шестерня вращается вместе с валом. Вследствие значительного бокового зазора между впадинами и выступами тор- цевых кулачков втулки и шестерни обе детали могут смещаться на некоторый угол одна относительно другой. Профиль кулачков подобран так, что втулка немного отходит от шестерни и сжимает пружину; при более резких рывках ход втулки и ее угловое смеще- ние относительно шестерни возрастают. Таким образом, уменьшается влияние неравномерности вращения коленчатого вала двигателя и смягчается жесткость карданной силовой передачи мотоцикла. В описанных выше конструкциях коробок передач включение передач производилось: подвижными шестернями, подвижными кулачковыми или зубчатыми муфтами; управление переключением производилось механически. В последнее время появились коробки 11* 823
Рис. 197. Коробка передач мотоцикла БМВ Р-69 324
передач, шестерни которых находятся в постоянном зацеплении, а включение передач, т. е. силовое соединение вала со свободно си* дящими на нем шестернями, осуществляется шариками. Двухвальная пятиступенчатая шариковая коробка передач лег- кого мотоцикла Цюндапп Супер. В коробке передач мотоцикла Рис. 198. Коробка передач мотоцикла Цюндапп Супер Цюндапп силовое замыкание свободно сидящих шестерен с валом осуществляется при помощи шариков. Шариковые коробки передач в последние годы получили широкое распространение на легких мотоциклах и мопедах. На средних и тяжелых мотоциклах они не применяются из-за высоких напряжений смятия в местах контакта шариков с шестерней и валом, ввиду чего не обеспечивается не- обходимая долговечность этого соединения. 825
В коробке передач мотоцикла Цюндапп Супер (рис. 198) пер- вичный вал 1 выполнен как одно целое с шестернями 5 и 6 первой и второй передач. Шестерни 2, 3 и 4 остальных трех передач напрес- сованы на первичный вал, на конце которого на шлицах посажен внутренний (ведомый) барабан 22 сцепления. Наружный ведущий барабан 23 сцепления выполнен как одно целое с ведомой шестерней передней передачи, свободно сидит на первичном валу и опирается на два шарикоподшипника 20 и 21. На вторичном валу 9 свободно сидят пять ведомых шестерен 11, 12, 13, 14 и 15. В радиальных отверстиях полого вторичного вала 9 против каждой шестерни расположены по четыре шарика 10. Внутри вала проходит шток 7, имеющий в середине утолщение 8. При осевом перемещении штока это утолщение раздвигает шарики, заставляет их входить в канавки соответствующей шестерни и удер- живает их в этом положении. Управление движением штока осу- ществляется ножным селекторным механизмом 18, действующим на шток 7 при помощи фигурной вилки 16, шип которой входит в спиральный паз трубчатого барабана 17 селекторного механизма. Вилка 16 перемещается по направляющей 19. Недостатками коробки передач являются ее значительны^осевые размеры, вызванные большими осевыми перемещениями штока 7 и вилки 16, а следовательно, увеличение веса коробки передач. На отечественном силовом агрегате Ш-55 конструкции ВНИИ — мотопром, предназначенном для мопедов и легких мотоциклов, применена двухвальная четырехступенчатая шариковая коробка передач (рис. 199), в которой осевое перемещение штока заменено вращением на некоторый угол относительно вторичного вала вкла- дыша с двумя гребнями, выдвигающего два шарика, которые вхо- дят в канавки соответствующей шестерни и осуществляют ее сило- вое замыкание с валом х. Необходимый для включения передачи поворот гребенчатого вкладыша осуществляется при помощи селекторного механизма, расположенного внутри полого вторичного вала муфты, пальцы которой перемещаются по спиральным пазам вторичного вала и рычажного механизма, связанного с педалью переключения пере- дач. Благодаря такой конструции механизма переключения осевые размеры коробки передач Ш-55 сократились на 35 мм по сравнению с осевыми размерами коробки передач мотоцикла Цюндапп. Ступенчатые коробки передач мотороллеров. Коробки передач мотороллеров с шестеренчатой силовой передачей принципиально отличаются от коробок передач мотоциклов. При шестеренчатой силовой передаче на вторичном валу коробки передач располага- 1 Ложкин В. И., Куроедов А. И. Коробка передач. «Изобре- тения. Промышленные образцы. Товарные знаки». Авторское свидетельство № 227111, класс 63 с, 8101; 63k, 25. МПК B62d, В62ш, 1968, № 29. 326
£22 Рис. 199. Коробка передач силового агрегата Ш-55 327
Основные параметры коробок передач мотоциклов и мотороллеров Наименование Судзуки М-15 дкв Хум- мель Хонда Цюндапп Супер Судзуки Хонда СВ-92 MZ-125 Рабочий объем двига- теля в см* 50 50 50 50 80 125 125 Тип коробки передач Двух- вальная четырех- ступен- чатая Двухвальная трехступен- чатая Двух- вальная пятисту- пенча- тая Двухвальная четырехступен- чатая Трехва тырехсту с прямой Передаточное число: первая передача 3,17 3.45 2,69 3.73 3.385 2.36 3,04 вторая ! 1.94 1.88 | 1.45 | 2.14 | 2.05 | 1.47 | 1.80 третья 1,43 1,23 | 0,96 | 1,59 | 1,48 | 1,04 | 1,28 четвертая 1,04 — 1 - 1 1.26 | 1.07 j 0.84 1 : 1 пятая — — 1 1.095 — 1 шестая — — — - 1 1 _ — — 1 Сумма зубьев парных шестерен zt и 50-51 49 48-49 43-41 57-58 47 41-42 Модуль 1,5 1.5 1,75 1.75 1.5 2 1.75 Максимальное напря- жение в зубьях пары ше- стерен с числом зубьев Zi HZjB КГ/СМ*'. 3800 3800 2540 3800 3340 3640 7300 *1 12 11 1 13 9 13 14 17 38 38 35 34 44 33 24 Максимальное напря- жение в зубьях шестерен при включении высшей передачи в кГ/см*: 1950 2140 1270 2140 2690 2290 — число зубьев веду- щей шестерни 25 22 25 21 28 25 - число зубьев ведо- мой шестерни 26 27 24 23 30 21 — Механизм переключе- ния передач: силовое замыкание при помощи Кулач- ков Ша- риков Кулач- ков Шари- ков Кулачков Кулач- ков и шлицев тип управления Цилин- дриче- ский барабан Шток Цилин- дриче- ский барабан Шток Цилиндрический барабан Ры Передаточное число пускового механизма 0,08 0,12 0,155 0,135 0,14 0,17 0,28 Примечание. Силовая передача мотоциклов М-63 и БМВ-Р69 — карданная, ос 328
Таблица К-175В Пух-SV Т-200М MZ-250 ИЖ «Юпи- тер» Ява-351 ) С-360 М-63 БМД.-Р&9 175 175 200 250 350 350 350 650 6Q0 льная че- пенчатая передачей Двухвальная четырехступен- чатая Трехвальная четырехсту- пенчатая с прямой передачей Двух- вальная шести- ступен- чатая Двух- вальная четырех- ступен- чатая вальная четырех? ступер- чатая 3,08 3,5 3,0 2,77 3,17 3,16 2,15 3,60 5,33 j 1,96 1.93 | 1.64 1.63 1.71 1,76 1,56 2.28 3.Q1 | 1,40 1 1,37 1.24 1,23 1.26 I 1,33 1.28 1,70 2Д4 1 1:1 1,04 । 0,90 0,92 1:1 | 1:1 1.10 1,30 1,54 - — — - 1 - 1 ьо — - — - — 0,91 — — 48 36 37-38 48-49 36 31 41-42 46 41-43 1,75 2,0 2.5 2.0 2.75 2.5 2.5 2,5 т„ = 2.5 п 2Л гп Мб п 6640 3280 2370 2130 7260 6430 4000 2960 4660 20 | 8 i 9 13 15 12 j 13 10 10 28 | 28 ! 27 ! 36 21 | । 19 | 28 36 33 — 1780 1230 990 — — 3700 1450 1920 - 22 20 25 - - 22 20 20 - 23 18 20 - - 20 26 Кулачков Зубчатой муфты Кулачко- вой муфты чаг Пазовый диск Цилиндрический барабан Рычаг Цилин- дрический барабан Пазовый диск 0,262 0,273 0,174 0,28 0,235 0,402 - 0,238 0,23 тальных мотоциклов и мотороллеров — цепная. 3»
ется заднее колесо мотороллера, ввиду чего вторичный вал такой коробки подвергается дополнительным нагрузкам от заднего ве- дущего колеса, что требует увеличения диаметра вторичного вала и усиления его подшипников. Примером такой конструкции явля- ется коробка передач мотороллера ВП-150М. Эта коробка передач — двухвальная, трехступенчатая; силовое замыкание шестерен, сво- бодно сидящих на вторичном валу, осуществляется четырьмя пря- моугольными шлицами, выполненными в виде крестовины, перед- вигаемой механизмом управления по четырем продольным пазам вала. Вторичный вал удлинен с правой стороны от коробки передач л снабжен на конце шлицами, на которые надевается ступица зад- него колеса и затягивается гайкой. Удлиненная задняя часть вто- ричного вала опирается на два шарикоподшипника, а левая часть вала — на втулку. Основные параметры коробок передач мотоциклов и моторол- леров приведены в табл. 23. § 91. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ При расчете коробки передач: 1) определяется число ступеней и передаточные числа, которые обеспечивают мотоциклу необходимые тяговые качества в заданных условиях работы; 2) производится расчет коробки передач на прочность, жест- кость и износ. Определение числа ступеней и передаточных чисел коробки передач было рассмотрено выше. Шестерни. Основные параметры и расчет. Расчет шестерен заключается в подборе основных параметров зацепления, расчете шестерен на прочность и износ, и подборе числа зубьев шестерен при известных передаточных числах. В мотоциклостроении применяются шестерни с зубьями, имею- щими эвольвентный профиль. Размер зубьев определяется модулем зацепления т. В английской и американской промышленностях размер зубьев определяется не модулем, а питчем р. Соотношение между модулем и питчем выражается формулой 25,4 р =---- или г т В мотоциклетных коробках передач применяются шестерни, имеющие модуль т = 1,5 4- 3 или р = 9 4- 17. В большинстве случаев угол зацепления равен 20°, нормальная высота зуба 2,25 т. При этом высота головки зуба h' = т, а высота ножки зуба fi" = 1,25 т. Значительное количество коробок имеют только шестерни с прямыми зубьями. Однако на тяжелых мото- циклах и мотоциклах высокой проходимости шестерни высших 330 25,4 р *
передач имеют косые зубья. В мотоциклах высокой проходимости, кроме этого, шестерни с косыми зубьями применяются для демуль- типликатора. Основные размеры некорригированных шестерен с прямыми зубьями определяются по следующим формулам: диаметр делительной окружности Do = mz, где z — число зубьев; диаметр окружности выступов De = /n(z + 2); диаметр окружности впадин Di = m(z — 2,5). Корригирование шестерен. Как указывалось выше, в большин- стве случаев в мотоциклостроении принимают нормальную высоту зуба h = 2,25 тп. Отклонение в размерах и форме зуба от нормаль- ных, направленное на увеличение прочности и износостойкости, называется коррекцией. В передачах зубчатыми колесами с малым числом зубьев наблюдается неправильное касание профилей со- пряженных зубьев, что характеризуется резкими толчками и при больших окружных скоростях сопровождается шумом. Кроме этого, при изготовлении шестерен, имеющих малое количество зубь- ев, происходит подрезка зуба у его основания, что значительно ослабляет зуб. Минимальным числом зубьев, при котором отсутст- вует подрезание профиля, для зацепления с углом 20° и передаточ- ного отношения, не превышающего 4, является число зубьев z = 15. Однако уже при z = 20 на точности профиля заметно сказываются ошибки изготовления. Чтобы избежать подрезания зубьев и полу- чить нормальное зацепление, между шестернями коробки передач при z < 18 ч- 20, применяется корригирование. Существует не- сколько методов корригирования, однако для мотоциклетных ко- робок передач наиболее часто применяется высотное корригирова- ние, как наиболее простое. При высотной коррекции коэффициенты сдвига режущего ин- струмента находятся в следующей зависимости: Тогда диаметры окружностей выступов цилиндрических шесте- рен с прямым зубом, корригированных этим способом, равны: для малой шестерни De\ — (2i + 2 + 2g) т\ для большой шестерни Ц,2 = (г2 + 2 - 2g) т, где g — коэффициент коррекции. 831
Однако способ высотного корригирования рекомендуется только для таких передач, у которых + г2 > 25, а число зубьев малой шестерни гх > 8. Таким образом, при передаточном числе, равном или близком к единице, данный способ неприменим. Но в коробках передач необходимо прибегать к корригированию зубьев шестерен именно при больших передаточных отношениях на первой и второй передачах. Расчет на прочность цилиндрических шестерен с прямыми зубьями. Расчет на прочность зубьев шестерен мотоциклетных коробок передач производится аналогично расчету зубьев шестерен на прочность автомобильных коробок передач — по тем же форму- лам. Напряжение изгиба в опасном сечении зуба определяется по формуле Льюиса: р ° “ ybt * где Р — окружное усилие на диаметре начальной окружности шестерни; b — длина зуба или ширина зубчатого венца шестерни; t — шаг зацепления; у — коэффициент формы зуба, значения которого приведены в табл. 24. Таблица 24 Значения коэффициента формы зуба у для некорригированных внешних цилиндрических колес при ао = 209 и /г'= 1/п Число зубьев У К г У г У Л 8 0,035 * 0,92* 18 0,120 0,62 28 0,138 0,29 9 0,057 ♦ 1,65 ♦ 19 0,122 0,57 29 0,139 0,28 10 0,075 1,44 20 0,124 0,53 30 0,140 0,27 11 0,087 1,28 21 0,126 0,48 32 0,142 0,25 12 0,098 1,13 22 0,128 0,44 35 0,144 0,23 13 0,102 1,02 23 0,130 0,40 37 0,146 0,22 14 0,105 0,97 24 0,132 0,36 40 0,148 0,21 15 0,110 0,82 25 0,134 0,34 45 0,150 0,20 16 0,113 0,75 26 0,136 0,32 50 0,152 0,19 17 0,117 0,68 27 0,137 0,30 60 0,156 0,17 70 0,158 0,16 * Приближенное значение. Но 2Мкр Р = мкр = D0 = mz и t = nm, где Л4„1ах — максимальный крутящий момент двигателя; i„.„—передаточное число передней передачи. 832
Подставляя значения Р и t в формулу Льюиса, получим макси- мальное напряжение в зубьях ведущей шестерни первой передачи: 2000 Мтах 'п.п_гаг 7 п,п ym2zb ’ ym2zb кПсм\ где т и b выражены в мм. Аналогично определяют напряжения в зубьях ведущей шестерни постоянного зацепления трехвальной коробки передач q —636,7 Л1|1|ах'п-П'' кГ/см*, ytn2zb где гI — передаточное число коробки на первой передаче. Коэффициент формы зуба укорр для зубчатых колес с корри- гированными зубьями подсчитывается по формуле /1 । л t \ 2,25/и^ Укорр = У ( 1 > где тп — модуль в нормальном сечении; — коэффициент коррекции в нормальном сечении; h — высота зуба; X — коэффициент (берется по табл. 24). Для колес с прямыми зубьями тп = т и Значения коэффициента формы зависят от способа нарезания зуба. В мотоциклетной промышленности шестерни коробок передач и передней передачи нарезаются гребенкой, червячной фрезой, а в большинстве случаев — долбяком. В табл. 24 приведены зна- чения у для нарезания гребенкой и червячной фрезой; при наре- зании долбяком значения коэффициента у увеличиваются примерно на 2%. При выводе формулы Льюиса считается, что окружное усилие воспринимается только одним зубом шестерни; не учитывается влияние окружной скорости, с возрастанием которой увеличивается скорость скольжения и динамическая нагрузка на зуб. Динами- ческая или ударная нагрузка на зуб возникает по следующим при- чинам: — из-за неравномерности крутящего момента мотоциклетного двигателя; — при резком изменении крутящего момента двигателя; — при резком торможении; — из-за вибрации валов коробки передач; — из-за неточности изготовления профиля зуба. Кроме этого, в формуле не учитывается влияние концентрации напряжения у основания зуба, что зависит от радиуса закругления. Поэтому более точным является расчет по формуле Льюиса, в ко- торую вводятся коэффициенты, учитывающие влияние вышеука- занных факторов: f р ° = уЫКхК„Кк ’ 338
где Кт, — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; Кх — коэффициент, учитывающий число зубьев, находящихся одновременно в зацеплении; Кк — коэффициент концентрации напряжений в закруглении у основания зуба. Однако до сего времени нет достаточно полных и обоснованных данных по выбору коэффициентов Кт, и Кк для шестерен коробок Рис. 200. Схема сил, действующих на зубья шестерен: а — с косыми зубьями, б — с прямыми зубьями передач автомобилей, и они полностью отсутствуют для мотоциклов. Поэтому эта формула не используется при расчете шестерен мото- циклетных коробок передач. Расчет на прочность шестерен с косыми зубьями. Сила взаимо- действия двух зубьев парных шестерен Рп будет направлена по нормали к зубу (рис. 200, а). Раскладывая силу Рп по двум вза- имно перпендикулярным направлениям, получим силу Р — окруж- ное усилие и осевую (аксиальную) силу Q. Расчет зуба шестерен с косыми зубьями на прочность производится по тем же формулам, что и расчет зуба шестерен с прямыми зубьями. Разница заключается лишь в том, что для расчета шестерен с косыми зубьями берется нормальный шаг измеряемый по нормали к зубу, и действитель- ная длина зуба Ьп, 834
Формула Льюиса для этих шестерен имеет следующий вид: °=-тт> Уп^п^п НО 6„ = —, Рп = — И * cos у ’ п cos у tn = ts cos у. Подставляя значения Рп, Ьп и tn, получим Р Р О' =--— = --—------, УпЫп уnbts cos у Коэффициент уп определяют по теоретическому числу зубьев гп в нормальном сечении по формуле z п cos3 у Шестерни с косыми зубьями изготовляют тем же режущим ин- струментом, что и шестерни с прямыми зубьями. Поэтому шестерни имеют стандартный модуль тп: Но торцевой модуль ms и торцевой шаг ts находятся с нормаль- ным модулем тп и шагом tn в следующей зависимости: /- = —=----- или ms = — tn тп COS у cosy Основные размеры шестерен определяются по следующим фор- мулам: диаметр делительной окружности гл Do = zms = —-; и 5 cos у ’ диаметр окружности выступов De = Do + 2Л' = + 2) тп; диаметр окружности впадин Di = D0-2h" и при /i = 2,25m„ Di = [— - 2,5} тп. 1 \cos у / Межцентровое расстояние л z=Z1+z2 т 2 cos у п‘ Расчет валов коробки передач. Валы коробки передач передают крутящий момент и изгибаются под влиянием сил, действующих 335
на шест^рнц перпендикулярно к осям валов. Крутящий момент М и изгибающий момент Ма для данной конструкции коробки передач изменяются в зависимости от включения той или иной передачи. Напряжения в валах коробки передач зависят от крутящего момента, подводимого к коробке передач, передаточных чисел, расстояния между шестернями и опорами коробки передач. Следо- вательно, напряжение в валах зависит от кинематической схемы и конструкции коробки передач. Двухвальные коробки передач мотоциклов с карданной силовой передачей. Крутящий момент, подводимый к первичному валу коробки передач, равен крутящему моменту двигателя. Расчет ва- лов ведется при Л4тах. Крутящий момент, действующий на вторич- ный вал, зависит от передачи, на которой в данный момент работает коробка передач: для первой передачи Mi = Л4тах и; для второй передачи Л4ц = Л4тах И В для третьей передачи Мщ = Л4тах для четвертой передачи A4iv = Л4П1ах Mv, где п; i’n, и i।v — соответственно передаточные числа первой, второй, третьей и четвертой передач коробки передач. Окружные усилия, действующие на шестерни той или иной передачи, Сила давления зуба ведущей шестерни на зуб ведомой дей- ствует по линии зацепления, образующей с касательной к дели- тельной окружности угол зацепления а0 (рис. 200, б). Вследствие наличия силы трения между рабочими поверхностями зубьев сила давления зубьев отклонится от линии зацепления па угол трения <рх (равный приблизительно 5°). Обозначив а0 + (р = р и разложив результирующую силу Р' по двум взаимно перпенди- кулярным направлениям, получим две силы: окружную силу Р и силу Р". Результирующая сила Р' определяется из силового треуголь- Р ника: Р' Сила, действующая по радиусу шестерен и стре- мящаяся раздвинуть валы, P' = Ptgp. Так как для мотоциклетных коробок угол зацепления а0 = 20° и угол трения можно принять равным 5°, то tg р = tg 25°; тогда Р" = 0,466Р. Для расчета валов коробки передач на прочность и подбора подшипников необходимо определить опорные реакции. Первичный вал имеет две опоры: А (рис. 201) и В. На нем распо- ложена ведущая шестерня с прямыми зубьями одной из передач коробки. 336
На ведущую шестерню первичного вала, которая передает Кру- тящий момент парной шестерне вторичного вала, работающей в# той или иной передаче, действуют силы: в горизонтальной плоско- сти окружная сила Р и в вер- тикальной — радиальная сила Р". Сумма моментов относитель- но опоры В в горизонтальной плоскости RAy(a + b)-Pb = 0; п РЬ где а — расстояние от середины зуба до опоры Д; b — расстояние от середины зуба до опоры В. Сумма моментов относитель- но опоры В в вертикальной плоскости RAx(a + b) - Р'6 = 0; П _ Р'Ь __0,466РЬ КАх~а-^Ь~ а + b ’ Рис. 201. Схема сил, действующих на первичный вал двухвальной коробки мотоцикла с карданной силовой пере- дачей Результирующая реакция опоры А Так как а + b = I — расстоянию между опорами, то Если угол а0= 20°, то Ra = 1,11 Аналогично находим результирующую реакцию опоры В: Rn = У R^ + Rlv = У + . Если угол а0 = 20°, то /?в=1,П Y- Реакции опор вторичного вала определяют аналогично. Чаще шестерни высшей ступени (четвертой) коробок передач мотоциклов с карданной силовой передачей выполняют с косыми зубьями. В этом случае расчет опорных реакций более сложный, 337
Рис. 202. Схема сил, действующих на зуб шестерни с косыми зубьями вычисляют, пользуясь силовым так как появляется дополнительная сила., действующая вдоль оси вала. На рис. 202 приведена схема сил, действующих на зуб шестерни с косыми зубьями. Здесь Р — окружная сила, а Рп — сила давле- ния зубьев, действующая нормально к зубу в плоскости, касатель- ной к начальным окружностям шестерен. Результирующая сила S отклонена от силы Рп на угол Р = а0 + и расположена в пло- скости, нормальной к поверхности зуба. Сила р„=—, п COS у где у — угол наклона зуба относи- тельно оси вращения. Силу S можно определить из силового треугольника: s = =_Р COS Р COS р cos у ’ Окружную силу Р находят по формуле Д * Осевую (аксиальную) силу Q треугольником, по формуле Q=Р tg?- Радиальная сила R определяется из силового треугольника: R = Pn tgp; подставляя Рл = —, п cos у ’ получим tgp. cos у r Опорные реакции в вертикальной плоскости для первичного вала (рис. 203) равны Ra-Q^- Rb + Q^- Рвх = —Rax =------------j-A Опорные реакции в горизонтальной плоскости RBy = P“-, Рау = -^~. 333
Результирующая реакция опоры А RА = VR*Ax + R*Ay = 4 ]/(/?& + Q + т. Результирующая реакция опоры В Re = VR'^ + R^, = -J- ]/(№ - Q у-')' + (Pay. Опорные реакции вторичного вала Изгибающий момент в расчетном сечении Миз = где Rx — опорная реакция; х— расстояние от опо- ры до шестерни. Результирующий мо- мент мрез=Ум^ + м\ Напряжение в опасном сечении определяется по формуле Мрез o = ~\v~ • л/М где W = — момент со- находятся аналогично. Рис. 203. Схема сил, действующих на пер- вичный вал двухвальной коробки с шестер- нями с косыми зубьями Для полого противления вала на изгиб. вала Г 32D где de — диаметр отверстия; De — диаметр расчетного сечения вала. Для шлицевых валов за расчетный диаметр принимается внут- ренний диаметр шлицев. Валы коробок передач выполняют из легированных цементуе- мых сталей. Валы коробок передач всех отечественных мотоциклов изготовляют из стали 12ХНЗ или 12ХНЗА, цементуют или циани- руют на глубину 0,15—0,8 мм в зависимости от сечения шлицев вала и закаливают до твердости HRC 58—62. Результирующее напряжение выбирается в зависимости от жест- кости вала, поэтому для длинных валов запас прочности берут в пределах 5—10 по пределу упругости. Для коротких валов допус- каются более высокие напряжения. 339
Прогиб валов коробки передач. При недостаточной жесткости валы коробки передач значительно прогибаются, что увеличивает напряжение в зубьях шестерен, износ и повышает шум. Наиболее вредное влияние оказывает прогиб валов в плоскости, проходящей через их оси, так как при этом изменяется межцентровое расстояние, что, в свою очередь, искажает зацепление. Вследствие того, что про- гиб валов изменяется в процессе работы, создается дополнительное Рис. 204. Схема для определения стрелы прогиба вала Стрела прогиба скольжение рабочих профилей зубьев и динамическая нагрузка на зубья. Прогиб валов измеряется в плоскости шестерен, находящихся в зацеплении. Для приведенной выше кинематической схемы мото- циклетной коробки передач осо- бенную опасность представляет прогиб валов на третьей и осо- бенно второй передачах, так как шестерни этих передач находятся от опор на большем расстоянии, чем шестерни первой и четвертой передач. Для шестерен с прямыми зубьями расчетной силой является сила Р" = 0,466 Р. __0,466Р^2 У “ 3/EJ где J — осевой (экваториальный) момент инерции; для силового вала, имеющего внутренний диаметр шлицев, равный DftH, J = 0,05 для полого вала (первичный вал) J = 0,05 (D„w4-d4); d — диаметр отверстия; Е — модуль упругости, равный 2,1 • 106 кПсмг. Прогиб вала не должен превышать 0,2 мм.
Глава XX ПЕРЕДНЯЯ И ЗАДНЯЯ ПЕРЕДАЧИ МОТОЦИКЛОВ И МОТОРОЛЛЕРОВ Силовая передача мотоцикла или мотороллера предназначается для передачи крутящего момента от двигателя к ведущему колесу. Тип силовой передачи в значительной степени определяет как об- щую компоновку мотоцикла или мотороллера, так и конструкцию их отдельных агрегатов. Рис. 205. Схема цепной силовой передачи Силовые передачи мотоциклов выполняются цепными, кардан- ными и клиноременными, а мотороллеров — цепными, клиноре- менными и шестеренчатыми. Цепные силовые передачи моторолле- ров и мотоциклов аналогичны по конструкции (рис. 205) и состоят из передней передачи 1, сцепления 2, коробки передач 3 и задней передачи 4. Карданная силовая передача (рис. 206) мотоцикла состоит из сцепления /, коробки передач 2, карданной передачи 3 и глав- ной (задней) передачи 4. На мотороллерах вследствие расположения двигателя сзади (под седлом водителя) создается возможность 341
передачи крутящего момента от вторичного вала коробки передач не- посредственно на заднее ведущее колесо или через коническую шестеренчатую передачу, не применяя карданной передачи. Сле- довательно, задняя передача отсутствует, имеется только передняя передача. Коническая шестеренчатая силовая передача моторол- лера аналогична по компоновке и конструкции узлов карданной силовой передаче мотоцикла, но отличается отсутствием самой карданной передачи между коробкой передач и главной передачей. В последние годы на мотороллерах, мопедах и легких мотоциклах все более широко распространяется клиноременная вариаторная силовая передача; она состоит из передней клиноременной пере- дачи, в ведущем шкиве которой размещается центробежная муфта Рис. 206. Схема карданной силовой передачи или центробежное сцепление, и задней передачи (цепной — для мопедов, мотоциклов и шестеренчатой — для мотороллеров). Таким образом, при вариаторной силовой передаче не требуется коробка передач, так как ее функцию выполняет вариатор, изменяющий автоматически в зависимости от сопротивления движению переда- точное число передней передачи. Это огромное преимущество вариа- торной силовой передачи значительно облегчает и упрощает управ- ление мопедом или мотороллером. Преимуществами цепной силовой передачи по сравнению с кар- данной и шестеренчатой являются: — меньшая жесткость и шумность, — меньший вес, более простая конструкция, а следовательно, и меньшая стоимость, что особенно важно для мопедов, легких и средних мотоциклов и легких мотороллеров; — простота и высокая точность подбора передаточного числа силовой передачи, что особенно важно для спортивных мотоциклов. К недостаткам цепной силовой передачи следует отнести мень- шую надежность и износостойкость, а также потребность в частой 342
регулировке натяжения цепи (особенно задней), а при открытой цепной передаче — частая очистка и смазка (проверка) цепи. Преимуществом карданной силовой передачи мотоцикла и ше- стеренчатой силовой передачи мотороллера является высокая на- дежность и простота ухода, так как коническая главная передача не требует частой регулировки, а у цилиндрической шестеренчатой передачи она вообще не предусматривается. Преимуществами вариаторной силовой передачи являются: — упрощение и облегчение управления мотоциклом; — благодаря упругости клинового ремня вариаторная силовая передача обеспечивает гашение неравномерности крутящего мо- мента, ввиду чего не требуется гаситель колебаний; — плавное и автоматическое изменение передаточных отношений. К недостаткам вариаторной силовой передачи относятся: — низкая износоустойчивость ремня, что усиливается абразив- ным износом шкивов и ремня; — резкое снижение долговечности ремня при низких темпе- ратурах и попадании влаги; — усиленное проскальзывание ремня при попадании влаги в вариаторную передачу. Простота конструкции, приемлемые габаритные размеры, удо- влетворительная надежность работы вариатора достигаются только при одинарной клиноременной передаче, которая не может обес- печить передачу мощности двигателей тяжелых и средних мотоцик- лов, поэтому вариаторную силовую передачу применяют на мопе- дах, легких мотоциклах и мотороллерах. Следует ожидать дальней- шего расширения применения вариаторных силовых передач, так как износоустойчивость клиновых ремней вариаторов непрерывно повышается за счет применения новых сортов резины и искусствен- ного волокна. § 92. ЦЕПНАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА Как было отмечено выше, в цепную силовую передачу входят передняя и задняя передачи. Передняя передача передает крутя- щий момент от двигателя через сцепление на коробку передач, с помощью цепной или шестеренчатой передачи. На современных мотоциклах и мотороллерах в основном приме- няют цепные передние передачи с герметичной масляной ванной. Однако это возможно, если двигатель и коробка передач имеют общий картер. На некоторых английских мотоциклах картеры дви- гателя и коробки выполнены раздельно, поэтому их передняя цеп- ная передача закрыта кожухом^ предохраняющим цепь от попада- ния пыли и грязи. У этих мотоциклов цепь необходимо проваривать и регулировать ее натяжение перемещением картера коробки передач. Увеличивающаяся быстроходность современных двигателей мо- тоциклов и мотороллеров заставляет работать цепь передней пере- 343
дачи при очень высоких скоростях, что снижает ее срок службы и при работе в масляной ванне. Поэтому на современных мотоциклах, мотороллерах и мопедах преимущественное распространение полу- чают передние шестеренчатые передачи. В последние годы особенно широкое распространение получила задняя цепная передача, закрытая герметично при помощи рези- Рис. 207. Задняя цепная передача спортивного мотоцикла ЯВА новых гофрированных трубок (рис. 207). При помощи этих трубок наиболее дешево и конструктивно просто обеспечить герметичность кожуха задней цепи на мотоциклах, снабженных задней подвеской. При этом не усложняется и регулировка натяжения цепи. На спортивных и гоночных мотоциклах с целью снижения времени на регулировку натяжения цепи, замену ее и звездочек задней передачи применяются открытые цепные задние передачи. § 93. КАРДАННАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА Карданная передача применяется в основном на тяжелых мото- циклах для передачи крутящего момента от коробки передач к главной передаче. Она состоит из карданного вала и карданных шарниров. Как правило, на мотоциклах применяется двойная карданная передача, которая имеет два карданных шарнира на обоих концах карданного вала. Карданные шарниры передают кру- тящий момент между валами, расположенными под углом один к другому. При работе задней рычажной подвески мотоцикла углы, образованные между вторичным валом коробки передач и кардан- ным валом, а при свечной подвеске — между карданным валом и валом ведущей шестерни главной передачи, непрерывно изменяются. У мотоцикла с рычажной задней подвеской при карданном вале, расположенном в трубе задней вилки, этот угол не изменяется. Жесткий карданный шарнир (кардан), применяемый на мото- циклах, является карданом неравной угловой скорости. В качестве 844
опор крестовины кардана применяют игольчатые подшипники. Примером жесткого кардана является передний карданный шарнир мотоциклов БМВ Р-69 (рис. 208). Рис. 208. Карданная и главная передача мотоцикла БМВ Р-69 Мягкий кардан (рис. 209) находит широкое применение в кар- данных передачах мотоциклов. Такой шарнир ставится на переднем конце карданного вала, для того чтобы предохранить последний Рис. 209. Карданная и главная передачи мотоцикла М-63 и К-750М от динамических нагрузок двигателя и возникающих в самой кар- данной передаче. Мягкий кардан вследствие деформации упругого элемента — резины — обеспечивает как передачу крутящего мо- мента под углом, так и частичное гашение крутильных колебаний в силовой передаче. § 94. ШЕСТЕРЕНЧАТАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА Применение шестеренчатой силовой передачи определяет испол- нение силового агрегата в общем блоке или агрегате, шарнирную, подвеску этого агрегата относительно рамы мотороллера, а часто и использование этого агрегата как рычага задней подвески. На современных мотороллерах применяются две схемы шесте- ренчатой силовой передачи: 346
— непосредственная передача крутящего момента на заднее колесо со вторичного вала коробки передач; — передача крутящего момента со вторичного вала на заднее колесо при помощи одинарной конической (задней) главной пере- дачи. К преимуществам шестеренчатой передней передачи относятся значительно больший срок службы и возможность при равных с цепной передачей габаритах получить большее передаточное отношение, что позволяет снизить скорость цепи задней передачи и увеличивает срок ее службы. Недостатком шестеренчатых пере- дач, особенно при больших окружных скоростях, является повышен- ный шум. Для уменьшения шума и повышения коэффициента пере- крытия применяют цилиндрические шестерни с косыми зубьями, а шестерни выполняются из разных металлов (наиболее часто ведущая шестерня изготовляется из цементованной стали, а ведо- мая — из чугуна). Для передних передач особенно перспективно применение зацепления Новикова, которое обеспечит снижение шума и снизит стоимость изготовления за счет отсутствия цемента- ции или цианирования шестерен и сопровождающих их термических деформаций шестерен. § 95. ГЛАВНАЯ (ЗАДНЯЯ) ПЕРЕДАЧА Главная передача предназначена для передачи крутящего мо- мента от карданного вала к ведущему колесу мотоцикла (или к ве- дущим колесам) под прямым углом. Одновременно главная передача увеличивает передаваемый на ведущее колесо крутящий момент (тяговую силу) и уменьшает число оборотов последнего по сравне- нию с числом оборотов карданного вала. Шестеренчатые главные передачи в зависимости от количества пар шестерен, входящих в главную передачу, выполняют одинарны- ми или двойными. § 96. РАСЧЕТ ЦЕПИ НА ПРОЧНОСТЬ В ведущей ветви цепи работающей передачи возникают усилия состоящие из: — полезного рабочего усилия, передаваемого цепью; — натяжения от центробежной силы; — натяжения от провисания ветви цепи. Таким образом, Ро^-Рр + Р. + Рф- Рабочее (полезное) усилие, передаваемое цепью, р ____ Do ’ 346
где Do — диаметр делительной окружности ведущей звездочки; Мкр — максимальный крутящий момент на ведущей звездочке (для передней передачи Мкр — Мтаг). Для задней цепи — МшахйшА» где 1пп — передаточное число передней передачи; й — передаточное число первой передачи в коробке передач; Мтах — максимальный крутящий момент двигателя. Натяжение цепи от центробежной силы где q — масса 1 пог. м цепи в кг\ — максимальная линейная скорость цепи. Линейная скорость цепи определяется по формуле = юоо°. 60 м!сек> где п3 — число оборотов ведущей звездочки в минуту. Для задней цепи nN „ /vе max Пз = —--;- , 1пп1 *вп где nNe max — число оборотов двигателя при максимальной мощ- ности; i„ п — передаточное число высшей передачи коробки передач. Для передней цепи П-3 max- Натяжение от провисания ветви цепи Рф=КфдА кГ, где Кф — коэффициент провисания; А — расстояние между центрами звездочек в м. Цепная передача Горизонтальная ........................................... С углом наклона: до 40°.................................................... более 40° ............................................ Вертикальная ............................................. Коэффициент Кф 6 4 2 1 Коэффициент безопасности определяется по формуле 1 об lit. где Qp — разрушающая нагрузка в кГ. 847
Значения разрушающей нагрузки для отечественных мотоциклет- ных цепей регламентированы Общесоюзным стандартом ГОСТ 10947—64. Для отечественных мотоциклов применяются перечисленные ниже типы и наименования приводных цепей, выпускаемых по ГОСТу 10947—64: 1. ПР—приводные роликовые однорядные нормальные цепи (рис. 210) следующих обозначений: ПР-12,7-1800-1; ПР-12,7-1800-2; ПР-15,875-2300-1 и ПР-15,875-2300-2; Рис. 210. Роликовая и втулочная приводные цепи: а — цепи типа ПР; б — цепи типа ПВ; в — цепи типа 2ПВ; 1 — соединительное звено; 2 — переходное звено 2. ПВ приводные втулочные однорядные цепи следующих обо- значений: ПВ-9,525-1100 и ПВ-9,525-1200; 3. 2ПВ — приводные втулочные двухрядные цепи — 2ПВ-9,525- -1800. Основные параметры и габаритные размеры цепей указаны в табл. 25. Однако технические условия на цепи для мотоциклов, их методы приемки и испытаний регламентированы по-прежнему ГОСТом 3609—52. Для мотоциклетных цепей ориентировочно минимальное значе- ние коэффициента безопасности: для задней цепи s = 7 при v до 12 м'сск\ для передней цепи s=15 при v до 14 mJcck. Долговечность цепи зависит от конструктивных и эксплуата- ционных факторов. 348
Таблица 25 Мотоциклетные цепи Параметры Приводные роликовые однорядные Приводные втулочные ПР-12.7-1800-1 ПР-12.7-1800-2 ПР-15,875-2300-1 ПР-15,875-2300-2 П В-9,525-1100 П В-9,525-1200 2ПВ-9,526-1800 Шаг t в мм 12,7 12,7 15,875 15,875 9,525 9,525 9,525 Расстояние между внут- ренними пластинами в мм, не менее 5,40 7,75 6,48 9,65 7,60 9,52 5,20 Диаметр ролика D или втулки dL в мм 8,51 8,51 10,16 10,16 5,00 6,00 6,00 Диаметр валика d в мм 4,45 4,45 5,08 5,08 3,59 4,45 4,45 Ширина внутренней пластины в мм 11,81 11,81 14,73 14,73 8,80 9,80 9,80 Ширина внутреннего звена В в мм 8,90 11,30 10,11 13,28 10,95 13,20 8,95 Длина валика 1 в мм 18,2 20,9 20,1 23,7 16,3 19,0 25,4 Вес 1 м цепи в кг 0,62 0,71 0,80 0,96 0,44 0,62 0,92 Разрушающая нагрузка Qp в кГ 1800 1800 2300 2300 1100 1200 1800 Примечание. Расстояние между рядами для цепи 2ПВ-9,525-1800 А = 10,75 мм. Конструктивные: скорость цепи; количество зубьев ведущей звездочки; защита от пыли и грязи; условия смазки; наличие гаси- теля в силовой передаче. Эксплуатационные: расположение зубчаток в одной плоскости; правильная регулировка натяжения; регулярная периодическая смазка цепи (для цепных передач, не имеющих масляной ванны). Как указывалось ранее, скорость движения цепи зависит от диаметра и числа оборотов ведущей звездочки, а диаметр ведущей звездочки 180о О0 = /cosec---, ” z ’ где / — таг цепи; г — число зубьев ведущей звездочки. 349
Минимальное число зубьев (15—17) определяется соображениями неравномерности работы цепи; поэтому, если принять п3 = const, то получим, что скорость цепи прямо пропорциональна ее шагу. Следовательно, чем меньше шаг, тем меньше скорость цепи при про- чих равных условиях. В связи с этим для передних цепных пере- дач, имеющих большие скорости, применяются цепи с малым шагом, равным 9,525 мм, реже 12,7 мм. Когда по условиям прочности необходимо увеличить допускаемую нагрузку, то применяют двух- рядные и трехрядные цепи с тем же шагом. Цепи передних передач имеют скорости до 15 м!сек\ при больших скоростях применяют шестеренчатые передачи. На современных мотоциклах задние цепи имеют скорости до 15 м!сек, а на гоночных мотоциклах до 22 м!сек. Несмотря на то, что уменьшение количества зубьев ведущей звез- дочки снижает скорость цепи, минимальным числом зубьев для передней передачи следует считать z = 15, хотя на практике приме- няют и меньшее количество зубьев — до г = 12. Однако дальней- шее уменьшение количества зубьев (ниже 15) приводит к неравно- мерной работе цепной передачи, и достаточно плавная работа цепной передачи достигается только при z=47. Когда звездочки сме- щены от плоскости, проходящей через их оси симметрии, значи- тельно увеличивается трение пластин шарниров цепи о торцевую поверхность звездочки. Если смещение более значительно, неравно- мерно изнашиваются шарниры. Кроме того, может произойти соска- кивание цепи со звездочек. § 97. ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЯ ЗУБА ЗВЕЗДОЧКИ Профиль зуба звездочек строится по ГОСТу 591—69, который рекомендует применение профиля зубьев без смещения центров Рис. 211. Построение профиля зуба звездочки без смещения центров дуг впадин по ГОСТу 591—69 дуг впадин (рис. 211). Ниже приведены расчетные формулы для опре- деления основных параметров звездочки, необходимых для ее рабо- чего чертежа. 350
Выбрав по ГОСТу 10947—64 тип цепи, ее шаг, диаметр ролика или втулки и задавшись числом зубьев, определяют диаметр дели- тельной окружности звездочки Do: Do = t cosec или Do = —^3-. sin------------------------- z Значения cosecприведены в табл. 26. Таблица 26 Значения cosec —— для различных z г 180° cosec г х 180° ctg — 2 180° cosec z . 180° ctg — Z 180° cosec z , 180» ctg — 9 2,9238 2,7475 30 9,5668 9,5144 51 16,2439 16,2131 10 3,2361 3,0777 31 9,8846 9,8339 52 16,5616 16,5314 11 .3,5495 3,4057 32 10,2023 10,1532 53 16,8809 16,8512 12 3,8637 3,7321 33 10,5203 10,4727 54 17,1984 17,1693 13 4,1786 4,0572 34 10,8379 10,7916 55 17,5163 17,4877 14 4,4939 4,3813 35 11,1560 11,1111 56 17,8354 17,8073 15 4,8097 4,7046 36 11,4737 11,4301 57 18,1535 18,1260 16 5,1258 5,0273 37 11,7913 11,7488 58 18,4717 18,4446 17 5,4423 5,3496 38 12,1093 12,0679 59 18,7693 18,7626 18 5,7588 5,6713 39 12,4278 12,3875 60 19,1073 19,0811 19 6,0756 5,9927 40 12,7455 12,7062 61 19,4254 19,3996 20 6,3925 6,3137 41 13,0639 13,0251 62 19,7429 19,7176 21 6,7095 6,6347 42 13,3820 13,3446 63 20,0613 20,0363 22 7,0266 6,9550 43 13,6993 13,6628 64 20,3800 20,3555 23 7,3439 7,2755 44 14,0178 13,9821 65 20,6987 20,6745 24 7,6613 7,5958 45 14,3356 14,3007 66 21,0168 20,9930 25 7,9787 7,9158 46 14,6536 14,6194 67 21,3338 21,3103 26 8,2863 8,2358 47 14,9720 14,9395 68 21,6537 21,6306 27 8,6138 8,5555 48 15,2898 15,2571 69 21,9717 21,9489 28 8,9319 8,8742 49 15,6085 15,5764 70 22,2895 22,2671 29 9,2490 9,1948 50 15,9260 15,8945 71 22,6068 22,5847 Диаметр окружности выступов D, = /(/G + ctg^'). Число зубьев звездочки Коэффициент /<в До 11 0,58 Свыше 11 до 17 0,56 » 17 до 35 0,53 > 35 0,50 Диаметр окружности впадин D/==D0-2r, где г — радиус впадины (г = 0,5025 dp + 0,05 мм)\ dp — диаметр ролика (для втулочной цепи — диаметр втулки). 351
Наибольшая хорда (для контроля звездочек с нечетным числом зубьев) т гл У°° L = Di cos - -. X I z Учитывая высокие максимальные скорости цепей в передних и задних цепных передачах мотоциклов, допуски на размеры зуба их звездочек должны соответствовать 1-му классу точности по ГОСТу 591—69 и только в редких случаях — для тихоходных зад- них передач — допустимо их изготовление по 2-му классу точности. § 98. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ЦЕПИ И РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ЦЕНТРАМИ ЗВЕЗДОЧЕК Расстояние между центрами цепных звездочек (рис. 212) опре- деляют следующим образом. Длина замкнутой цепи, кратная шагу (неокругленное значение), /^2-^1 V £/ = 2£,+£l+^ + L^l, где Zi и z2 — числа зубьев ведущей и ведомой звездочек. Полученную величину не- обходимо округлить до це- лого числа шагов, причем желательно округлить до ближайшего четного числа, чтобы не применять переход- ного звена. Приблизительное расстоя- ние между центрами звездо- Рис. 212. Схема цепной передачи для чек» выраженное В шагах, определения расстояния между центрами £ _ _ (где /________шаг цепи звездочек z t v в мм, Е' — предварительное расстояние между центрами звездочек в мм) — величина, которой необходимо задаться из конструктивных соображений. Окончательное расстояние между центрами е + Уе* — 8т где е — вспомогательная величина; т = ~~ вспомогательная величина, значения которой при- ведены в табл. 27. 352
Таблица 27 Значение величины т = (—Ц—— т ?1“2, т ?S-Z1 т Zi-Zj m 1 0,025 26 17,12 51 65,9 76 146,3 2 0,101 27 18,47 52 68,5 77 150,2 3 0,228 28 19,86 53 71,2 78 154,1 4 0,405 29 21,3 54 73,9 79 158,1 5 0,633 30 22,8 55 76,6 80 162,1 6 0,912 31 24,3 56 79,4 81 166,2 7 1,24 32 25,9 57 82,3 82 170,3 8 1,62 33 27,6 58 85,2 83 174,5 9 2,05 34 29,3 59 88,2 84. 178,7 10 2,53 35 31,0 60 91,2 85 183,0 И 3,07 36 32,8 61 94,3 86 187,3 12 3,65 37 34,7 62 97,4 87 191,7 13 4,28 38 36,6 63 100,5 88 196,2 14 4,97 39 38,5 64 103,8 89 200,6 15 5,70 40 40,5 65 107,0 90 205,2 16 6,49 41 42,6 66 110,3 91 209,8 17 7,32 42 44,7 67 113,7 92 214,4 18 8,21 43 46,8 68 117,1 93 219,1 19 9,14 44 49,0 69 120,6 94 223,8 20 10,13 45 51,3 70 124,1 95 228,6 21 11,17 46 53,6 71 127,7 96 233,4 22 12,26 47 56,0 72 131,3 97 238,3 23 13,40 48 58,4 73 135,0 98 243,3 24 14,59 49 60,8 74 138,7 99 248,3 25 15,83 50 63,3 75 142,5 100 253,3 Длина развернутой цепи между осями конечных шарниров или замкнутой цепи L — tLt. Величина, на которую следует уменьшить величину Е для полу- чения предварительного провисания, где f — стрела провисания ведомой ветви цепи в мм. § 99. РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ В карданной передаче рассчитывают карданный вал, вилки кардана и шип крестовины, а в мягком кардане — его диск. Расчет производят на максимальный крутящий момент, подводимый к карданному валу от двигателя, при включенной первой передаче в коробке передач. */а12 Иваницкий и др. 853
Карданный вал. Карданный вал работает на кручение. Напря- жение кручения 1бЛ4тах/1 Т Гу. • jiDj. cos ак Но так как для карданных передач мотоциклов угол ак между вторичным валом коробки передач и карданным валом не превы- шает 8°, то cos ак = 0,99 л? 1, поэтому _ 16^тиг, где Л4тах — максимальный крутящий момент двигателя; DK — диаметр карданного вала; i\ — передаточное число первой передачи в коробке передач. Угол закручивания карданного вала 32^/,! ° — nD'G рад или 5760MmaxilL U ~ G град, рода (G = 800 000 кПсм2). где L — длина вала; G — модуль упругости второго Биение карданного вала относительно оси вращения создает дополнительную центробежную силу, вызывающую изгибные коле- бания вала при его вращении. При определенной скорости враще- ния эти колебания могут попасть в резонанс с частотой собственных колебаний карданного вала, в результате чего произойдет поломка вала. Соответствующее резонансу число оборотов карданного вала называют критическим. Необходимо, чтобы критическое число оборотов было выше в 1,5—2 раза максимального числа оборотов карданного вала во время работы мотоцикла. Критическое число оборотов зависит от размеров вала и способа соединения с механиз- мами силовой передачи. Если карданы установлены на обоих концах вала, он является свободным — незащемленным. Для такого вала критическое число оборотов п пкр = 12 • 10е р об/мин. Когда карданный вал имеет на обоих концах подшипники, он является защемленным. В этом случае критическое число оборотов пкр = 27,5-10е 2J об/мин. В мотоциклостроении карданный вал, защемленный с двух сто- рон, как правило, не применяют. Чаще всего используют свободный карданный вал. 354
Вилка кардана. Вилка кардана или карданного вала, если она выполнена как одно целое с валом, работает на изгиб и кручение. Сила Р приложена на расстоянии ReK от оси кардана или карданного вала (рис. 213). Опасное сечение АА выпол- няют прямоугольным или овальным. Крутящий и изгибающий моменты Мка = Равк и М,.„, = Рсвк, 2М ь где Р = ----полови- ^вк на окружной си- лы, передаваемой карданом; авк — плечо кручения в сечении А А; свк — плечо изгиба в сечении А А. Напряжения кручения и изгиба: __кр____^тахЧавк 2/?,^ ’ __Мцзг__^тах Ч свк 2ReKW2 • авк Рис. 213. Обозначение расчетных размеров вилки кардана угольника, следовательно, Значения коэффициентов 1 1,5 1,75 2 “вк 0,208 0,231 0,239 0,246 Момент сопротивления кручению для прямоугольного сечения где Khe — коэффициент, который зависит от соотношения сторон Лвк и bSK-, так как hgK является большей стороной прямо- hex 1 Ьвк приведены ниже: 2,5 3 4 6 8 10 0,258 0,267 0,282 0,299 0,307 0,313 Момент сопротивления кручению для эллиптического сечения ^;=^/1в«ЬвК^0,2/1вЛ, где Ьвк — малая ось эллипса; h6K — большая ось эллипса. Момент сопротивления на изгиб для прямоугольного сечения тту _______________________ ^вк^вк и<2— б . Момент сопротивления на изгиб для эллиптического сечения ‘/.12* 855
Крестовина кардана. При ее расчете принимают, что половина окружной силы действует на каждый шип и приложена в его сере- Рис. 214. Схема сил, действую- щих на крестовину кардана дине. Шипы рассчитывают на изгиб и срез (рис. 214). Напряжение изгиба __^изг__Р^кк__ °изг— w — w Ot2RKKdj.K- Напряжение среза ___?___П1ах ?[ Допустимая нагрузка на игольча- тый подшипник крестовины кардана р _____________790 zplpdp I / Летах где Zp — число игольчатых роликов в карданном подшипнике; с1р — диаметр роликов в см; 1р — рабочая длина роликов в см\ п^е тах — число оборотов двигателя при максимальной мощ- ности. силы Сила Рдоп должна быть меньше Мягкий кардан. Предполагают, равномерно по всему сечению дис- ка кардана. При этом наиболее опасным является сечение А А, проходящее через отверстие под шип (рис. 215). Действующая сила р___ мкр _Мтахч ХщРрд ХщРрд где гш — число шипов. Напряжение на разрыв __^шахЧ “ 2RKK • что нагрузка распределяется Рис. 215. Обозначение расчетных размеров резинового диска мягкого кардана где F рд bpdfapd dpd)* Подставив значения Р и FDd, получим окончательно ____МщахЧ______ гщРрд (ард dpd) Ърд 356
У отечественных мотоциклов М-63 и К-750М диск мягкого кардана сделан из резины, разрушающее напряжение на разрыв которой не менее 150 кПслг. Исходя из этого и учитывая данные по выбору запаса прочности для мягких карданов мотоциклов, можно рекомендовать 3-4-кратный запас прочности. Таким образом, допускаемое напряжение должно быть не более 50 кГ1смг. Материалы и допускаемые напряжения. Для уменьшения габа- ритных размеров и нагрузок от сил инерции карданные валы, выпол- няемые в большинстве случаев как одно целое с вилкой или вилками кардана, изготовляют из высококачественных легированных сталей. Карданные валы смягчают жесткость силовой передачи, поэтому на некоторых мотоциклах установлены карданные валы, имеющие значительные углы закручивания — до 7°. В связи с этим для кар- данных валов отечественных мотоциклов применяют стали ЗОХМА и 35ХГСА. Чтобы повысить усталостную прочность, карданные валы подвергают дробеструйной обработке. Напряжения кручения в карданных валах мотоциклов нахо- дятся в пределах 2000—3500 кПсм\ углы закручивания — 2°30'—7°. Напряжения вилки кардана не должны превышать на изгиб 3000 кГ!см2 и на кручение 2500 кПсм?. Однако на большинстве мотоциклов эти напряжения значительно ниже допускае- мых. Напряжение изгиба шипа крестовины кардана не должно превышать на из- гиб 3000 кГ!см2 и на срез 1500 кПсм\ § 100. РАСЧЕТ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ Расчет на прочность кони- ческих шестерен со спираль- ным зубом проводится по тем же формулам, что и расчет цилиндрических шестерен со спиральным зубом. Но так как у конических шестерен со ния силы и сечение зуба — переменные, то принимают, что рас- четная сила приложена в середине зуба (рис. 216), а его шаг берут также в среднем сечении зуба. Следовательно, Рис. 216. Схема конической передачи спиральным зубом радиус приложе- У^кп/пср' где Рх — сила, действующая по нормали к зубу в среднем сечении в кГ\ Ь'кп — действительная длина зуба в см; tncp — шаг по нормали в среднем сечении. 12 Иваницкий и др. 857
Но t —til - —sinfi V h' — b*" • tnrp — tn\i D((SinoKnp pK.n — cos^, P1=—а и Dcp=D0(l-^sin6j, 1 cosy^’ Dcp cp Do кпГ где tn — шаг по нормали (наибольший) в см\ Dq — диаметр делительного конуса в см\ Ькп — длина зуба по образующей делительного конуса в см\ 8кп — половина угла делительного конуса; T/f/i — Угол спирали максимальный. Тогда п 2Мтахц г 1 — 7 ъ--------\-----• D0 1—&кп cosy^ Подставляя полученные значения в первоначальную формулу, получим но а =----------Г-Ь~---------V кГ/СМ*' ВъУЬкп1п (1 —8кп\ \ ио 1 . __лтп 10 где тп — нормальный модуль в мм, a tn — в см. Тогда ___ 20^ шах Ч — / ь DoxybKnmn sin 6кп Для конических шестерен со спиральным зубом коэффициент у определяется по фиктивному числу зубьев ____ Z ф ““cos3yKn cos 6«л’ где z — число зубьев шестерни. Для расчета конических шестерен с прямым зубом использу- ются эти же формулы, но так как в этом случае угол спирали укп = 0, то cos укп = 1. При расчете было принято, что вся сила воспринимается одним зубом; если при этом разница между действительными и полученны- ми напряжениями относительно невелика для шестерен с прямым зубом, то для шестерен со спиральным зубом она достаточно велика, так как количество зубьев, находящихся в зацеплении, здесь зна- чительно больше одного. Поэтому Е. А. Чудаков рекомендует для сравнения напряжений, получаемых при расчете цилиндрических шестерен с прямым зубом и конических со спиральным зубом, умень- шать расчетные напряжения последних в 1,3—1,5 раза. 358
В выполненных конструкциях мотоциклов напряжения в-3убь»ях конических шестерен со спиральными зубьямд главной передачи не превышают 5000 кПсм2 (без учета снижения напряжений). Основные параметры конических шестерен со спиральным зубом. В главной передаче мотоцикла угол между осями валов (шестерён) равен 90°. В большинстве случаев шестерни выполняются по си- стеме Глиссон или Оргавтопрома (СССР). Углы начальных конусов определяются по формулам: ведущая шестерня tg6!=J- = ^- г2 * 1гл ИЛИ ведомая шестерня где 1гл — передаточное число одинарной главной передачи. Диаметр делительной окружности D0=msz т„ =-----— Z, COS Тип Длина образующей делительного конуса Ведущая шестерня в главных передачах большинства мотоцик- лов имеет шесть-девять зубьев. Для конических шестерен со спираль- ным зубом при числе зубьев меньше десяти применяются одновре- менно угловая и высотная коррекции1. Фирма Глиссон для передач, ведущая шестерня которых имеет г" = 8 ч- 9, берет угол зацепления а0 = 17°30', при г = = 5 4- 7 - а0 = 20°. Угол наклона спирали » 30°. Определение опорных реакций главной передачи. Схема сил, приложенных к конической шестерне со спиральным зубом, ана- логична схеме сил, приложенных к цилиндрической шестерне с косым зубом. Если направление спирали совпадает с направлением враще- ния (рис. 217, а), то силы — осевая и радиальная Ргл — опре- деляют по формулам: Q <= р (а°sin &кп — tg V cos 6 V кгл=ргл + tg sin в«« • \ Укп / 1 Более подробно см. «Детали машин». Справочник материалов по расчету и конструированию. Под ред. Н. С. Ачеркана. Изд. 2-е, М., Машгиз, 1953. 12* 359
Если направление спирали не совпадает с направлением враще- ния (рис. 217, б), то Q-гл =* Ргл + tg Укп COS 6K„ j; \ LUb хкп I n /tg an cos 6,-„ . • о \ ^л = Ргл - tg YK„ SIH бкл). Рис. 217. Схема сил, действующих на коническую шестерню со спиральным зубом, при направлениях вращения и спирали: а — одинаковых; б — различных Опорные реакции, действующие на опоры А и В вала ведущей конической шестерни (рис. 218, а), находят по формулам Ра=У(РкпЬКп)2 + (RKnbKn - QKnrKncp)2i Rb = ^ VkPM2 + <ЯКП1КП - QKnrKneP)2. акп 5) Рис. 218. Схема сил для определения опорных реакций вала ведущей кони- ческой шестерни при расположении опор: а — с одной стороны шестерни; б — о обеих сторон шестерни Если опоры вала расположены с обеих сторон ведущей шестерни (рис. 218, б), то реакции опор R а = V (RKnb)2 + (PKnbKn + QKnrKncpr; 1кп Rb — j— l/r(RKnaicn)2 4“ (Ркпакп ~ 0,кпгкпср)2,• 1кп 360
Осевая сила на опоре В равна силе QKn. Подшипники для глав- ной передачи выбирают так же, как и для коробки передач. Схема сил, действующая на вал ведомой (большой) шестерни главной передачи (рис. 219), аналогична схеме сил, действующих на вал ведущей шестерни. Разница за- ключается лишь в том, что для вала ведомой шестерни осевая сила QKnl равна радиальной силе Ркп вала ведущей ше- стерни, а радиальная сила Ркп1 равна осевой силе QKn. Рис. 219. Схема сил для определения опорных реакций вала ведомой конической шестерни Опорные реакции вычисляются по формулам: Rd = v— V (Ркпскл)2 + (Rlcn 1Скп + QKn ггкп j ср)2; •'КП 1 но так как RKnl = QKn и QKnl = RK„, то Rd =-Д- V(Ркпскп)2 + (QKncKn + RKnrKnicP)2; •'КП 1 Rc = ] (Ркп^кп)2 “Ь (RKn 1^кп ~ ОкпГкп 1ср)2- LKn 1 Подставляя вместо величин Ркп1 и QKril величины RKfl и получим: Rc=-±- VUW + (QK/ldKn - RKnrKnicP)2 1КП1 На прочность и срок службы шестерен главной передачи боль- шое влияние оказывают точность и жесткость их установки. Пере- кос вала ведущей конической шестерни со спиральным зубом может произойти, во-первых, от прогиба вала (хвостовика), и, во-вторых, от смещения шестерен вследствие недостаточной жесткости под- шипников. Для уменьшения прогиба вала ведущей шестерни один из опорных подшипников устанавливают возможно ближе к шестер- не. Наилучший результат получается при установке подшипников с обеих сторон шестерен.
Глава XX! ХОДОВАЯ ЧАСТЬ МОТОЦИКЛА § 101. РАМА Рама служит основанием мотоцикла. Она находится под воз- действием нагрузки от веса всех узлов и механизмов, расположен- ных на ней, а также нагрузки от веса водителя и пассажира. На раму, кроме того, действует усилие, возникающее при торможении, и тяговое усилие, приложенное к оси заднего колеса. Величины этих сил и места их приложения известны и влияние их нетрудно определить при расчете рамы. Но рама подвержена еще и динами- ческому воздействию сил, возникающих при переезде мотоциклом дорожных препятствий. Это воздействие как количественно, так и по времени, носит неопределенный характер и не поддается систе- матическому учету. Если еще принять во внимание, что мотоциклет- ные рамы обычно представляют собой статически неопределимые системы, становятся понятными затруднения, возникающие при их расчете. Аналитического расчета мотоциклетных рам в настоящее время нет и при проектировании каждую новую конструкцию рамы приходится проверять сравнительными стендовыми испытаниями, определяя ее усталостную прочность и напряжение в ее стержнях, а затем дорожными испытаниями — па надежность в продолжении гарантийного пробега. Для определения напряжения в стержнях рамы и получения параметров усталостной прочности рамы в лаборатории стендовых испытаний Всесоюзного научно-исследовательского института мото- циклостроения была разработана методика тензометрирования рам и изготовлен стенд для динамических испытаний их на усталостную прочность. На рис. 220 представлена кинематическая схема стенда; он со- стоит из вращающихся барабанов 1 с препятствиями 2, макета водителя 6, объекта 5 испытания и устройств 3, 4, 7 и 3, удержи- вающих мотоцикл на стенде в вертикальном положении. Размеры барабана таковы, что при числе оборотов 118—132 в минуту окруж- ная скорость рабочей поверхности равна 17—19 км!,ч. Для испы- 362
тания мотоциклов класса свыше 110 см2 на барабанах располагают по четыре препятствия, из них два прямых высотой 40 мм и два косых высотой 35 мм; для легких машин препятствия имеют высоту соответственно 20 и 35 мм. Результаты тензометрирования рам в стендовых и дорожных условиях показали, что описанный режим соответствует движению мотоцикла со скоростью 40—50 км/ч по булыжному шоссе из камней, имеющих размеры от 100 х 100 мм до 150 х 150 мм. На основании накопленных сведений об испытаниях на стенде и дороге, и сравнения их между собой получили^ оценочные вели- Рис. 220. Стенд для испытания рам на усталостную проч- ность чины конструкции рам. Так, если рама выдержит без поломок испы- тания на стенде в течение 25—50 ч (1,5—3,0 млн. циклов изменения напряжений), то в эксплуатации она будет иметь достаточную уста- лостную прочность. Различают одинарные и двойные рамы, закры- тые и открытые. Если верхний стержень и подкос, идущий от головки рамы вниз к двигателю, изготовлены каждый из одной трубы, такую раму относят к одинарным. Если у рамы оба указанных стержня или только один подкос сделаны из двух труб, несколько расходящихся в поперечной плоскости по мере удаления от головки, такую раму называют двойной. 363
Передняя часть закрытой рамы представляет собой замкнутый контур, образованный ее стержнями. У открытой рамы контурный многоугольник передней части образован, кроме стержней, еще и картером двигателя и коробки передач, который служит замыка- ющим силовым элементом рамы. Разновидностью открытой рамы является так называемая хреб- товая рама, у которой сильно развито поперечное сечение верхнего стержня, а подкос обычно отсутствует. Двигатель на такие рамы закрепляют за заднюю часть картера и головку цилиндра. Чаще всего хребтовые рамы делают сварными из листовых штамповок, об- разующих прямоугольное коробчатое сечение несущей части. Конструкция рам мотоциклов. Рама мотоцикла CZ-250 — труб- чатая, одинарная, закрытая, сварная (рис. 221). Прочность соеди- нения головки рамы 1 с трубами 4 и 10 достигается путем приме- нения двух фасонных косынок 2 и наружных разгружателей 3 и 11. Часто разгружатели устанавливают внутри труб, достигая тем са- мым лучшего внешнего вида соединения при достаточной прочности. Задняя часть рамы представляет собой пространственную ферму с кронштейнами 8 и 9 для крепления двигателя, кронштейна 6 амортизатора, кронштейна 7. На горизонтальный участок трубы 5 опирается седло. Вес рамы без подножек водителя и маятника задней подвески равен 9,25 кг. Рама мотоцикла М-72 (рис. 222) —трубчатая, двойная, закры- тая, сварная. Особенностью конструкции этой рамы является при- менение труб переменного эллиптического сечения. Преимущество трубчатых рам — их малый вес. К недостаткам относится их низкая технологичность, так как процесс сварки труб трудно механизировать. Более высокой технологичностью обладают рамы из штампованных деталей, свариваемых на роликовых и то- чечных сварочных автоматах. Кроме того, изготовление штампо- ванных деталей рамы является процессом высокопроизводитель- ным. Штампованная рама (рис. 223) мотоцикла Ямаха-125 состоит из двух (правой и левой) крупногабаритных штамповок, соединен- ных по отбортовке контактной сваркой. Сварочный узел соеди- нения головки 1 рамы с корпусом рамы 3 усилен накладками 2. Средняя часть рамы, образующая закрытый штамповками объем, используется для инструментального ящика 4 и размещения акку- муляторной батареи. Хвостовая часть рамы, переходящая в гря- зевый щиток, имеет отъемную часть 6. Внизу рамы имеется прочный кронштейн 7 с местами крепления двигателя, оси маятника, под- ножек, подставки и глушителя. Кронштейн 5 используют для креп- ления амортизатора, а кронштейн 8 — крепления двигателя за головку цилиндров. По наружной форме штампованная рама хорошо сочетается с внешними формами мотоцикла, выгодно улучшая его общий вид. 364 365
§ 102. ПЕРЕДНЯЯ ПОДВЕСКА Лист ^Змм Подвеска мотоцикла, имея своей основной функцией обеспе- чение плавности хода, кроме того, должна передавать усилия и реактивные моменты от колес к раме, обеспечивать устойчивость мотоцикла, кинематику его колес и гасить колебания подрессорен- ной части. Подвеска состоит из упругих элементов, направляющих уст- ройств и устройств, гасящих колебания. Упругие элементы восприни- мают и смягчают удары, идущие от колес при переезде неровностей на подрессоренную часть. Направляющее устройство гарантирует заданное перемещение колес относительно рамы и передает на нее тяговое усилие, силы сопротивления передвижению и тормозные усилия. Гасящее устройство сокращает время вынужденных коле- баний, превращая их в быстро затухающие колебания. Конструктивно подвеска мотоцикла разделена на две незави- симые части, обладающие одинаковым комплексом основных уст- ройств и работающие независимо одна от другой. Часть подвески, отнесенную к переднему колесу, принято называть передней под- веской, а вторую часть, отнесенную к заднему колесу, — задней подвеской. Такое Несколько условное деление оправдывается зна- чительными удобствами при рассмотрении устройства подвески и объяснения взаимодействия составляющих ее элементов. Передняя подвеска. Передние подвески мотоциклов выполняют в виде телескопических и рычажных вилок. Наибольшее распростра- нение в настоящее время получили телескопические вилки, приме- няемые на мотоциклах всех классов. Значительно менее распростра- ненные рычажные вилки устанавливают в основном на легких мото- циклах и, главным образом, на мотороллерах. На передней под- веске располагается управляемое переднее колесо, поэтому, кроме перечисленных выше функций, она является еще и составной частью рулевого управления мотоцикла. От конструкции передней подвески во многом зависит надежность рулевого управления и устойчивость мотоцикла при движении в различных дорожных условиях. Несмотря на сложность конструкции телескопических вилок, они получили широкое распространение, так как обеспечивают комфортабельность и управляемость мотоцикла. Телескопические вилки. Рассмотрим в качестве примера вилку (рис. 224) мотоцикла CZ-125, устройство которой достаточно полно характеризует современные передние вилки. Основой вилки являются два трубчатых пера 4, неподвижно закрепленных в мостиках 2 и 5, которые с помощью пустотелого стержня 20 и радиально-упорных шарикоподшипников 19 и 21 шарнирно соединены с головкой рамы. Такое устройство позволяет с помощью руля поворачивать вилку относительно рамы, изменяя направление движения мотоцикла. 367 366
На нижние части перьев надеты подвижные трубы 16, имеющие воз- можность свободно передвигаться в осевом направлении. Соединен- ные между собой осью колеса, эти трубы образуют единое целое с его ступицей, и при наезде колеса на дорожное препятствие переме- щаются вместе с ним вдоль перьев. Так выполнено и работает направ- ляющее устройство телескопичес- кой вилки. 6 Клапан 8 отд 03 Рис. 224. Телескопическая вилка мотоцикла CZ-125 368
Упругим элементом вилки служат две пружины Я, расположен- ные внутри перьев. Верхний конец каждой пружины упирается в гайку 1 пера, а нижний через стойку 18 соединен с подвижной трубой. Нагрузки, воспринимаемые осью колеса, передаются через направляющее устройство пружинам, и они сжимаются, смягчая действие нагрузок. По исчезновении нагрузки следует ход отдачи пружин, возвращающих колесо и подвижные части вилки в исход- ное положение. Дорожные препятствия весьма разнообразны как по высоте, так и по форме. Ход же вилки ограничен (140—170 мм), а ее пру- жины, рассчитанные из условий приемлемой плавности хода, не в достоянии поглотить все толчки. Поэтому возможны такие условия работы вилки, когда вилкой будет использован полный ход (при сжатии) и произойдет соприкосновение деталей, ограни- чивающих ход подвески. Чтобы получить достаточно низкую жесткость вилки, пружинам дают предварительный натяг, что приводит к усилению хода отда- чи — вилка ударяется в ограничивающие детали при отрыве колеса от дороги. Для того чтобы избежать ударов в конце хода сжатия, предусмотрен гидравлический буфер, образованный концом непод- вижной трубы 4 (рис. 224) и кольцевым пространством А под- вижной трубы, заполненным маслом; а в конце хода отдачи — пружина отдачи 13. Гашение колебаний в телескопической вилке происходит за счет гидравлических сил сопротивления. Отдельно взятого гасящего устройства, как это имеет место в амортизаторах задней подвески, в телескопической вилке нет. Здесь для масляного резервуара использован внутренний объем подвижной трубы 15. Изменение этого объема при движении колеса по неровностям дороги застав- ляет масло протекать через отверстия в стойке 18, в зазоры между клапаном 17 и его корпусом 15, через отверстия клапанной шайбы 14, из нижней части трубы вверх, в неподвижную трубу (ход сжатия) и обратно (ход отдачи). Вследствие подобранного опытным путем расположения и размеров , отверстий и действию клапана 17, сопротивление ходу сжатия получают незначительным (5—10 кГ), а сопротивление ходу отдачи достигает величины 50— 60 кГ*. В результате этих сопротивлений кинетическая энергия воз- бужденных колебаний подрессоренной массы переходит в тепловую (масло нагревается) и затем рассеивается в окружающую среду, а сами колебания затухают. Для бесперебойной длительной работы телескопической вилки важна сохранность залитого объема масла. Потери масла нарушают правильную работу вилки, в ней появляются стуки при ходе сжа- * Величины сопротивления замерены при полном ходе вилки и частоте коле- баний 115 в минуту. 809
Рис. 225. Телескопическая вил- ка мотоцикла Ямаха-125 тия и плохое гашение колебаний. От- сюда ясно значение надежной работы сальникового устройства вилки, пред- назначенного обеспечить ее герметич- ность. Это устройство состоит из двух последовательно установленных в каждую подвижную трубу резиновых сальников 12, промежуточных шайб 10 и 11, фетрового кольца 9, верхней алюминиевой шайбы 8 и стяжного хомута 7. Резиновые сальники долго и надежно сохраняют герметичность, если трубы, по которым они сколь- зят, имеют чистую и ровную поверх- ность. Неравномерный износ, задиры, коррозия этих поверхностей, а также наружная пыль и грязь могут раз- рушить маслосъемные гребешки саль- ников, и они будут пропускать масло. Для повышения износной и анти- коррозионной стойкости рабочие по- верхности перьев покрывают хромом и полируют. Чтобы предотвратить от- слаивание хромовой пленки, которая может быть причиной разрушения сальников, хромированную деталь подвергают обезводороживанию. За- щищая сальники от наружной пыли и грязи, на перья вилки устанавли- вают резиновые 6 или металлические чехлы. К основным недостаткам телеско- пических вилок конструкций, подоб- ных изображенной конструкции на рис. 224, относятся: — технологическая сложность их производства; — большие силы трения, особенно при наличии внутренних пружин. На дорожных машинах класса до 125 см3 массового производства встречаются телескопические вилки с упрощенной гасящей частью (рис. 225.) На рисунке вилка условно изображена в вертикальном поло- жении. Неподвижные трубы вилки 370
2 закреплены в верхнем 1 и нижнем 3 мостиках. С помощью жидкости здесь обеспечено надежное торможение на ходе сжатия и слабое — на ходе отдачи. Гасящее действие происходит главным образом за счет сил трения между взаимно перемещающимися поверхностями. Буфер сжатия получается путем закрытия центрального отверстия втулки 9 штырем 10, выполненным в наконечнике подвижных труб в, конусная форма которого обусловливает плавное нарастание уси- лия торможения. Буфер отдачи получается за счет уменьшения пространства А между неподвижной 9 и подвижной 7 направляю- щими втулками. Это пространство в конце хода отбоя становится замкнутым, так как отверстия В, соединяющие его с внутренней полостью вилки, перекрываются. Упругим элементом вилки слу- жит наружная пружина 4, благодаря чему вилка обладает умень- шенными силами трения (не более 15 кГ). Нёсмотря на малый ход вилки (100 мм), вес ее достигает значительной величины, равной 8,3 кг. Конструктивной особенностью вилки является резиновая деталь 5, выполняющая функцию своеобразного очистителя не- подвижной трубы от внешних пыли и грязи, предохраняя тем самым от их воздействия сальник 6. Рычажные вилки. По кинематической схеме рычажные вилки делят на: — толкающие (ось качания рычагов расположена сзади оси колеса); — тянущие (ось качания рычагов находится впереди оси ко- леса). В зависимости от конструкции качающихся рычагов вилки как толкающие, так и тянущие, разделяют на длиннорычажные и короткорычажные. К длиннорычажным вилкам относят такие, у которых длина рычагов близка к величине радиуса колеса. У этих вилок рычаги обычно соединены поперечной связью в виде общей оси, если она расположена за габаритами колеса, или в виде изогну- той трубы, когда ось качания проходит в пределах колеса. К коротко- рычажным относят вилки, рычаги которых значительно короче радиуса колеса, и поперечная связь между рычагами в большинстве случаев отсутствует. На рис. 226 изображена длиннорычажная вилка мотоцикла СХЛ-125. Два ее пера 3, изготовленные из труб переменного се- чения, соединены между собой нижним мостиком 2 при помощи сварки. К этому же мостику приварен стержень 16, на который наде- вают верхний мостик 1 при монтаже вилки на раму. К нижним концам перьев приварены скобы 15 с отверстиями для размещения в них осей 14 качающегося рычага 11, а в средней части труб прива- рены кронштейны 4 под амортизатор 8. Качающийся рычаг выполнен в виде единой изогнутой трубы, к которой приварены: кронштейн 13 крепления щитка, втулки под оси 14, и кронштейны 10 для крепления амортизаторов. Концы изогнутой трубы усилены вставками и расплющены. Отверстия 371

в расплющенной зоне служат для установки в них оси переднего колеса. Амортизаторы 8 (два на вилку) через резино-металлические шарниры 5 и 12 крепятся верхним ушком к перу вилки, а нижним — к качающемуся рычагу. Нагрузки, действующие на ось переднего колеса, воспринимаются пружинами 7 амортизаторов, а колебания гасятся его гидравлическим устройством. Одним из преимуществ длиннорычажной вилки является то, что ее амортизаторы могут быть почти полностью унифицированы с амортизаторами задней подвески. Разница будет заключаться в характеристиках упругих элементов и настройке клапанных систем гасителей. Исходя из этих обстоятельств и во избежание повторения, подробное объяс- нение устройства амортизаторов дается в следующем далее разделе о задних подвесках. Здесь же только отметим, что буфером сжатия служат три резиновых кольца 6, а буфером отдачи — возрастающее гидравлическое сопротивление в конце этого хода и резиновая шайба 9. Вилка мотоцикла СХЛ-125 обеспечивает ход колеса 150 мм, ее вес равен 10,9 кг. Ход подвески и амортизатора соответственно равны 150 и 115 мм. В качестве примера короткорычажной вилки на рис. 227 пред- ставлена вилка мотоцикла Хонда Бенлай-125. Перья 17 вилки — сварные из листовых штампованных деталей, образующих короб- чатое сечение. В верхней части перья, как и у других вилок, сое- динены между собой мостиками / и 5, с рамой — через трубчатый стержень 3 и подшипники 2 и 4. В нижней части каждого пера рас- положен короткий рычаг 15, качающийся на оси 12. Шарнир 13 служит для соединения рычага с амортизатором 16. В переднее от- верстие рычага помещают ось колеса и закрепляют стяжным вин- том 14. Гидравлические амортизаторы вилки вставлены во внутренние полости перьев и соединены с ними верхним ушком 8 через резино- металлические шарниры 7 и оси 6. Устройство амортизаторов так же, как у длиннорычажных, унифицировано с амортизаторами задней подвески и состоит из пружины 10, гидравлического гасящего устройства (см. задние подвески) и буферов сжатия 9 (резиновая деталь) и отдачи 11. § 103. ЗАДНЯЯ ПОДВЕСКА На современных мотоциклах получила наибольшее распро- странение задняя подвеска рычажного типа. Направляющим уст- ройством такой подвески служит качающаяся вилка сварной кон- струкции из трубчатых или штампованных элементов. Вилка со- единена с рамой мотоцикла через шарнир, ось которого располагают в непосредственной близости от выводного вала коробки передач. Для нормальной работы задней цепи мотоцикла необходимо, чтобы расстояние между осями выводного валика и шарнира задней вилки 373
374
не превышало 100 мм (при ходе колеса не более ПО мм). В качестве подшипников шарнира задней вилки применяют: резино-металли- ческие блоки, чаще всего подшипники сколь- жения в виде различных втулок, и подшип- ники качения. В наконечниках вилки делают продольные пазы для крепления оси колеса и упоры для натяжного устройства цепи (у мотоциклов с главной цепной передачей). Кроме того, на задней вилке имеются крон- штейны для крепления амортизаторов, места крепления защитных кожухов цепи и место посадки реактивного рычага заднего тормоза. Амортизаторы. На мотоциклах, в отличие от автомобилей, упругий элемент и гасящее устройство задней подвески объединены в об- щий конструктивный узел, который принято называть амортизатором. Отработанные в своей конструкции и многократно проверенные в работе мотоцик- летные амортизаторы имеют малый вес и удоб- но размещаются на мотоцикле. Амортизатор мотоцикла CZ-125 (рис. 228) через верхнее ушко и резино-металлический шарнир 1 при помощи пальца крепят к хво- стовой части рамы, а через нижнее ушко та- ким же способом — к задней вилке. Упругий элемент амортизатора выполнен в виде ци- линдрической пружины 4 с постоянным шагом витков. В зависимости от состояния дороги и величины нагрузки на мотоцикл предва- рительный натяг пружины можно изменять путем перемещения опорной шайбы 12 и разъемного кольца 13 из одной кольцевой канавки на корпусе амортизатора в другую. Ход сжатия амортизатора ограничивает ре- зиновый буфер 3 сжатия, а в конце хода отдачи предусмотрено увеличение силы гид- равлического сопротивления. Гидравлический амортизатор имеет кор- пус 11, используемый в качестве резервуара масла, рабочий цилиндр 10, поршень 8, шток 2 и клапаны: перепускной 7, отдачи 9, впуск- ной 14 и сжатия 15. В поршне 8 выполнены Г1 осо < о г г> Рис. 228. Амортизатор два ряда отверстии: отверстия В наруж- мотоцикла CZ-125 ного ряда и отверстия А внутреннего ряда. Отверстия В закрыты шайбой перепускного клапана 7, отвер- стия А перекрыты снизу тонкой шайбой клапана 9 отдачи. Внут- 875
ренние полости амортизатора заполняют жидкостью с малой вяз- костью — типа веретенного масла АУ или смесью 50% трансфор- маторного и 50% турбинного масел. При сжатии пружины поршень <3 со штоком 2 движется вниз. Рис. 229. Амортизатор мотоцикла Хонда Бен- лай-125 Масло из цилиндра перетекает в полость над поршнем через отверстия В, приподняв пере- пускной клапан 7. Часть жидкости, равная объему, вытесненному штоком 2, перетекает из цилиндра в полость корпуса через клапан сжатия /5, отгибая его упругие пластины. Жидкость, перетекающая при ходе сжатия из цилиндра, сжимает воздух в верхней части корпуса. При ходе отдачи поршень амортизатора движется вверх. Из верхней части рабочего цилиндра жидкость перетекает в нижнюю часть через отверстия А, открытые клапаном отдачи 9, и из полости корпуса в цилиндр через открытый впускной клапан 14. Уплотнение штока осуществлено резино- вым сальником с тремя маслосъемными гре- бешками, поджимаемого торцевой пружи- ной 6. Конструкция амортизатора (рис. 228), под- робно разобранного выше, является наиболее распространенной (особенно гидравлическая часть). Для улучшения эксплуатационных качеств подвески желательно, чтобы в кон- струкцию амортизатора были включены: пру- жина с переменным шагом, дающая прогрес- сивную упругую характеристику; пружина отбоя; устройство для изменения предвари- тельного натяга пружины. Эти устройства введены в подвеску мотоцикла Хонда Бен- лай-125 (рис. 229). Амортизатор мотоцикла Хонда Бенлай-125 имеет пружину 1 с переменным шагом, пру- жину отдачи 3, наличие которой компенсирует недостатки гидравлической системы, устрой- ство 4 для изменения предварительного натяга пружины 1, имеющее три различных положе- ния, которое применяют в зависимости ют на- грузки и состояния дороги. Следует отметить в качестве положи- тельной особенности амортизатора устройство его уплотняющего сальника 2, верхняя кромка которого направлена вверх и служит своеобразным очистителем штока от внешних пыли и грязи. Две других кромки сальника направлены вниз и счищают масло со 376
Рис. 230. Амортизатор мотороллера Т-200М 13 Иваницкий и др. 377
штока, тем самым не допуская его потерь. Остальное устройство амортизатора ясно из рис. 229. При полностью сжатом амортиза- торе поршень не доходит до конца цилиндра на 16 мм. На рис. 230 показан амортизатор мотороллера Т-200М, отли- чающийся от предыдущих амортизаторов устройством гидравли- ческой системы. Главное отличие этого амортизатора состоит в том, что у него нет отдельного масляного резервуара, а есть только рабочий цилиндр, который одновременно служит масляным резер- вуаром и корпусом всего узла. Так как монтажные элементы амор- тизатора и его пружина аналогичны описанным выше, приведем далее описание только его оригинальных устройств. Поршень / имеет два резиновых уплотнительных кольца 5 и клапанную си- стему, состоящую из пластинчатого клапана сжатия 6 с пружиной 7 и клапана отбоя 12 в виде втулки с пружиной 13 и регулировочной гайкой 11. С помощью этой гайки можно у собранного амортизатора регулировать усилие отдачи. Изменение внутреннего объема цилиндра при входе в него штока и по выходе из него компенсируется перемещением резинового поршня 3, поддерживаемого двумя пружинами 4. В процессе работы масло, снятое со штока сальником, скапли- вается в пространстве между направляющей втулкой 8 и сальни- ком 9. Для его удаления установлен шариковый клапан 10, который открывается при ходе отдачи. Общая конструкция амортизатора несколько проще конструкций амортизаторов, описанных выше, но менее надежна из-за повышенных потерь масла через сальниковые устройства и поршень 3. § 104. КОЛЕСА И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ШИНЫ Колесо. Колесо мотоцикла состоит из ступицы и обода, соеди- ненных между собой спицами, и резиновой пневматической шины. Кроме этого, в ступице колеса монтируется тормоз. Колесо мотоцикла должно отвечать следующим требованиям: — иметь возможно меньший вес при достаточной прочности и жесткости (вес колес в сборе с тормозами составляет до 25% су- хого веса мотоцикла); необходимо иметь в виду, что колеса — наи- более тяжелые неподрессоренные узлы; — обладать минимальным моментом инерции, что необходимо для улучшения приемистости мотоцикла. Колеса большего диаметра лучше «держат дорогу», в особен- ности при движении по бездорожью и мокрой дороге. Это объясня- ется тем, что колесо большего диаметра меньше погружается и за- стревает в выбоинах, чем колесо малого диаметра. У колеса мень- шего диаметра форма пятна контакта шины с дорогой приближается к окружности, а у колеса большего диаметра — к удлиненному овалу, следовательно, увеличивается площадь контакта, поэтому вероятность пробуксовки колеса снижается. Поворот руля на зна- 378
чительный угол при колесе большего диаметра будет несколько затруднен, но мотоцикл становится устойчивее и значительно меньше подвержен заносу. Торможение до юза (скольжения) получается быстрее при колесе малого диаметра. Однако колеса малого диаметра также имеют ряд преимуществ. При уменьшении диаметра колеса и одинаковой высоте мотоциклов подвески смогут иметь больший ход. При переднем колесе с меньшим диаметром можно ниже расположить грязевой щиток, что облегчает прохождение воздуха между перьями вилки, грязевым щитком и рулевой колонкой и улучшает охлаждение двигателя. При умень- шении диаметра колеса снижается вес колеса и шины, т. е. вес неподрессоренных масс и, следовательно, значительно уменьшается момент инерции колеса, что имеет большое значение, так как обес- печивается большее ускорение, повышается комфортабельность подвески и уменьшается гироскопический момент колеса. Одно- временно улучшается управляемость мотоциклом вследствие умень- шения момента инерции механизма управления относительно оси рулевой колонки. Отсюда понятна тенденция, особенно зарубежных фирм, приме- нять колеса уменьшенного диаметра, часто с ободом из легкого сплава. Колеса с ободом диаметром 16" имеют мотоциклы К-175В, Ява, Цюндапп КС Супер, Ямаха УА6, Судзуки, Хонда и др. Не- которые фирмы устанавливают колеса с ободом диаметром 18" (мотоциклы БМВ Р-69, Майко, Хонда и др.). Для наших дорог целесообразно применять колеса, имеющие обод диаметром 18—19". Обод колеса изготовляют обычно из листовой стали путем валь- цовки. Для отечественных мотоциклов размеры профиля попереч- ного сечения и диаметр обода определены ГОСТом 3188—66 в соот- ветствии со стандартными размерами шин. Для уменьшения веса и увеличения жесткости ободьев гоночных мотоциклов их изгото- вляют из дюралюминия. Жесткость обода увеличивают изменением профиля и введением на внутреннем диаметре двух кольцевых ре- бер жесткости — реборд. В последнее время на некоторых дорож- ных мотоциклах также устанавливают дюралюминиевые ободья (например, на большинстве итальянских и немецких мотоциклов БМВ и Цюндапп КС-Супер). На мотоциклах применяют исключительно колеса со спицами. Дисковые колеса не используют из-за их большого веса и отрица- тельного влияния на устойчивость и управляемость мотоцикла, особенно одиночки. Спицы ведущего колеса мотоцикла подвергаются нагрузке от крутящего момента, силы тяжести мотоцикла, приходящейся на заднее колесо, и тормозного момента. Так как спица может работать только на растяжение, то чтобы воспринимать нагрузку от силы тяжести требуется расположить спицы радиально. В то же время для передачи крутящего и тормозного моментов необходимо спицы установить во фланцах ступицы по касательной к окружности 13* 379
центров отверстий под головки спиц (тангенциальное расположение спиц). Диаметр указанной окружности зависит от конструкции ко- леса, так как довольно часто диаметры фланцев обеих сторон сту- пицы значительно отличаются один от другого, особенно на заднем колесе. Колеса легких и средних мотоциклов имеют 36 спиц, а в от- дельных случаях тяжелые мотоциклы имеют 40 спиц. Одна половина спиц передает крутящий момент, другая — тормозной момент, поэтому они направлены в разные стороны (рис. 231, а, в). Нагрузка от силы тяжести также воспринимается спицами (рис. 231, б). Спицы делятся на прямые и с загнутым концом. Спица с загну- тым концом — неравнопрочная; наиболее опасное сечение нахо- Рис. 231. Схема расположения спиц и действующих на них сил: а — от крутящего момента; б — от веса, . приходящегося на колесо; в — от тормозного момента; G — вес, приходящийся на колесо; Р — сила тяги на радиусе колеса; Рк — сила тяги на радиусе центров головок спиц; Рт — тормозная сила на радиусе колеса; Рпг — тормозная сила на радиусе цент- ров головок спиц; Ру— сила инерции мотоцикла и водителя, приходящаяся на колесо дится в месте изгиба. В ряде случаев это место дополнительно ослаб- ляется вмятинами и забоинами. Прямая спица — равнопрочная, а следовательно, и более надежная. Однако для прямых спиц форма фланцев втулки сложна, поэтому такие спицы применяют в боль- шинстве случаев на тяжелых мотоциклах, на которых при уста- новке спиц с загнутым концом или не обеспечивается надежность колеса или приходится применять спицы большого диаметра. Прямые и изогнутые спицы делают редуцированными и нере- дуцированными. Редуцированная спица на значительной длине средней части стержня выполнена меньшего диаметра. У нереду- цированной спицы сечение стержня по всей длине одинаковое. Спицы редуцируют, чтобы увеличить их долговечность при пе- ременных и ударных нагрузках. Спицы работают при значительной предварительной затяжке, и если одинакового усилия затяжки достигают за счет большей деформации спицы, то изменение рас- четной нагрузки на спицу, которая получается в результате сов- местного действия предварительной затяжки и внешней нагрузки, будет значительно меньше, чем при малой деформации спицы. 380
помощи этого же нип- Рис. 232. Шина в разрезе Редуцирование спицы позволяет получить большую деформацию ее стержня при затяжке, что увеличивает срок службы и усталости ную прочность спицы. Редуцирование спиц представляет технологические трудности; кроме того, наиболее опасным сечением изогнутой у головки спицы является место изгиба. Редуцирование спицы незначительно уве- личивает прочность этого опасного сечения, поэтому на некоторых современных отечественных и иностранных мотоциклах применяют нередуцированные спицы. Редуцирование прямых спиц дает значи- тельно больший эффект, чем редуцирование спиц с загнутым концом. На одном из концов спицы имеется резьба, на которую наверты- вают ниппель. Спицу крепят к ободу при пеля, вставленного в отверстие обода и опирающегося своей головкой на выдавлен- ную в ободе лунку. В зависимости от веса мотоцикла и ра- бочего объема двигателя колеса мотоцикла имеют стержни спиц разного диаметра (3— 4,5 мм). Угол загиба конца спиц равен 15—90°. Однако у большинства спиц этот угол равен 70—90°. Спицы отечественных мотоциклов изго- товляют по ГОСТу 3228-68 из специальной стальной проволоки с временным сопро- тивлением разрыву 100—120 кПсм2 (ГОСТ 3110—46). Пневматические шины. Шину монти- руют на ободе колеса мотоцикла. Шина предназначена для смягчения и частичного поглощения толчков, которым подвергается мотоцикла, для обеспечения надежного сцепления ведущего и управ- ляемого колес с дорогой. Кроме этого, пневматические резиновые шины обеспечивают бесшумность движения мотоцикла. Шина со- стоит из покрышки, камеры и ободной ленты. Эластичность пневматических шин обуславливается наличием сжатого воздуха, заключенного в герметической резиновой камере, и зависит от его давления и поперечного сечения шины. На совре- менных мотоциклах применяют шины низкого давления, в которых давление воздуха не превышает 2,5 кПсм2. Пневматические шины для отечественных дорожных мотоциклов выпускают по ГОСТу 5652-62. На мотоциклах применяют прямобортные покрышки. Они со- стоят из протектора, каркаса и подушечного слоя (рис. 232). Протектор / — наружный резиновый слой, часть которого со- прикасается с дорогой и подвержена наибольшему износу. Каркас 3, состоящий из нескольких слоев прорезиненной ткани, несет основную нагрузку и придает покрышке прочность и жест- колесо при движении 381
кость. Каждый слой каркаса отделен от другого резиновой прослой- кой, создающей между ними упругую связь. Для каркаса исполь- зуют хлопчатобумажную или капроновую ткань. Каркас оканчи- вается плотными и расширяющимися кромками, называемыми бор- тами 5, Для увеличения прочности и жесткости в нем установлено кольцо 6, изготовленное из многожильного стального троса. Бор- а) Рис. 233. Протектор шин мотоцикла: а — переднего колеса гоночного мотоцикла; б — заднего колеса гоночного мотоцикла; в — кроссового мотоцикла; г — дорожного мотоцикла тами покрышка крепится на ободе 7 колеса. Внутри покрышки мон- тируется камера 4, имеющая вентиль 9. Во впадине обода помеща- ется ободная лента 8. Подушечный слой 2 (промежуточный) поме- щен между протектором и каркасом. Для улучшения сцепления колеса с дорогой на протекторе делают выступы и канавки, расположенные под разными углами к оси покрышки. Так образуется рисунок протектора. В ряде слу- чаев на спортивных мотоциклах применяют шины, рисунок про- тектора которых совершенно отличается от рисунка протектора шин дорожных мотоциклов. У современных гоночных мотоциклов рисунок протекторов шин переднего и заднего колес неодинаков (рис. 233). $ 105. ТОРМОЗА Простой двухколодочный тормоз. Простой двухколодочный сим- метричный тормоз с одним нерегулируемым упором (осью) тормозных колодок является наиболее распространенным. В качестве примера рассмотрим конструкцию заднего тормоза японского мотоцикла Ямаха-125 (рис. 234). В крышку тормоза /, отлитую из алюминие- вого сплава, залит упор (ось) 2 тормозных колодок. Тормозные колодки 3 с наклеенными накладками из фрикционного материала стягиваются пружинами 4. Между концами тормозных колодок помещается кулачок 5, шип которого вставлен в отверстие крышки тормоза. Крышка тормоза при помощи резьбового пальца 7 кре- пится к реактивной тяге, закрепленной другим концом на трубе задней вилки, вследствие чего крышка тормоза с колодками не может провернуться. Колодки установлены в тормозном барабане 382
с некоторым зазором. На конце шипа кулачка при помощи шлицевого соединения и гайки закреплен рычаг 6. При повороте рычага кулачок поворачивается и разжимает колодки, заставляя их прижиматься к внутренней поверхности тормозного барабана. Между накладками колодок и тормозным ба- рабаном, жестко связанным с колесом, возникает сила трения, вследствие чего мотоцикл снижает скорость движения или оста- навливается. Под действием силы трения одна из колодок прижи- мается к тормозному барабану, а другая отходит. Таким образом, Рис. 234. Задний тормоз мотоцикла Ямаха-125 у двухколодочного симметричного тормоза силы, прижимающие обе колодки к тормозному барабану, не равны между собой; сле- довательно, неодинаков износ накладок обеих колодок; Недостаток тормоза, имеющего нерегулируемый упор (упоры), — невозможность отрегулировать по мере износа накладок одинако- вый зазор по всей длине накладки между ней и тормозным бараба- ном. У этих тормозов зазор регулируют, укорачивая трос или тор- мозную тягу. При этом вследствие поворота кулачка поворачивается и колодка вокруг своей оси (упора), и зазор между накладкой и барабаном уменьшается неравномерно, что, в свою очередь, не обеспечивает прилегания накладки к барабану по всей ее поверх- ности. Для устранения этого недостатка на некоторых мотоциклах применяют двух колодочные тормоза с регулируемым упором ко- лодок. В качестве примера приведем тормоз переднего колеса оте- 383
чественного мотоцикла К-750М (рис. 235). При такой конструкции тормоза можно отрегулировать равномерный зазор по всей длине накладки, а следовательно, и добиться ее равномерного износа. Указанный зазор на одном конце колодок 2 (около кулачка) регулируют так же, как и при нерегулируемом упоре, поворачивая кулачок 1. По мере износа накладок 4 зазор с другого конца ко- лодки регулируют упором 3. При такой регулировке накладка из- нашивается равномерно почти по всей длине, но различного износа Рис. 235. Передний тормоз мотоцикла К-750М обеих накладок устранить не удается (удельное давление на каждой накладке различное). Двойной двусторонний колодочный тормоз. При применении на переднем колесе одного одностороннего тормоза его реакция вос- принимается только одним пером вилки, снабженным реактивным упором, удерживающим тормозной диск от проворачивания. По- этому при торможении создается несимметричный реактивный мо- мент (до 3000 кГ-см), вызывающий деформацию передней вилки и ухудшающий управляемость и устойчивость мотоцикла-одиночки при торможении, что особенно ощутимо на гоночных и скоростных тяжелых дорожных мотоциклах. Для предотвращения этого на передних колесах ряда гоночных мотоциклов устанавливают два тормоза, по одному с каждой стороны, благодаря чему при равных тормозных моментах каждого тормоза оба пера передней вилки будут воспринимать равные реактивные моменты. 884
В отдельных случаях двусторонние тормоза переднего колеса применяют и на скоростных дорожных тяжелых мотоциклах (Ройал- Энфильд-Матеор). Двойной двусторонний тормоз установлен на переднем колесе отечественных гоночных мотоциклов С-364 и С-565, Оба тормоза переднего колеса этих мотоциклов — двухколодочные,, двухкулачковые с самозатормаживанием. Управление тормозами переднего колеса осуществляется одним рычагом, расположенным на руле, при помощи двойной системы тросов с гибкой оболочкой. При накладках с коэффициентом трения р > 0,6 наблюдаются случаи заклинивания тормоза, поэтому желательно применять накладки с коэффициентом трения р = 0,4 ч- 0,55. Эксплуатация двухкулачковых тормозов на гоночных мотоциклах, предназначен- ных для шоссейно-кольцевых соревнований, показывает высокую эффективность и надежность их в работе. Кроме того, при исполь- зовании тормозов такого типа водитель меньше утомляется. Двух- кулачковый двухколодочный тормоз с самоторможением на 25% эф- фективнее однокулачкового тормоза таких же размеров. Ухудшение эффективности действия колодочных тормозов»; При многократном торможении с малыми интервалами между торможе- ниями температура тормозов возрастает до определенной стабиль- ной температуры (300—380° С). При перегреве тормозов значительно снижается эффективность торможения: уменьшается замедление и увеличивается тормозной путь. По данным фирмы Юрид (ФРГ) при торможении мотоцикла со скорости 120 км/ч замедление при первом торможении равно 4,25 м/сек\ а максимальная температура тормозного барабана не превышает 140° С. При многократном торможении с интервалом в 1 мин температура тормоза стабилизируется после 18—20 тор- можений и достигает 350° С. При увеличении температуры тормоза снижается замедление. После достижения тормозом стабильной температуры замедление, создаваемое тормозом, также стабили- зируется и равняется 2,9 м/сек2. Таким образом, эффективность тормоза (уменьшение замедления) падает до 30%. Снижение эффективности торможения при перегреве свойственно всем конструкциям тормозов при любых применяемых материалах накладок. Однако чем лучше организован отвод тепла от места кон- такта накладок и тормозного барабана, тем меньше потеря эффек- тивности торможения. При торможении вследствие трения накладок о рабочую поверхность барабана выделяется большое количество тепла. Ввиду этого мгновенные температуры на поверхностях тре- ния накладок и барабана достигают 700—800° С и на поверхности накладок происходит испарение компонентов связывающего ма- териала накладки; результатом этого является образование пленки, которая находится частично в жидком и газообразном состоянии и действует как смазка, что снижает эффективность торможе- ния. 885
Для борьбы с этим явлением необходимы подбор материалов накладки и усиление теплоотвода от поверхностей трения. В кон- струкции тормоза должен быть предусмотрен хороший теплоотвод, что достигается применением тормозных барабанов из легких спла- вов, их оребрением и охлаждением внутреннего пространства тор- моза воздухом, нагнетаемым скоростным напором или специальным вентилятором. При перегреве тормозов происходит усиление износа накладок и рабочей поверхности барабана. При наклепанных на- кладках их износ по толщине лимитируется касанием головок заклепок о рабочую поверхность барабана, после чего необходима замена накладок. Наклеенные накладки работают до почти полного износа накладки по толщине. В отечественном мотоциклостроении последнее время применяются не наклеенные, а приформованные к тормозным колодкам в горячем состоянии накладки. Метод при- формовывания накладок экономически более выгоден. § 106. ПРИВОД ТОРМОЗОВ Привод тормозов служит для приведения в действие с места водителя тормозов колес мотоцикла. Механический привод тормозов. Механический привод тормозов применяют на большинстве современных мотоциклов, причем у тормозов переднего и заднего колес — независимые приводы. Как было отмечено выше, тормозом переднего колеса управляют вручную рычагом, а задним — ножной педалью. К тормозу переднего колеса для приведения тормоза в действие усилие от рычага передают гибким тросом. От педали на рычаг (или рычаги при двухкулачковом тормозе) тормоза заднего колеса усилие передается двумя способами — тя- гой или тросом. Тяга по сравнению с тросом обладает большей жесткостью, а также надежностью привода, так как не имеет мест пайки. Если установлена подвеска заднего колеса с качающейся вилкой, то для того чтобы избежать притормаживания тормоза при работе подвески, точка крепления тормозной тяги к педали должна быть расположена на оси шарнира задней вилки или очень близко от нее. При свечной подвеске заднего колеса расстояние между концом рычага его тормоза и ушком педали во время работы подвески не остается постоянным при любом расположении оси педали. Однако при относительно малом ходе свечной подвески компенсировать это изменение можно за счет свободного хода тормозной педали. Когда тормоз заднего колеса и педаль расположены с разных сторон мотоцикла, привод с помощью тяги более сложен из-за нали- чия промежуточного валика. Также не всегда можно выполнить при- вод тягой, если установлен двухкулачковый тормоз заднего колеса. В связи с изложенным на ряде мотоциклов привод тормоза заднего колеса осуществляют посредством троса. 366
Сила, передаваемая тросом привода тормоза заднего колеса, достигает 300 кГ, поэтому трос применяют увеличенного диаметра (3—4 мм) и с усиленной оболочкой; сопротивление такого троса разрыву равно 150 кПмм\ следовательно, он может выдержать нагрузку в пределах 900—1500 кГ. Наиболее ненадежной частью привода, осуществляемого тро- сом, является место присоединения к нему наконечников, которые припаивают оловянным припоем. Пайка медью нежелательна из-за того, что трос сплетен из нагартоваиной проволоки, а в процессе пайки медью жилы отжигаются; в результате значительно снижается Рис. 236. Схема гидравлического привода тормозов заднего колеса и колеса коляски мотоцикла БМВ Р-75 сопротивление разрыву. Поэтому наконечники паяют оловянным припоем, но площадь пайки значительно увеличивают, удлиняя наконечники. Гидравлический привод тормозов. Гидравлический привод тор- мозов применяют, если в колесе коляски установлен тормоз. Только гидравлический привод гарантирует плавную передачу усилий и их равномерное распределение между тормозами. Кроме того, гидрав- лический привод облегчает регулировку обоих тормозов. Схема гидравлического привода тормозов колес заднего и ко- ляски мотоцикла БМВ Р-75 изображена на рис. 236. Привод со- стоит из следующих основных частей: главного тормозного цилиндра /, тормозных цилиндров 4, системы 3 трубопроводов и шлангов, соединяющих их, и тройника 2 с автоматическими клапанами. Принцип работы гидравлического привода заключается в сле- дующем: при нажатии на педаль поршень главного цилиндра на- 387
гнетает жидкость в тормозные цилиндры колес, расположенные между тормозными колодками. Под давлением жидкости поршни раздвигают колодки и прижимают их к тормозным барабанам. Когда водитель перестает нажимать на педаль, давление в системе падает, поршни цилиндров колес и главного цилиндра под дейст- вием пружин возвращаются в исходное положение, а жидкость из Рис. 237. Тройник с автома- тическими клапанами мото- цикла БМВ Р-75 цилиндров колес поступает обратно в главный цилиндр. Главный тормозной цилиндр и ко- лесные цилиндры мотоцикла БМВ Р-75 полностью аналогичны автомобильным, а поэтому не нуждаются в описании. Принципиальным отличием системы гид- равлического привода мотоцикла БМВ Р-75 является применение в системе тройника. Тройник необходим для того, чтобы при отсоединении коляски, а следова- тельно, и разъединении трубопроводов, предотвратить вытекание жидкости из тормозной системы. В корпусе 1 (рис. 237) тройника уста- новлен тарельчатый клапан 2 с пружи- ной 5, стремящейся прижать его к сед- лу, выполненному в корпусе тройника. Аналогичный клапан 3 установлен в шту- цере 4 магистрали, идущей к тормозу колеса коляски. Когда под- соединяют эту магистраль к тройнику, оба клапана, открываясь, сжимают пружины. При отсоединении магистрали, идущей к тор- мозу колеса коляски, пружины закрывают оба клапана. Тем самым предотвращается вытекание жидкости из тормозной системы мото- цикла и тормозного цилиндра колеса коляски. Таким образом, наличие двух автоматических клапанов дает возможность пользоваться гидравлическим приводом тормоза зад- него колеса при эксплуатации мотоцикла без коляски. § 107. РАСЧЕТ ТОРМОЗОВ В главе «Тяговые качества мотоцикла» рассмотрены силы, под действием которых может уменьшаться скорость движения мото- цикла. Силы сопротивления воздуха и сопротивления качению сравнительно невелики, и торможение мотоцикла на практике происходит почти исключительно под действием тормозной си- лы Рт. Величина тормозной силы зависит от силы, с которой колодки прижимаются к внутренней поверхности барабана. Однако ве- личина силы Рт ограничивается возможностью проскальзывания 388
заторможенного колеса по дороге. Максимальное значение тормоз* ной силы равно силе сцепления между колесом и дорогой: Рт max — /HTGa(p, где Ga — вес, приходящийся на колесо; т/ — коэффициент, учитывающий перераспределение веса по колесам мотоцикла при торможении; Ф — коэффициент сцепления между колесом и дорогой. При расчете тормозов мотоцикла принимают ф = 0,7. Для возникновения тормозной силы необходимо, чтобы между колодками и тормозным барабаном был момент трения Л4Т — Р тг к. Определение зависимости между силой, приложенной к тормоз- ной педали или тормозному рычагу, и моментом М-г трения при усло- вии, что расстояние, на которое перемещается педаль или рычаг, не превышает заданной величи- ны, удобной для водителя, и является задачей расчета тормо- зов. Кроме того, расчет тормозов мотоцикла включает определе- ние напряжения в деталях тор- моза и расчет на износ накла- док тормозных колодок. Расчет двухколодочного тор- моза. На рис. 238 показана схема двухколодочного тормоза, тормозные колодки 3 которого имеют неподвижную опору 1. Ось кулачка и ось неподвиж- Рис. 238. Схема двух колодочного тор- моза ной опоры, вокруг которой поворачиваются колодки, находятся от центра барабана на расстояниях а и с. При повороте кулачка колодки прижимаются к барабану тру- щимися поверхностями под действием силы Рг и Р2, которые воз- никают между кулачком и колодками. При упрощенном расчете тормозов учитывают действие следу- ющих сил: Рг и Р2, реакции и U2 опоры колодок, реакции Yx и У2 тормозного барабана. Реакции Y} и У2 вызывают возникновение сил трения Хг и Х2, которые могут быть определены из формулы где ц — коэффициент трения между накладкой тормозной колодки и барабаном; ц = 0,25 -ь 0,5 для различных материалов накладок и барабанов. 389
Момент трения левой колодки находят из условия равновесия колодки относительно оси тормозного барабана: MT1 = X1R = Uic- Рга. Уравнение проекций всех сил, действующих на одну колодку, на горизонтальную ось У1=Р1 + [/1. Умножая обе части уравнения на ц, получим У1И==(Р]+(/1)|х = Х1. Решая совместно уравнения МТ1 и получим выражение для момента трения левой колодки мт1=х^=^Р1^(^+с). Т1 1 С — Яц Также получим выражение для момента трения правой колодки МТ2 = Х2Я (a + g) g + fyi Полный момент трения тормоза равен сумме моментов трения обеих колодок: = Л4 т 1Л4Т 2. Однако для определения момента Мт необходимо знать соот- ношение между силами Рг и Р2. Примем, что удельные давления на правую и левую колодки равны. Это справедливо только в том случае, когда Yx = /2; при этом также равны.между собой силы и X2t и моменты МТ1 и МТ2. Из этого следует, что МТ = 2МТ1 = 2МТ2 и Рх с— Как видно из схем (рис. 238), сила трения Хг уменьшает силу Р19 действующую на кулачок, а сила Х2 увеличивает силу Р2, Рис. 239. Схема сил, действующих на кулачок На рис. 239 изображен кулачок и действующие на него силы. Если обозначить расстояние между силами через dt то приводной 390
момент, т. е. момент, который необходимо приложить к тормозному кулачку, ^ = (^ + />2)4. Выразив Р2 через Ръ P2 = P1£±^, 2 1 с — ’ и подставив Р2 в формулу Md, получим . л n 2с d Md = Pi-----5“ • -о . а 1 с — R[i 2 Имея в виду, что MT=2MT1 = 2P1Ril%.+cl 1 11 c—R[i окончательно получим Так как при выводе формул не принималось во внимание, что нагрузка равномерно распределена по длине фрикционных накла- док, то при расчете получается небольшая ошибка, в среднем не более 10—12%. Иногда применяют тормоза с двумя кулачками, самостоятельно действующими на каждую колодку. В этом случае обе колодки на- ходятся в одинаковых условиях и тормозной момент М? = 2МТ1. Если кулачки одинакового профиля, то на каждую из колодок действуют равные силы Р'. Моменты для привода в действие каждого кулачка Суммарный момент для привода в действие двух кулачков М'а = М'а1 + М'а2 = Р'(1, отсюда г ~~ d • Подставляя полученное значение для Р' в выражение для М'т, получим АГ ПЛ4 2P'Rp(a + c) 2MdR[i(a-’rc) Л1 = 2 М т л =----5-----= —гт---нт—. т TL c—R-p d(c — R[i) Сравнивая моменты трения простого колодочного тормоза Мти двухкулачкового М'т при условии, что они имеют одинаковые 391
геометрические размеры и что моменты Md и Md равны (водитель затрачивает одинаковое усилие), получим М'т M'd с 1 мт Md' c — R\x с Таким образом, двухколодочный тормоз с отдельным приводом колодок развивает больший тормозной момент, чем одинаковый с ним по размерам простой двухколодочный тормоз, при одина- п ковых силах и перемещениях педали или рычага. Принимая £ = -у, а р, = 0,3, получим Поэтому в настоящее время большое распространение получают двухкулачковые тормоза с отдельным приводом колодок, дающие возможность затрачивать меньшую силу во время торможения. Это особенно важно для тормоза переднего колеса, размеры и ход рычага которого весьма ограничены. Расчет накладок на износ. Величинами, определяющими износ накладок тормозных колодок, являются удельное давление между накладками и барабаном и удельная работа трения, представля- ющая собой работу, затраченную на торможение мотоцикла, отне- сенную к единице площади накладок. Сила, с которой колодка прижимается к барабану, отнесенная к единице площади накладки, называется удельным давлением. Удельное давление неодинаково по всей длине накладки. Рас- пределение удельного давления зависит от жесткости конструкции колодок и барабана, а также от способа крепления колодки к не- подвижной опоре. Характер распределения удельного давления определяет ве- личину износа накладок тормозных колодок по длине, так как там, где выше удельное давление, больше и износ. При расчете тормозов принято определять удельное давление накладок, предполагая, что накладка колодки равномерно по всей длине прижимается к барабану, т. е. У Р=Т- Суммарная площадь накладок тормозных колодок одного тормоза см*, 1Ом где р0 — угол обхвата накладной тормозной колодки; b — ширина накладки. Так как сила y м Y = ~ = кГ, р. R[i 392
то окончательно получим формулу для определения удельного давления /И 180° „ о Р=О / D2Q-- КГ/СМ*. г 2|л6/?2рол Давление определяют, предполагая, что действует максимальный тормозной момент MTniax = m<pGarK. При этом <p/nGa/\.180° г. 9 Р~2^оП КГ/СМ- Чтобы тормоза работали надежно, удельное давление, вычис- ленное по этой формуле, не должно превышать 15 кПсм*. Для тормозов мотоциклов рекомендуются удельные давления 10— 12 кПсм*. Исходя из этого значения р и следует при проектиро- вании тормоза определить ширину b тормозной колодки. Удельную работу АТр трения определяют по формуле Лгр= кГ-м/см\ где G — сила тяжести мотоцикла с нагрузкой в кГ\ Ушах — максимальная скорость движения мотоцикла в км!ч\ F — суммарная площадь накладок тормозных колодок од- ного тормоза. Считается допустимым, когда работа трения Атр = 40 ч- — 150 кГ-м!см2. Низшие значения относятся к дорожным, а выс- шие — к гоночнььм мотоциклам. Определение передаточных отношений в тормозном приводе* Ранее была получена зависимость сил Рх и Р2 от тормозного момента Мт и определен приводной момент Mdt приложенный к кулачку. К педали приложен момент Мп = Рпту где Рп — сила, с которой водитель нажимает на педаль; т — рабочая длина педали. Как следует из схемы (рис. 239), Мп__Ма п h ИЛИ Рп _ dn . Pi + Рз 2hm Отношение силы нажатия на педаль к суммарной силе, дей- ствующей от кулачка на колодки, называют силовым передато- чным отношением. Передаточное отношение определяют для всего 893
привода, как произведение передаточных отношений отдельных звеньев привода: . __d п____. . lP~2h ' d где td = ^— передаточное отношение кулачка; п in =----передаточное отношение педали. Таким образом, чтобы получить наибольший тормозной момент при наименьшей силе нажатия на педаль, силовое передаточное отношение должно быть по возможности меньше. Соприкоснове- Рис. 240. Схема для определения величины перемещения колодок ние накладок тормозных колодок с барабаном начинается не сразу после нажатия на педаль или ры- чаг, а лишь после того, как будет устранен зазор в шарнирах при- вода, и колодки переместятся на величину зазора, предусмотренную конструкцией тормоза. Перемещение х колодок из сво- бодного положения до соприкос- новения накладок с тормозным барабаном (рис. 240) может быть определено по формуле (W) (а + с) с где б — радиальный зазор между накладками тормозных колодок и барабаном при свободном положении педали в мм\ к — допустимая в эксплуатации величина износа фрикционной накладки; обычно X = 0,5 ч- 1 мм. Величину х в зависимости от перемещения I педали определяют, пользуясь схемой (см. также рис. 267 и 268): . п_2h х ni~~d ‘ ~2 или X 2___п d___. Т~ 1R ’ Отношение перемещения тормозных колодок к перемещению педали называется кинематическим передаточным отношением тор- мозного привода. Исходя из условия перемещения колодок, ра- венство ip = iK желательно получить при наименьшем перемещении педали, так как при этом тормоза быстрее вступают в работу. Это противоречит условию, поставленному при выборе силового передаточного отношения. 394
При выборе передаточного отношения тормозного привода счи- тают, что ход педали тормоза заднего колеса должен быть не более 75 мм, а необходимая сила Рп не превышала 30—50 кЛ При максимальном перемещении тормозная педаль не должна уменьшать дорожный просвет. При передаче значительных сил детали тормозного привода могут несколько деформироваться, поэтому расчетную величину максимального перемещения педали надо несколько увеличивать. Как уже было сказано, часть перемещения педали уходит на устранение зазоров в сочленениях привода. Действительная величина перемещения педали L = (1,35 ч- ч- 1,5) I. Необходимо помнить, что плечо d приложения сил Рг и Р2 изменяется в зависимости от угла поворота кулачка. Выгодно иметь такой профиль кулачка, при котором плечо d уменьшается по мере устранения зазора между колодками и барабаном, что может спо- собствовать уменьшению перемещения педали или силы водителя, приложенной к ней. Это относится также и к приводу тормоза переднего колеса, рычаг управления которым находится на руле. При определении передаточного отношения привода тормоза переднего колеса следует иметь в виду, что максимальное допусти- мое перемещение Lp рабочей части рычага не превышает 65 мм, а сила должна быть не более 20 кГ. В случае установки двух колодочного тормоза с отдельными ку- лачками, для каждой колодки желательно, чтобы силы Рг и Р2, действующие от кулачков на колодки, были равны между собой. Этому условию удовлетворяет конструкция, при которой оболочка троса упирается в рычаг верхнего кулачка, а трос связан с нижним рычагом. В этом случае перемещение ручного рычага / = 2 — = — 2^ rv т. е. передаточное число должно быть в 2 раза больше, чем у прос- того двухколодочного тормоза. Обычно это достигается путем при- менения рычагов кулачка меньшей длины. § 108. СЕДЛА Установившаяся конструкция мотоциклетного седла дорожных машин представляет собой двухместную подушку с пружинным или резиновым упругим элементом. При полной загрузке такого седла передняя часть упругого устройства (под водителем) испы- тывает дополнительную нагрузку от веса пассажира. То же проис- ходит с задней частью упругого элемента (под пассажиром) под влиянием веса водителя. Описанное явление изменяет посадку водителя, делая ее иногда неудобной. Другим, не менее важным 395
отрицательным свойством двойных седел, является их не всегда достаточная боко- вая устойчивость. На рис. 241 представлено пружинное седло мотоцикла MZ-125, не имеющее указан- ных недостатков. На сварном каркасе 12 расположены две автономные упругие системы, состоящие из вильчатых ры- чагов 6 и 10, качающихся в шарнирах 8 и 11, и пружин 7 и 5 конусной формы с про- грессивной упругой характе- ристикой. Шарниры, допус- кая колебания пассажира и водителя в продольной плос- кости, ограничивают их пе- ремещение в боковом направ- лении. Верхняя часть седла со- стоит из нескольких слоев, каждый из которых имеет свое назначение. Опорную по- верхность седла создают про- дольные пружины 9 малого диаметра, легко прогибаю- щиеся под нагрузкой до упо- ра в основные упругие систе- мы. Эти пружины покрывает резиновый лист 1 толщиной 4—5 мм, выполняющий функ- цию гасителя колебаний. Да- лее идет разделительный слой 2 из текстильного материала, на который помещают тол- стую накладку 3 из микропо- ристой резины, обеспечивая этим равномерное распреде- ление давления на опорную поверхность человека со сто- роны седла. Всю верхнюю и боковые стороны седла закры- вает покрышка 4, сшитая по форме седла из полимерного материала, обладающего мас- 396
Рис. 242. Седло мотоцикла К-175С 397
ло-бензостойкостью и водонепроницаемостью. Цвет покрышки седла подбирают в необходимом сочетании с цветом окраски всей машины. Из приведенного описания устройства пружинного седла можно заметить его довольно сложное устройство. Значительно более простой является конструкция седла с резиновым упругим элементом (рис. 242). На штампованном из листовой стали каркасе 1 располо- жена упругая подушка 2 из резинового материала «Ревертекс» или «Латекс», отформованная с выемками различной конфигурации, с помощью которых получают необходимое распределение веса человека по седлу и создают боковую жесткость седла. Сверх подуш- ки натягивают покрышку 3 седла и закрепляют на каркасе, создавая предварительное натяжение резинового материала. § 109. ОРГАНЫ УПРАВЛЕНИЯ Органами управления мотоцикла называют устройства, с по- мощью которых водитель воздействует на работу основных меха- низмов и агрегатов мотоцикла. Расположение органов управления на отечественных мотоциклах регламентировано ГОСТом 3185—65. Кроме расположения в ГОСТе предусмотрены правила пользования органами управления, изло- женные ниже. Органы управления Правила пользования Рычажок опережения зажига- ния Рычаг выключения сцепления Рычаг декомпрессора Вращающаяся рукоятка пере- ключения передач Кнопка сигнала Переключатель света Педаль переключения передач Педаль пуска двигателя Педаль заднего тормоза Рычажок воздушного коррек- тора карбюратора Переключатель световых сиг- налов поворота Вращающаяся рукоятка дрос- селя карбюратора Рычаг переднего тормоза При увеличении угла опережения за- жигания — поворачивать от себя При выключении сцепления — прижи- мать к рукоятке руля При открывании декомпрессора — при- жимать к рукоятке руля При переключении на низшую передачу вращать на себя, при переключении на высшую — от себя При переключении света — поворачи- вать сверху вниз и обратно При включении 1-й передачи переднее плечо рычага опускать, при переключении на все последующие — поднимать При пуске двигателя — вращать вниз или в сторону и вниз При торможении — нажать носком ноги вниз При открывании воздушного корректо- ра карбюратора — повернуть на себя При включении правого или левого светового сигнала поворота — поворачи- вать соответственно вправо или влево При открывании дроссельной заслонки карбюратора — вращать на себя При торможении — прижимать к ру- коятке руля 398
Так как устройство органов управления коробкой передач и задним тормозом рассмотрено вместе с агрегатами, которыми они управляют, то здесь остается рассмотреть только те устройства, которые расположены на руле (за исключением органов управления электрооборудованием). Руль изготовляют из стальной или дюралюминиевой трубы и жестко соединяют с передней вилкой. На зарубежных мотоциклах и на мотороллерах (чаще) встречаются рули, штампованные из листовой стали. Форма руля и его расположение определяются требованиями комфортабельности, выраженными в определенной ширине руля и расстоянии от рукояток до седла водителя. Особенность органов управления, расположенных на руле, заключается в том, что при повороте руля изменяются расстояния между агрегатами и их органами управления. Чтобы исключить влияние этих изменений, на мотоцикле для передачи управляющего движения применяют трос в гибкой оболочке. Трос состоит из нескольких жил калиброванной стальной проволоки. На концы троса напаивают мягким припоем специальные наконечники различной формы. Оболочку троса плотно навивают из стальной пружинной проволоки и, чтобы предотвратить корро- зию и попадание пыли, оболочку троса снаружи покрывают пласт- массовым чехлом. Чтобы избежать смятия навивки концов оболочки, на них надевают металлические наконечники. Для смазки троса в его оболочку монтируют масленку. В большинстве случаев оболочка троса обоими концами упира- ется в упоры, и трос передвигается в неподвижной оболочке. Для регулировки натяжения троса один из упоров оболочки делают неподвижным, а другой — регулируемым. Применяют и обратную схему, когда трос неподвижен, а обо- лочка — подвижная. Трос передает усилие только в одном направлении (работает только на растяжение) и возвращается в исходное положение пру- жиной. В зависимости от передаваемого усилия на отечественных мото- циклах применяют тросы двух диаметров: 1,55 и 2,16 мм. Тросы диаметром 1,55 мм с оболочкой применяют для управления дрос- сельным золотником, опережением зажигания, воздушным коррек- тором и декомпрессором. Трос диаметром 2,16 мм применяют для управления тормозом переднего колеса и сцеплением. Вращающиеся рукоятки делятся на ползунковые, катушечные и цепные катушечные. Преимуществами ползунковых рукояток (рис. 243, а) явля- ются: — обеспечение надежности троса, так как его конец движется в рукоятке прямолинейно; 399
— возможность управления при помощи рукоятки одновременно дроссельными золотниками двух карбюраторов, не применяя пе- реходника. Недостатком таких рукояток является большой ход, что застав- ляет отказываться от применения их на спортивных мотоциклах. Катушечные рукоятки применяют на дорожных и спортивных мотоциклах. Диаметр катушки, на которую наматывается трос, у дорожных мотоциклов меньше, чем у спортивных. Поэтому ход рукоятки (угол поворота) делают для дорожных мотоциклов больше. Рис. 243. Вращающаяся рукоятка управления дроссельным золотником кар’ бюратора: а — ползунковая; б — катушечная; 1 — труба руля; 2 — трос; 3 — упорное кольцо; 4 — корпус; 5 — ползун; 6 — наконечник со спиральным пазом ползуна; 7 — рези- новая рукоятка; 8 — трубка руля; 9 — корпус; 10 — фиксаторы; И — катушка в сборе с трубкой; 12 — резиновая рукоятка; 13 — грибок; 14 — ползун; 15 — цепь Недостаток этих рукояток — более быстрый выход из строя троса, так как, кроме растяжения, трос постоянно перегибается, наматы- ваясь на катушку. Чтобы устранить недостаток катушечных рукояток, были изго- товлены цепные катушечные рукоятки, на катушки которых нама- тывается не трос, а цепь. Конец троса вмонтирован в ползуне и со- вершает только прямолинейное движение. Рукоятка такого типа может быть как однотросовой, так и двухтросовой (рис. 243, б). 400
Тормозом переднего колеса и сцеплением управляют рычагами, расположенными на руле. Рычаги разделяются на два типа: рас- положенные концами наружу и внутрь. Способ крепления рычага на руле зависит от типа рычага. Рычаг 5 (рис. 244, а) — первого типа, входит в паз кронштейна 3 и сое- диняется с ним винтом 4, который является осью вращения рычага. Упор оболочки троса 3 выполнен в кронштейне, который за- креплен на трубе руля стяжным хомутом 2. Эти рычаги наиболее распространены, так как ими удобно пользоваться. Рис. 244. Рычаги управления, расположенные на руле: а — рычаг переднего тормоза с наружным плечом; б — рычаг переднего тормоза с вну» тренним плечом Рычаг 6 (рис. 244, б) — второго типа, соединяют с кронштейном 9 так же, как и предыдущий, но кронштейн вставляют в трубу руля и крепят в ней клином 7 и винтом <3. Такие рычаги на мотоциклах последних лет применяют редко. Рычаги тормоза переднего колеса и сцепления гоночных мото- циклов изготовляют из дюралюминия. В последние годы на неко- торых дорожных мотоциклах вместо стальных рычагов стали уста- навливать тоже дюралюминиевые. 401
Расположение органов управления на гоночных мотоциклах стандартом не регламентируется: это относится к управлению тор- мозом заднего колеса и коробкой передач. Однако на большинстве гоночных мотоциклов, особенно предназначенных для кольцевых и шоссейных соревнований, органы управления расположены так, как у обычных мотоциклов данной страны. Для управления воздушным корректором карбюратора и ручным опережением зажигания служит рычажок 1 (рис. 244, а). Рычажок фиксируется в нужном положении вследствие трения, возникающего между поверхностями подвижных и неподвижных деталей.
ПРИЛОЖЕНИЕ ОТДЕЛЬНЫЕ ОРИГИНАЛЬНЫЕ УЗЛЫ МОТОЦИКЛОВ И МОТОРОЛЛЕРОВ ВАРИАТОРНАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА В качестве примера вариаторной силовой передачи остановимся на устройстве и принципе работы вариатора мотороллера Триумф Тина. Силовая передача этого мотороллера состоит из вариаторной передачи с центробежной муфтой и Рис. 1. Ведущий шкив вариатора мотороллера Триумф Тина задней передачей, выполненной парой цилиндрических шестерен. Вариатор включает в себя ведущий шкив с центробежной муфтой, клиновой ремень и ведо- мый шкив. Для предотвращения движения мотороллера при пуске и прогреве двигателя, вариатор мотороллера Тина снабжен специальным электрическим устройством, обеспечивающим передачу крутящего момента через вариатор только по желанию водителя. На рулевой колонке мотороллера расположен тумблер, имеющий два положения «Старт» и «Движение». Тумблер в положении «Старт». С ростом числа оборотов коленчатого вала двигателя шарики центральной муфты ведущего шкива (рис. 1) вариатора под 403
действием центробежной силы начинают перемещать подвижной диск вправо от исходного положения. Перемещаясь, диск освобождает верхний конец рычага реле, который под действием пружины 1 замыкает нижним концом контакты и Квъ тем самым замыкая на массу цепь зажигания двигателя. При этом числа оборотов двигателя падают, подвижный диск под действием трех пружин 2 возвращается назад и размыкает контакты и Числа оборотов двигателя Рис. 2. Ведомый шкив вариатора и задняя передача мотороллера Триумф Тина вновь возрастают, затем опять падают и т. д. Таким образом, числа оборотов двигателя не мо- гут бесконечно возрастать. Клиновой ремень внутрен- ней поверхностью опирается на невращающееся наружное коль- цо шарикоподшипника холосто- го хода, ввиду чего ремень на- ходится в неподвижном состоя- нии, а следовательно, и моторол- лер стоит на месте. Тумблер в положении «Дви- жение. > При этом положении тумблера размыкается цепь, со- единяющая на массу зажигание двигателя (при замыкании кон- тактов Кei и Kti2 ввиду чего вы- сокое напряжение на свечу по- ступает бесперебойно, и двига- тель может развивать числа обо- ротов в зависимости от открытия дросселя карбюратора. С ростом чисел оборотов коленчатого вала двигателя под действием центро- бежной силы шарики давят на наклонные плоскости опорного и подвижного дисков и переме- щают последний вправо. При этом происходит сближение по- движного и неподвижного дис- ков, в результате чего суживает- ся канавка шкива под клиновой ремень, а его боковые поверхно- сти сдавливаются с обеих сторон рабочими (коническими) поверх- ностями шкива. Жесткое соеди- нение коленчатого вала с подвижным диском осуществляется через три указан- ных шарика и радиальные стенки их пазов, выполненных на подвижном и опор- ном дисках, последний из которых посажен на шлицах коленчатого вала. Далее, возрастающее боковое давление выводит ремень с подшипника холостого хода на рабочие поверхности шкива, ввиду чего увеличивается натяжение клинового ремня, прекращается его проскальзывание, и ремень начинает передавать крутя- щий момент на ведомый шкив вариатора и через заднюю передачу на ведущее заднее колесо мотороллера. Ведомый шкив (рис. 2) выполнен также из двух частей так, что обе рабочие поверхности канавки шкива могут сближаться и раздвигаться, чем обеспечи- вается изменение рабочего (расчетного) диаметра шкива. Сближение рабочих поверхностей канавки шкива происходит под действием пружины, при этом увеличивается рабочий диаметр шкива и передаточное отношение вариатора. Но при увеличении числа оборотов коленчатого вала двигателя возрастает рабо- чий радиус ведущего шкива вариатора и натяжение ремня, что в конечном итоге приводит к раздвиганию частей ведомого шкива и уменьшению его рабочего 404
диаметра, а следовательно, уменьшает передаточное отношение вариатора. Таким образом, передаточное отношение вариатора подбирается автоматически в зави- симости от числа оборотов коленчатого вала двигателя и сопротивления движению мотороллера. Отношение наибольшего и наименьшего передаточных отношений вариатора мотороллера Тина равен 3,0. ГАСИТЕЛЬ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ Для поглощения колебаний в силовой передаче мотоцикла? вызванных нерав- номерностью протекания крутящего момента двигателя и резким изменением тягового усилия при отрыве заднего ведущего колеса от дороги, в ней приме- няется гаситель колебаний. Устройство гасителя зависит от конструкции узла, в котором он установлен, и типа силовой передачи. У мотоциклов с карданной силовой передачей часто гасителем является мягкий кардан (резиновый диск) или специальный пружинный гаситель в коробке передач, как у мотоцикла БМВ Р-69 (см. рис. 197). У мотоциклов с цепной силовой передачей и мотороллеров гаситель в боль- шинстве случаев размещается или во втулке легкосъемного заднего колеса, или в ведомой шестерне, или звездочке передней передачи. Упругим элементом гасителей является резина или пружины. На современ- ных мотоциклах широкое применение получили передние шестеренчатые пере- дачи, поэтому актуальность гасителя для передней передачи значительно умень- шилась. С целью предохранения задней цепи от резких изменений тягового усилия, происходящих при отрыве заднего ведущего колеса от дороги и восстанов- ления его контакта с дорогой, на современных мотоциклах гаситель колебаний преимущественно устанавливается во втулке заднего легкосъемного колеса. В этом случае упругим элементом гасителя является резина.
ОГЛАВЛЕНИЕ Часть первая. мотоцикл Глава 1. Общие сведения о мотоцикле (инж. В. В. Рогожин) ........... 3 § 1. Применение мотоцикла ................................... 3 § 2. Классификация мотоциклов................................ 4 § 3. Основные размеры мотоцикла, вес и положение центра тяжести 11 Глава II. Тяговые качества мотоцикла (инж. В. В. Рогожин) .... 13 § 4. Определение........................................... 13 § 5. Факторы, влияющие на тяговые качества мотоцикла..... 13 § 6. Механический к. п. д. силовой передачи.............. 15 § 7. Рабочий радиус колеса............................... 16 § 8. Коэффициент сопротивления качению................... 17 § 9. Коэффициент учета вращающихся масс мотоцикла........ 18 § 10. Фактор обтекаемости.................................... 18 Глава III. Тяговая (динамическая) характеристика мотоцикла (инж. В. В. Рогожин)............................................... 20 § И. Силы сопротивления движению............................ 20 § 12. Тяговый баланс ........................................ 21 § 13. Мощностной баланс...................................... 22 § 14. Динамический фактор.................................... 25 § 15. Максимальная скорость.................................. 28 § 16. Приемистость — ускорение............................... 29 § 17. Тормозной путь .............................’.......... 33 § 18. Топливная экономичность................................ 36 Глава IV. Тяговый расчет мотоцикла (инж. В. В. Рогожин)........... 38 § 19. Исходные данные для тягового расчета................... 38 § 20. Определение мощности двигателя......................... 39 § 21. Определение передаточных чисел......................... 40 Глава V. Устойчивость мотоцикла (инж. А. Т. Волков) ........ 43 § 22. Основные понятия....................................... 43 § 23. Геометрическая характеристика мотоцикла................ 44 § 24. Действие статических сил............................... 45 § 25. Действие динамических сил.............................. 46 § 26. Устойчивость мотоцикла против заноса................... 53 § 27. Устойчивость мотоцикла против опрокидывания вокруг оси заднего колеса .............................................. 54 § 28. Влияние бокового ветра и обтекателя на устойчивость мото- цикла ....................................................... 55 § 29. Устойчивость мотоцикла с коляской.................. . 56 Глава VI. Подвеска мотоцикла и его колебания (инж. А. Т. Волков) . 62 § 30. Основные понятия....................................... 62 § 31. Определение плавности хода мотоцикла................... 63 § 32. Упругая характеристика подвесок........................ 65 § 33. Шины................................................... 69 § 34. Трение в подвеске...................................... 70 § 35. Сиденья................................................ 72 Часть вторая. ДВИГАТЕЛЬ Глава VII. Общие сведения о двигателе (инж. С. Ю. Иваницкий) . . 74 § 36. Характерные особенности мотоциклетных двигателей...... 74 § 37. Топливо для мотоциклетных двигателей................... 74 Глава VIII. Тепловые процессы (инж. С. 10. Иваницкий)............. 76 § 38. Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы четырехтактного двигателя.................................... 76 406
§ 39. Наполнение цилиндра................................. § 40. Сжатие.............................................. § 41. Рабочий ход ........................................ § 42. Выпуск.............................................. § 43. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя....... §44. Среднее индикаторное давление и индикаторная мощность . . . § 45. Тепловой расчет двигателя........................... § 46. Эффективная мощность, механические потери и основные раз- меры двигателя ........................................... § 47. Характеристики двигателя ........................... § 48. Испытания двигателей................................ Глава IX. Кинематика и динамика двигателя (инж. С. Ю. Иваницкий) § 49. Кинематика простого кривошипно-шатунного механизма . . . §50*. Кинематика смещенного кривошипно-шатунного механизма . . § 51. Определение приведенных движущихся масс кривошипно-ша- тунного механизма и сил инерции ...................... ......... § 52. Динамика простого кривошипно-шатунного механизма . . . . § 53. Динамический расчет двигателя ...................... § 54. Равномерность хода двигателя и расчет маховиков..... § 55. Уравновешивание двигателя........................... Глава X. Конструкция и расчет деталей двигателя (инж. С. Ю. Ива- ницкий) ....................................................... § 56. Цилиндр и головка цилиндров......................... § 57. Поршень, поршневые кольца и поршневой палец......... § 58. Шатун................................................. § 59. Коленчатый вал и маховик............................ § 60. Картер ............................................. Глава XI. Газораспределение (иною. С. Ю. Иваницкий)............. § 61. Механизм газораспределения четырехтактного двигателй . . . § 62. Детали механизма газораспределения ... § 63. Регулировка зазоров в клапанном механизме .......... § 64. Расчет площади проходного сечения клапана........... § 65. Выбор фаз газораспределения четырехтактного двигателя. Диаграммы подъема клапана и время сечения................. § 66. Построение профилей кулачков ....................... § 67. Скорость и ускорение клапана. Силы инерции деталей привода клапана .................................................. § 68. Расчет клапанных пружин............................. § 69. Современные способы построения профиля кулачков..... § 70. Примеры конструкций механизмов газораспределения .... § 71. Газораспределение двухтактных двигателей......... Глава XII. ^Система смазки (инж. С. Ю. Иваницкий)............... § 72. Примеры конструкции систем смазки.............. . . Глава XIII. Очистка воздуха и глушение шума (инж. С. Ю. Иваницкий) § 73. Очистка воздуха....................................... § 74. Глушение шума на выпуске и впуске................... Глава XIV. Повышение мощности двухтактных двигателей (инж. С. 10. Иваницкий).................................... § 75. Впуск............................................... § 76. Продувка............................................ § 77. Выпуск.............................................. Глава XV. Охлаждение двигателя (иною. Б. С. Карманов) ...... § 78. Необходимость охлаждения................................. § 79. Основы теории воздушного охлаждения................. § 80. Принудительная система охлаждения................... § 81. Центробежные вентиляторы............................ Глава XVI. Примеры конструкций мотоциклетных двигателей (инж. С. Ю. Иваницкий) ........................ § 82, Двигатели дорожных мотоциклов....................... 77 81 83 85 85 89 91 94 96 99 102 102 108 108 110 ИЗ 116 121 131 131 136 147 155 165 172 172 177 181 182 184 188 193 195 198 199 203 212 212 222 222 225 232 232 236 241 245 245 248 254 256 266 266 407
§ 83. Двигатели мопедов....................................................272 § 84. Двигатели спортивных мотоциклов......................................279 Глава XVII. Роторно-поршневые двигатели (инж. С. К). Иваницкий) 284 § 85. Принцип действия и преимущества......................................284 § 86. Теоретические основы РПД........................................... 287 § 87. Конструкция РПД......................................................298 Часть третья. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ И ХОДОВОЙ ЧАСТИ МОТОЦИКЛА Глава XVIII. Сцепление (инж. Б. С. Карманов).....................................305 § 88. Устройство сцепления.............................305 § 89. Расчет сцепления.............................310 Глава XIX. Коробка передач (инж. Б. С. Карманов).................................318 § 90. Конструкции коробок передач...............318 § 91. Расчет коробки передач.......................330 Глава XX. Передняя и задняя передачи мотоциклов и мотороллеров (инж. Б. С. Карманов) ..........................................341 § 92. Цепная силовая передача.......................343 § 93. Карданная силовая передача .........344 § 94. Шестеренчатая силовая передача.........345 § 95. Главная (задняя) передача.........346 | 96. Расчет цепи на прочность. 346 § 97. Построение профиля зуба звездочки...350 § 98. Определение длины цепи и расстояния между центрами звез- дочек ....................................................352 § 99. Расчет карданной передачи...................353 § 100. Расчет главной передачи......................357 Глава XXI. Ходовая часть мотоцикла (инженеры А. Т. Волков и Б. С. Карманов) ....................... 362 § 101. Рама................................................................362 § 102. Передняя подвеска.............................367 § 103. Задняя подвеска ....................................................373 § 104. Колеса и пневматические шины..................378 § 105. Тормоза.......................................382 § 106. Привод тормозов...............................386 § 107. Расчет тормозов...............................388 § 108. Седла...............................................................395 § 109. Органы управления...................................................398 Приложение. Отдельные оригинальные узлы мотоциклов и мотороллеров ....................................................................403 Святослав Юрьевич Иваницкий, Борис Сергеевич Карманов Всеволод Вячеславович Рогожин, Алексей Трофимович Волков МОТОЦИКЛ Редактор издательства Л. И. Степанова Технический редактор А. Ф. Уварова Корректор Н. И. Шарунина Переплет художника /1. Я. Михайлова Сдано в производство 10/IX 1970 г. Подписано к печати 30/VII 1971 г. Т-13322. Тираж 40 000 экз. Печ. л. 25,5. Бум. л. 12,75. Уч.-изд. л. 24.5. Формат 60Х90*/16. Цена 94 коп. Зак № 1480. Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ». Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3 Ордена Трудового Красного Знамени Ленинградская типография № 1 «Печатный Двор» имени А. М. Горького Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете Министров СССР, г. Ленинград, Гатчинская ул., 26.