/
Текст
автомобильный
двигатель
A 22
УДК 621.434.001.2
Автомобильный двигатель ЗИЛ-130. Под ред. А. М. Кригера,
М., «Машиностроение», 1973.264 с.
В книге, написанной в основном коллективом инженеров отдела
главного конструктора Московского автомобильного завода имени
И. А. Лихачева, изложен материал, обобщающий опыт этого завода
по проектированию, испытанию и доводке двигателя ЗИЛ-130.
Рассматриваются вопросы компоновки двигателя и определе-
ния его основных размеров, особенности конструкции систем, узлов
и деталей, а также методика их испытаний и доводки. Кратко опи-
саны перспективы повышения мощности двигателя ЗИЛ-130.
Издательством готовится к печати книга по проектированию
шасси автомобиля ЗИЛ-130.
Книга предназначена для инженеров, занимающихся проектиро-
ванием, испытаниями и доводкой двигателей. Табл. 47, ил. 144.
Редакционная коллегия: С. М. Подольский, Г. Б. Арманд,
Г. И. Гольдберг и В. Б. Певцов.
Рецензент — главный конструктор по двигателям
Горьковского автомобильного завода Н. Г. Мозохин.
334-157
038(01)-73
157-73
Геннадий Федорович Бабкин, Марк Евгеньевич Дискин,
Борис Иосифович Караваев, Виктор Дмитриевич Муравьев,
Владимир Трофимович Панфилов, Семен Моисеевич Подольский,
Виктор Иванович Серегин, Вячеслав Николаевич Сокульский,
Александр Григорьевич Шаевич, Яков Маркович Шендерович.
АВТОМОБИЛЬНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ЗИЛ-130
Редактор издательства Л. И. Егоркина
Технический редактор Л. А. Макарова. Корректор А. М. Усачева
Художник Е. В. Бекетов
Сдано в набор 22/Ш 1973 г. Подписано к печати 5/IX 1973 г. Т-12070 Формат 60х90/1в
Бумага .М 2 Печ. л. 16.5 Уч.-изд. л. 17,85 Тираж 9500 экз. Заказ № 181
Цена 1р. 12 к.
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», 107885, Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10
© Издательство «Машиностроение», 1973 г.
ВВЕДЕНИЕ
В техническом задании заводу им. И. А. Лихачева предписы-
валось разработать проект двухосного грузового автомобиля
с приводом на заднюю ось для перевозки грузов по дорогам всех
категорий, а также для буксировки прицепов общего назначения
по дорогам с твердым покрытием.
Необходимость создания нового семейства грузовых автомо-
билей диктовалась следующими обстоятельствами: грузовой авто-
мобиль ЗИЛ-164, ранее выпускавшийся заводом, морально уста-
рел, народному хозяйству требовались грузовые автомобили
большей грузоподъемности (увеличивался объем магистральных
перевозок, развивалось централизованное крупнопанельное жи-
лищное строительство, росло количество крупных промышлен-
ных строительств, укрупнялись совхозы, колхозы и автохозяй-
ства), был взят курс на специализацию перевозок по видам грузов,
поэтому резко возросла потребность в автомобилях со специаль-
ными кузовами, быстрыми темпами внедрялись автопоезда, кроме
того, автомобиль ЗИЛ-164 становился неконкурентноспособным
на внешнем рынке.
В связи с этим техническое задание, с одной стороны, преду-
сматривало создание на базе основных агрегатов нового грузового
автомобиля одиночных модификаций: сельскохозяйственного авто-
мобиля-самосвала и длиннобазного автомобиля для перевозки
крупногабаритных грузов с малой плотностью. С другой стороны,
при проектировании необходимо было обеспечить возможность соз-
дания на базе основных агрегатов нового грузового автомобиля
также автомобиля-тягача для эксплуатации с прицепом по дорогам
с твердым покрытием и шасси самосвала для работы с экскава-
тором на строительных площадках. Одновременно на базе широ-
кого использования узлов и деталей двухосного автомобиля пре-
дусматривалась разработка трехосного грузового автомобиля
в двух модификациях — тяговой и транспортной.
Совершенно очевидно, что создание конструкции одного дви-
гателя, способного работать в оптимальном режиме на таких
различных грузовых автомобилях, задача невыполнимая, осо-
бенно, если учесть потребность в двигателе большой мощности
для городских автобусов, выпускавшихся в то время на заводе.
1* 3
В этих условиях наиболее полное удовлетворение требований,
предъявляемых к двигателям новых грузовых автомобилей, и
наибольшая унификация деталей, находящихся в производстве,
были возможны при создании максимально унифицированных
двигателей, мощность которых изменялась бы за счет изменения их
рабочего объема.
При проектировании следовало использовать такие конструк-
тивные решения и материалы (в том числе и новые), чтобы
новые двигатели имели высокие моторесурс (пробег до капиталь-
ного ремонта), энергетические показатели и топливную экономич-
ность, малые габаритные размеры и удельную массу, были удобны
для ремонта и обслуживания, чтобы в дальнейшем можно было их
форсировать в соответствии с улучшением качества топлива и
смазочного масла, создать на их базе различные модификации
(двигатель, работающий на сжиженном газе, двигатель с фор-
камерно-факельным зажиганием, дизель, двигатель для стацио-
нарных установок и т. д.), использовать наиболее прогрессивную
технологию для изготовления деталей и т. п.
В конечном итоге было создано семейство из двух максимально
унифицированных двигателей и положительные результаты испы-
таний этих двигателей позволили рекомендовать их для массового
производства.
Глава I. РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИИ
ДВИГАТЕЛЕЙ ЗИЛ
РАБОТЫ, ПРЕДШЕСТВОВАВШИЕ
ПРОЕКТИРОВАНИЮ НОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ДЛЯ ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
ВОЗМОЖНОСТЬ ФОРСИРОВКИ ДВИГАТЕЛЯ ЗИС-120
И ПРЕИМУЩЕСТВА V-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Введение в производство новой модели двигателя требует
крупных капиталовложений как в сфере изготовления, так и
в сфере его эксплуатации и ремонта. Поэтому решение о переходе
на выпуск новой модели может быть принято только после пол-
ного использования ресурсов находящейся на производстве модели
двигателя. Такой моделью на автомобильном заводе им. И. А. Ли-
хачева был шестицилиндровый нижнеклапанный двигатель
ЗИС-120 с однорядным расположением цилиндров. В начале про-
изводства этот двигатель, предназначавшийся для установки на
автомобиль ЗИС-150 грузоподъемностью 4 т, имел основные пара-
метры, приведенные в табл. 1.
В конструкцию двигателя ЗИС-120 были внесены усовершен-
ствования, позволившие выпускать его модификации, имеющие
более высокие параметры, например двигатель ЗИЛ-158В. Сравне-
ние данных табл. 1 показывает, что мощность двигателя возросла
на 22,5%, а крутящий момент на 13%. Это было достигнуто в ос-
новном путем повышения степени сжатия, увеличения номиналь-
ной частоты вращения коленчатого вала и применения более со-
вершенного карбюратора, позволившего улучшить наполнение
цилиндров двигателя.
Специальные работы, проведенные для определения возмож-
ности форсировки двигателя ЗИС-120, показали следующее:
1. Повышение степени сжатия приводит к некоторому увели-
чению мощности и крутящего момента, но при этом существенно
возрастает потребное октановое число топлива.
2. Улучшение наполнения цилиндров за счет расширения про-
ходных сечений впускного тракта невозможно, так как нельзя
5
I. Основные данные шестицилиндровых двигателей
Параметры Двигатель ЗИС-120 Двигатель ЗИЛ-158В
Рабочий объем вл ... . . 5,55 5,55
Диаметр цилиндра в мм . 101,6 101,6
Ход поршня в мм 114,3 114,3
Степень сжатия 6 6,5
Максимальная мощность1 в л. с. и соответствующая ей частота враще- ния в об/мин 90/2600 110/2800
Максимальный крутящий момент в кгс-м и соответствующая ему ча- стота вращения в об/мин .... 30,5/1200 34,5/1250
Минимальный удельный расход топ- лива в г/(л. с. ч.) 260 250
Требуемое октановое число топлива 66 72
Масса двигателя без коробки передач и сцепления в кг 420 435
1 Здесь и далее мощность для отечественных двигателей указана по ГОСТу
491—55, а для американских — по SAE.
увеличить размеры клапанов из-за тесного их расположения
в камере сгорания. Расстояние между головками клапанов и стен-
ками камеры сгорания невелико и составляет по номинальным
размерам 3,85 мм как у впускного, так и у выпускного клапанов.
Дальнейшее увеличение диаметра головок клапанов еще больше
уменьшает проходное сечение вокруг них.
3. Увеличение рабочего объема двигателя возможно только
путем соответствующего изменения диаметра цилиндра, так как
изменению хода поршня препятствует малый зазор между кулач-
ками распределительного вала и нижними головками шатунов.
Однако практически увеличить диаметр цилиндра не представля-
лось возможным, так как при повышении рабочего объема цилин-
дров трудно обеспечить их удовлетворительное наполнение.
Кроме того, при этом уменьшается ширина прохода для воды
между цилиндрами, которая и при существующем диаметре ци-
линдров равна всего лишь 4 мм.
Для кратковременных экспериментов был все-таки построен двигатель
с увеличенным до 108 мм диаметром цилиндров за счет установки «мокрых» гильз.
Рабочий объем двигателя возрос на 13% и стал равным 6,27 л. При степени сжа-
тия 6 и соответственно расширенном впускном тракте этот двигатель развил
мощность 115 л. с. (увеличение на 19%) и крутящий момент 35,5 кгс-м (уве-
личение на 15%).
4. Применение верхних клапанов равноценно созданию нового
двигателя, для которого требуется изготовление специального
оборудования для производства новых деталей (в том числе таких
сложных, как головка и блок цилиндров). Тем не менее, и этот
путь также был проверен.
6
При испытании верхнеклапанные двигатели, имевшие степень
сжатия 6,5, развили максимальную мощность до 130 л. с. при
п = 2800 об/мин и максимальный крутящий момент до 39 кгс-м.
Испытания также показали, что эти двигатели имеют повышенный
износ основных деталей: цилиндров, шеек коленчатого вала,
поршней, направляющих втулок клапанов и др. Резерва же для
дальнейшей форсировки эти двигатели так же, как и нижнеклапан-
ные, не имеют.
Таким образом, проведенные исследования показали, что шести-
цилиндровый рядный двигатель как нижнеклапаиный, так и верх-
неклапанный не соответствуют требованиям, предъявляемым
к двигателям современных грузовых автомобилей, и очевидно, что
нерационально использовать такую схему расположения цилин-
дров для семейства новых двигателей ЗИЛ. Поэтому для новых
двигателей было принято V-образное расположение цилиндров
с углом развала между рядами 90°. По сравнению с рядным нижне-
клапанным двигателем V-образный верхнеклапанный имеет ряд
преимуществ:
1. Меньшие длина и высота двигателя, что упрощает его уста-
новку на современном грузовом автомобиле.
2. Меньшие габаритные размеры двигателя, а следовательно,
и меньшая масса.
3. Большая крутильная жесткость коленчатого вала (вслед-
ствие уменьшения его длины), практически исключающая необ-
ходимость установки гасителя крутильных колебаний.
4. Меньшая длина впускных каналов и идентичность их формы
обеспечивают высокий коэффициент наполнения и большую равно-
мерность распределения рабочей смеси по цилиндрам.
5. Возможность увеличения диаметров клапанов. Это связано
с тем, что у V-образного двигателя расстояние между его цилин-
драми оказывается больше, чем в однорядном двигателе (при оди-
наковом рабочем объеме одного цилиндра), и поэтому можно
увеличить длину камеры сгорания и соответственно размеры кла-
панов.
Для примера можно сравнить V-образный двигатель ЗИЛ-375
с однорядным двигателем ЗИЛ-164А, рабочие объемы одного
цилиндра которых отличаются всего лишь на 6%, и каждый из
этих двигателей при принятом расстоянии между осями цилиндров
выполнен с наибольшим возможным для него диаметром ци-
линдра (рис. 1).
В однорядном двигателе расстояние между осями цилиндров
определяется размерами клапанов (которые должны быть доста-
точными для удовлетворительного наполнения цилиндров при
частоте вращения коленчатого вала, соответствующей максималь-
ной мощности), расстояниями между клапанами, между клапа-
нами и стенками камеры сгорания, а также шириной перемычки
между соседними камерами сгорания. В V-образном двигателе
кроме указанных выше факторов добавляется еще один: необхо-
7
дймость расположения на одной шатунной шейке двух шатунов.
В связи с этим расстояние между осями цилиндров в V-образном
двигателе определяется суммой продольных размеров шеек и щек
одного кривошипа коленчатого вала и в двигателе ЗИЛ-375 оно
равно 135 мм, что на 17,5 мм превышает это расстояние в одно-
рядном двигателе ЗИЛ-164А.
Соответственно в двигателе ЗИЛ-375 диаметр цилиндра на
6,4 мм больше, а камера сгорания на 12,5 мм длиннее, чем в дви-
гателе ЗИЛ-164А, что позволяет увеличить размеры клапанов,
улучшить наполнение цилиндров и повысить мощность двигателя.
6. Увеличение диаметра цилиндров и соответственное умень-
шение хода поршня позволяют снизить его среднюю скорость,
в связи с чем уменьшаются потери на трение, а также износ дета-
лей цилиндро-поршневой группы. Все это повышает долговеч-
ность двигателя.
7. Возможность увеличения площади вытеснителя в камере
сгорания способствует турбулизации заряда, вследствие чего
8
повышается эффективность сгорания и мощность двигателя и
можно использовать топливо с мены: им октановым числом.
8. Уменьшение радиуса кривошипа приводит к увеличению
перекрытия коренной и шатунной шеек коленчатого вала (22,75 мм
у двигателя ЗИЛ-375 и 6,85 мм у двигателя ЗИЛ-164А), в резуль-
тате чего повышается жесткость коленчатого вала V-образпого
двигателя.
9. Относительно малая длина и большая жесткость коленча-
того вала при V-образной схеме позволяют форсировать двигатель
по степени сжатия.
10. Возможность увеличения проходных сечений впускного и
выпускного трактов допускает дальнейшую форсировку двигателя
также и по частоте вращения.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИСПЫТАНИЕ V-ОБРАЗНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ ЗИС-ЭПЗ И ЗИС-Э113А
Первый V-образный двигатель ЗИС-ЭПЗ (рис. 2), построен-
ный на заводе им. И. А. Лихачева, предназначался для усовершен-
ствованной модификации легкового семиместного автомобиля
ЗИС-110, для которого требовался двигатель большой мощности
с относительно малыми габаритными размерами. Так как при
проектировании двигателя ЗИЛ-130 был широко использован
опыт создания двигателя ЗИС-ЭПЗ, ниже приведены его основ-
ные данные и результаты испытаний.
Основные данные двигателя ЗИС-ЭНЗ
Тип Двигателя V-образпый, восьмицилинд-
ровый, четырехтактный, с
жидкостны м охл а жде нисм
Рабочий объем вл....... 6 (5,969)
Диаметр цилиндра в мм 100
Ход поршня в мм .................. 95
Отношение хода поршня к диаметру ци-
линдра ............. . . 0,95
Степень сжатия ................... 7,3
Максимальная мощность в л. с. и соот-
ветствующая ей частота вращения
в об/мин ..... . . 180/4000
Максимальный крутящий момент в кгс-м
и соответствующая ему частота вра-
щения в об/мин ... .... 44/1800
Минимальный расход топлива в г/(л. с. ч) 220
Литровая мощность в л. с./л ...... 30
Максимальное среднее эффективное да-
вление в кгс/см2.......... 9,25
Средняя скорость поршня в м/с 12,7
Масса двигателя в кг.............. Менее 400
Порядок работы двигателя ..... 1—5—4—2—6—3—7—8
В двигателе ЗИС-ЭНЗ была применена полусферическая пол-
ностью обработанная камера сгорания с клапанами, оси которых
расположены в плоскости, перпендикулярной к оси коленчатого
9
вала. В этом случае удается расположить в головке очень короткие
с большим проходным сечением впускные каналы и применить
клапаны большого диаметра. В результате этого обеспечивается
хорошее наполнение цилиндров при большой частоте вращения
и удовлетворительная очистка камеры сгорания от остаточных
газов. Кроме того, значительная часть свежего заряда попадает
на выпускной клапан, что приводит к некоторому его охлаждению
Рис. 2. Поперечный разрез двигателя ЗИС-ЭНЗ
и к лучшей подготовке смеси к сгоранию. Центральное расположе-
ние свечи зажигания в камере сгорания уменьшает длину пути
фронта пламени, улучшая тем самым антидетонационные свойства
двигателя.
Применение двухрядного V-образного расположения цилин-
дров позволило сократить по сравнению с двигателем ЗИС-110,
габаритную длину на 290 мм и высоту на 30 мм. Ширина дви-
гателя увеличилась на 30 мм. Такое изменение габаритных раз-
меров двигателя привело к снижению его массы на 18 кг (с 403
до 385 кг).
Увеличенное расстояние между осями цилиндров (124 мм
вместо 106 мм у двигателя ЗИС-110) и принятое расположение
10
клапанов позволили увеличить диаметр впускного клапана с 43
до 45,5 мм и выпускного с 36,5 до 39 мм (проходное сечение в кла-
панах возросло примерно на 11%). Уменьшение хода поршня
(со 118 до 95 мм) увеличило перекрытие шеек коленчатого вала
с 5 до 17,5 мм и уменьшило среднюю скорость поршня с 14,2 до
12,7 м/с, несмотря на повышение номинальной частоты вращения
коленчатого вала.
Первый экземпляр двигателя ЗИС-ЭНЗ был укомплектован
двухкамерным карбюратором МКЗ-ЛЗ, с которым он развил мак-
симальную мощность 160 л. с. при п = 3500 об/мин и максималь-
ный крутящий момент 41 кгс-м. при п = 2000 об/мин. Литровая
мощность не превышала 27 л. с., что при степени сжатия 7,3 явно
недостаточно.
Характер протекания кривой мощности в диапазоне частоты
вращения 3300—4000 об/мин давал основание полагать, что
в этом диапазоне резко уменьшается наполнение двигателя.
Дальнейшие исследования показали, что главной причиной недо-
статочного наполнения в зоне номинальной частоты вращения
является сопротивление карбюратора. После замены карбюра-
тора МКЗ-ЛЗ карбюратором Л КЗ К-21, имеющего большие раз-
меры диффузоров, увеличился крутящий момент во всем диапазоне
частоты вращения скоростной характеристики на 3—3,5 кгс-м
при максимальном его значении 43,5 кгс-м. Максимальная мощ-
ность составляла 176 л. с. при п = 4000 об/мин.
Увеличение диаметра смесительных камер карбюратора, а
также входных отверстий во впускной трубе не повлияло на мощ-
ностные параметры двигателя.
Изменение фаз газораспределения привело к снижению пока-
зателей двигателя, что подтвердило правильность выбора опти-
мальных фаз.
В процессе дальнейших исследований на двигатель было уста-
новлено два карбюратора К-21 с диффузорами диаметром 32,5 мм
и одновременно газовый подогрев впускной трубы был заменен
водяным от системы охлаждения. Эти мероприятия повысили
максимальную мощность еще на 10 л. с. при неизменном макси-
мальном крутящем моменте.
Двигатель подвергался также испытаниям на надежность, в ре-
зультате которых было установлено следующее:
— тепловой зазор между поршнем и цилиндром и овальность
юбки поршня недостаточны для нормальной работы двигателя на
напряженных режимах. Увеличение овальности юбки путем
уменьшения ее диаметра в сечении под углом 45° к оси пальца
на 0,12 — 0,3 мм устранило задиры поршня;
— трещины в днищах поршней являлись следствием недоста-
точной жесткости самого днища и малой прочности алюминиевого
сплава АЛ10В.
— разрушение вкладышей коренных подшипников, изгото-
вленных из сталебаббитовой ленты, было усталостным;
11
— каналы подвода масла к направляющим втулкам Клапанов
не обеспечивали нужного количества смазки.
В связи с составлением технического задания на проектирова-
ние нового городского автобуса большой вместимости (75 пасса-
жиров) на базе двигателя ЗИС-ЭПЗ с максимальным использова-
нием его деталей был спроектирован восьмицилиндровый двига-
тель ЗИС-ЭНЗА с рабочим объемом 7 л. Повышение рабочего
объема было достигнуто за счет увеличения диаметра цилиндра
Рис. 3. Расположение газовых каналов в головке
двигателя ЗИС-ЭНЗА
и хода поршня (соответственно до 105 и 100 мм). Было очевидно,
что модификация ЗИС-ЭНЗА, спроектированная на базе двига-
теля для легкового автомобиля, не будет иметь требуемой долго-
вечности при установке на городской автобус. Однако постройка
и испытание такого двигателя позволили получить его скоростную
характеристику и использовать ее при разработке основных пара-
метров городского автобуса большой вместимости.
Проведенная конструктивная разработка и испытания двига-
теля ЗИС-Э113 с полусферической камерой сгорания и с клапанами,
расположенными в плоскости, перпендикулярной к оси коленча-
того вала, показали, что этот двигатель имеет определенные недо-
статки, а именно:
12
— большая ширина головок цилиндров и, следовательно,
большая их масса;
— • удвоенное число осей коромысел;
— большие стойки коромысел, необходимые для установки
двух осей в каждой головке;
— недостаточный обдув свечи зажигания и трудность ее обслу-
живания из-за расположения в глубоком колодце;
— увеличение октанового числа топлива вследствие малой тур-
булизации заряда в камере сгорания.
Указанные недостатки, в какой-то мере допустимые при малом
выпуске двигателей и установке их на легковых автомобилях, при
увеличении выпуска и оборудовании этими двигателями автобусов
становятся не только нежелательными, но и недопустимыми.
Поэтому для нового двигателя была выбрана шатровая, полностью
обработанная камера сгорания с клапанами, расположенными
в одной плоскости, параллельной оси коленчатого вала (рис. 3).
Это позволило уменьшить ширину и массу головки цилиндров,
в результате чего габаритная ширина двигателя сократилась
на 59 мм (с 762 до 703 мм), а его масса — па 20 кг (с 385
до 365 кг).
Масса двигателя, равная 365 кг, не является минимально воз-
можной, поскольку при создании двигателя ЗИС-Э113А макси-
мально использовались детали двигателя ЗИС-ЭПЗ. Это во мно-
гих случаях исключало возможность наиболее рационального
уменьшения размеров и массы деталей нового двигателя.
Шатровая камера сгорания при диаметре цилиндра 105 мм и
степени сжатия 6,8, имеет кольцевой вытеснитель, обеспечиваю-
щий более интенсивное, чем в полусферической камере сгорания,
завихрение рабочей смеси, что дает возможность несколько снизить
потребное октановое число топлива.
Основные данные двигателя ЗИС-ЭПЗА
Тип двигателя ..........................V-образный, восьмицилинд-
ровый
Рабочий объем вл.. 7 (6,927)
Диаметр цилиндра в мм 105
Ход поршня в мм................... 100
Отношение хода поршня к диаметру ци-
линдра .............. . . 0,952
Степень сжатия ............ . . 6,8
Максимальная мощность в л. с. п соот-
ветствующая ей частота вращения
в об/мин.......................... 180/3200
Максимальный крутящий момент в кгс-м
и соответствующая ему частота вра-
щения в об/мин ................... 47,5/1600
Минимальный расход топлива в г/(л. с. ч) 240
Литровая мощность в л. с./л .... 25,7
Среднее эффективное давление в кгс/см2 8,6
Средняя скорость поршня в м/с . . . 10,7
Порядок работы двигателя .........1—5—4—2—6—3—7—8
13
На рис. 4 дан поперечный разрез двигателя ЗИС-ЭНЗА, а на
рис. 5 его скоростная характеристика. Этот двигатель с карбю-
ратором МКЗ-ЛЗ имел максимальную мощность 150 л. с. при п =
= 3100 об/мин и максимальный крутящий момент 44,5 кгс-м,
при п = 1700 об/мин, т. е. параметры двигателя оказались ниже
проектных.
Как и в случае с двигателем ЗИС-ЭПЗ, проектные параметры
двигателя ЗИС-ЭНЗА были получены при установке впускной
Рис. 4. Поперечный разрез двигателя ЗИС-ЭПЗА
трубы с водяным подогревом и двух карбюраторов ЛКЗК-21 с диф-
фузорами диаметром 29,5 мм. Двигатель развил мощность 176 л. с.
при 11 = 3300 об/мин и крутящий момент 47,5 кгс-м при п ~
= 1600 об/мин.
В табл. 2 приведены основные данные двигателей ЗИС-ЭНЗА
и американских двигателей Ле Руа и Рио, сконструированных
специально для грузовых автомобилей (в большинстве случаев
американские фирмы, производящие грузовые автомобили, при-
меняли на них дефорсированные модификации V-образных дви-
гателей легковых автомобилей).
14
При испытаниях двигателя ЗИС-ЭНЗА были отмечены тре-
щины на днищах поршней, выкрашивание биметаллических вкла-
дышей подшипников коленчатого вала, износ шеек коленчатого
вала, питтинг на опорной поверхности толкателей и отсутствие
Рис. 5. Скоростная характе-
ристика двигателя ЗИС-Э113А
с различными карбюратора-
ми (индекс «О» означает, что
параметры приведены к нор-
мальным условиям):
-------карбюратор МКЗ-ЛЗ;
——-— — два карбюратора
К-21 с диффузорами диаметром
29,5 мм
вращения толкателей во время работы двигателей. Вследствие
повышенного расхода масла через отверстия в коромыслах кла-
панов в камеру сгорания поступало значительное количество
2. Основные данные V-образных восьмнцилиндровых двигателей
Параметры ЗИС-ЭНЗА Ле Руа ТН-540 Рио OV-220
Рабочий объем вл 6,92 8,85 7,22
Диаметр цилиндра в мм 105 114,3 104,775
Ход поршня в мм 100 107,95 104,775
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра . . , 0,955 0,945 1
Степень сжатия . . 6,8 6,7 7,3
Максимальная мощность в л. с. и соот- ветствующая ей частота вращения в об/мин 176/3300 206/3000 220/3200
Максимальный крутящий момент в кгс-м и соответствующая ему час- тота вращения в об/мин 47,5/1600 62,2/1800 55,5/2000
Минимальный расход топлива в г/(л. с. ч) 240 — —
Литровая мощность в л. с./л . . . . 25,4 23,3 30,5
Максимальное среднее эффективное давление в кгс/см2 8,6 8,85 9,65
Средняя скорость поршня в м/с . . 11 10,9 11,2
Масса двигателя в кг 366 612 550
Удельная масса двигателя в кг/л. с. 2,08 2,97 2,52
15
масла, что приводило к образованию толстого слоя нагара на
элементах деталей, находящихся в камере сгорания. Уменьшить
расход масла через отверстия в коромыслах при помощи жиклеров
не удалось.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИСПЫТАНИЕ
СЕМЕЙСТВА V-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ПЕРВАЯ ОПЫТНАЯ СЕРИЯ
Исходные данные для проектирования и схема унификации
двигателей семейства. Таким образом, к моменту начала проек-
тирования двигателей для новых грузовых автомобилей, было
известно следующее:
— двигатель с V-образным расположением цилиндров имеет
явные преимущества по сравнению с рядным двигателем;
— V-образный восьмицилиндровый двигатель ЗИС-ЭНЗА
обладает удовлетворительными мощностными и экономическими
параметрами;
— вследствие большого разнообразия типов автомобилей, для
которых предназначены новые двигатели, их мощность должна
изменяться в широких пределах в зависимости от назначения авто-
мобиля.
Для выполнения последнего требования, а также для получе-
ния наибольшего экономического эффекта при производстве и
эксплуатации двигателей было целесообразно создать семейство
из трех V-образных двигателей с углом развала 90°, имеющих 6, 8
и 12 цилиндров.
Чтобы ремонтоспособность новых двигателей была высокой,
в них должны быть применены мокрые гильзы цилиндров. Кроме
того, в этом случае легко изменять рабочий объем двигателя
путем установки в блок гильз меньшего диаметра. Эта возмож-
ность может быть использована, например, для получения дви-
гателя для легкового автомобиля.
Двигатели, входившие в семейство, имели следующее назна-
чение:
— шестицилиндровый V-образный двигатель ЗИС-130 с наи-
меньшим рабочим объемом и проектной мощностью 130—140 л. с.—
для установки на двухосный грузовой автомобиль ЗИС-130 грузо-
подъемностью 4 т, на трехосные грузовые автомобили ЗИС-131
грузоподъемностью 2,5 т, а также на модификации этих автомо-
билей;
— восьмицилпндровый V-образный двигатель ЗИС-129— для
установки на городской автобус с общим числом мест, равным 75;
проектная мощность этого двигателя 180—190 л. с.;
— восьмицилиндровый V-образный двигатель ЗИС-111, яв-
ляющийся модификацией двигателя ЗИС-129 и отличающийся
от него уменьшенным рабочим объемом, увеличенной степенью
16
сжатия и более высокой номинальной частотой вращения, — для
установки на семиместный легковой автомобиль; мощность этого
двигателя должна была быть равна 200—220 л. с.;
— двенадцатицилиндровый V-образный двигатель ЗИС-134,
имеющий наибольший рабочий объем, — для установки на грузо-
вые автомобили большой грузоподъемности; проектная мощность
этого двигателя 240—250 л. с.
Показатели, полученные при испытании V-образного двига-
теля ЗИС-ЭИЗА с рабочим объемом 7 л, как указывалось ранее,
представлялись вполне приемле-
мыми. Поэтому для нового V-об-
разного двигателя ЗИС-129 был
принят рабочий объем двигателя,
равный 7 л. Расстояние между
осями цилиндров 135 мм было
определено при разработке про-
дольной компоновки отсека дви-
гателя с учетом необходимой ве-
личины опорных поверхностей
вкладышей коленчатого вала, тол-
щины его щек, радиусов галтелей
в местах перехода от шеек колен-
чатого вала к щекам и зазоров
между щеками и торцами опор
коренных подшипников в блоке
цилиндров.
После определения расстояния
между осями цилиндров было
Рис. 6. Проектные скоростные ха-
рактеристики V-образных двигате-
лей:
установлено, что диаметр цилинд-
ра при выбранной конструкции
мокрой гильзы может быть ра-
вен 108 мм. Указанная возмож-
ность была использована, так как
увеличение диаметра цилиндра
------ — шестицилиндровый двига-
тель ЗИЛ-130; — ---------восьмици-
линдровый двигатель ЗИС-129;
—------двенадцатицилиндровый дви-
гатель ЗИС-134
позволяет уменьшить ход поршня
до 95 мм и соответственно снизить его скорость, износ деталей
поршневой группы, а также мощность внутренних потерь.
При новых диаметре цилиндра и ходе поршня их отношение
(SID) стало равным 0,88, а средняя скорость поршня при номи-
нальной частоте вращения 10,12 м/с. При такой средней скорости
поршня создается некоторый резерв для дальнейшего роста мощ-
ности за счет повышения номинальной частоты вращения.
Проектные параметры семейства V-образных двигателей ЗИС
приведены на рис. бив табл. 3.
Как свидетельствуют данные табл. 3, двигатели семейства
имеют рабочие объемы и мощности, существенно отличающиеся
друг от друга, что позволяет устанавливать оптимальные по
мощности двигатели на все автомобили, предполагавшиеся
2 Заказ 181
17
3. Проектные параметры семейства V-образных двигателей
Параметры ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-111 ЗИС-134
Число цилиндров 6 8 8 12
Рабочий объем вл . . 5,2 7 6 10,4
Диаметр цилиндра в мм 108 108 100 108
Ход поршня в мм 95 95 95 95
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра .... 0,88 0,88 0,95 0,88
Степень сжатия ..... 6,5 6,5 8,25 6,5
Максимальная мощность в л. с. и соот- ветствующая ей частота вращения в об/мин 135/3200 180/3200 210/4000 250/3000
Максимальный крутящий момент в кгс-м и соответствующая ему ча- стота вращения в об/мин .... 36/1600 47,5/1600 45/2000 68/1600
Минимальный расход топлива в г/(л. с. ч) 240 240 220 250
Литровая мощность в л. с./л .... 26 26 35 24
Среднее эффективное давление в кгс/см2 8,7 8,6 9,4 8,2
Средняя скорость поршня в м/с . . 10,12 10,12 12,65 9,5
Потребное октановое число топлива 72 72 85 72
Масса двигателя в кг 330 450 385 670
Удельная масса двигателя в кг/л. с. 2,45 2,5 1,85 2,67
к выпуску на заводе им. И. А. Лихачева и на связанных с ним
заводах.
Принятая схема изменения рабочего объема дает возможность
максимально унифицировать детали и уменьшить массу каждого
из двигателей, входящих в семейство (табл. 4).
В двенадцатицилиндровом двигателе ЗИС-134 используются
четыре головки шестицилиндрового двигателя ЗИС-130 (собран-
ные с осями коромысел и крышками головок цилиндров), два
впускных и четыре выпускных трубопровода, что увеличивает
количество унифицированных деталей в двигателях семейства.
В двигателе ЗИС-111, предназначенном для установки на лег-
ковой автомобиль, количество неунифицированных деталей увели-
чивается из-за уменьшенного рабочего объема, повышенной сте-
пени сжатия, увеличенной частоты вращения и существенного
отличия фаз газораспределения, а также из-за необходимости
более низкого расположения оси вентилятора системы охлажде-
ния для уменьшения высоты двигателя.
Двигатель ЗИС-Э129. Первым из семейства был спроектирован
V-образный восьмицилиндровый двигатель ЗИС-Э129 (рис. 7 и 8).
Учитывая удовлетворительные результаты, полученные при испы-
таниях двигателя ЗИС-ЭНЗА, для новой модификации ЗИС-129
была выбрана шатровая, полностью обработанная камера сгора-
ния. По отношению поверхности к объему шатровая камера близка
18
4. Унифицированные основные детали и узлы семейства
двигателей ЗИС
Узлы или детали
ЗПС-130
ЗИС-129
3I1C-134
ЗИС-111
Подвеска двигателя . .
Блок цилиндра . . . .
Гильзы цилиндров . . .
Крышки коренных под-
шипников .............
Передняя крышка блока
Головки блока цилин-
дров и прокладки . .
Крышки головок цилин-
дров .................
Поршни, пальцы и коль-
ца ...................
Шатуны . . .
Коленчатый вал
Вкладыши коренных
подшипников . . . .
Маховик ..............
Цепной привод распреде-
лительного вала . . .
Распределительный вал
Толкатели ............
Клапаны и их привод
Оси коромысел ....
Впускная труба ....
Выпускной трубопровод
Масляный картер
Маслоприемник . .
Масляный насос . . .
Масляные фильтры
Система вентиляции . .
Привод распределителя
Система питания . . .
Система охлаждения
Унифицированная
ЗИС-130 | ЗИС-129 | ЗИС-134
Унифицированные
Унифицированные
Унифицированная
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-130
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-130
Унифицированные
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-134
Унифицирован ные
ЗИС-130 ЗИС-129 Нет ।
Унифицированный
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-134 |
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-129
Унифицированные
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-130
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-130
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-130
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-134
Унифицированный
»
Унифицированные Унифицированная Унифицированный
ЗИС-130 ЗИС-129 ЗИС-134 |
Унифицированная
ЗИС-111
ЗИС-129
ЗИС-111
ЗИС-129
ЗИС-129
ЗИС-111
ЗИС-111 *
Нет
ЗИС-111
ЗИС-129
ЗИС-129
ЗИС-129
ЗИС-111
ЗИС-129
ЗИС-111
ЗИС-111
* Отличается от коленчатого вала двигателя ЗИС-129 формой фланца маховика.
к полусферической, имеющей, как известно, высокий термический
к. и. д. При центральном расположении свечи зажигания и нали-
чии кольцевого вытеснителя по периферии камеры сгорания воз-
растает интенсивность завихрения рабочей смеси, улучшается
процесс сгорания и снижаются требования к октановому числу
топлива. Форма камеры сгорания выбрана так, что линия пересече-
ния ее стенок с плоскостью прилегания головки к блоку цилиндров
представляет собой окружность. Вследствие этого прокладка
между головкой цилиндров и верхним торцом гильзы обжимается
по всей его ширине, что создает надежное уплотнение стыка между
головкой цилиндров и блоком.
2* 19
При шатровой камере сгорания нужная степень сжатия опре-
деляется высотой вытеснителя на головке поршня. Это позво-
ляет в необходимых случаях легко изменять степень сжатия.
Диаметр нижнего конуса вытеснителя выбран таким, чтобы при
уменьшении диаметра цилиндра до 100 мм (двигатель ЗИС-Э111)
на блок цилиндров, общий для двигателей ЗИС-Э111 и ЗИС-Э129,
Рис. 7. Поперечный разрез двигателя ЗИС-Э129
можно было устанавливать головку блока двигателя ЗИС-Э129
без каких-либо изменений.
При вертикальном расположении клапанов (под углом 45°
к оси цилиндров) расстояние между фланцами крепления выпуск-
ных трубопроводов оказывается минимальным.
Ниже приведена краткая характеристика основных узлов и
деталей двигателя ЗИС-Э129.
Подвеска двигателя, расположенного поперек в задней части
автобуса, представляет собой три резиновые опоры. Опора под
передней крышкой блока состоит из двух рядом размещенных
20
Наборов круглых резиновых подушек, их гнезд, накладок и рас-
порных втулок. Каждая из двух опор, установленных па картере
маховика, состоит из двух резиновых втулок, охватываемых обой-
мой и соединенных методом вулканизации со штоком, проходящим
внутри них. Чтобы предотвратить перемещение двигателя в осевом
и поперечном направлениях, он связан с силовым каркасом кузова
при помощи шарнирной реактивной тяги, установленной на рези-
новых втулках.
Рис. 8. Расположение газовых
теля
каналов в головке цилиндров двига-
ЗИС-Э129
Блок цилиндров чугунный с мокрыми гильзами. Плоскость
стыка с масляным картером расположена на 66 мм ниже оси
пятиопорного коленчатого вала. Верхняя половина картера махо-
вика отлита как одно целое с блоком. Расстояние между осями
цилиндров равно 135 мм. Смещение рядов цилиндров составляет
29 мм. В отливке имеется камера для установки фильтра грубой
очистки масла.
В верхнюю часть гильзы запрессована вставка из кислотоупор-
ного чугуна. Нижний пояс гильзы уплотнен тремя резиновыми
кольцами, установленными в канавках на гильзе, а верхний пояс —
прокладкой между головкой и блоком цилиндров.
Передняя крышка блока чугунная, на ней расположен фланец
для крепления топливного насоса.
21
Штампованная крышка коробки толкателей размещена на верх-
нем торце блока. На крышке расположена маслозаливная труба,
а снизу к ней крепится маслоотделитель системы вентиляции кар-
тера. Между блоком и крышкой коробки толкателей устанавли-
вается пробковая прокладка.
Головки цилиндров чугунные, с полностью обработанной
шатровой камерой сгорания. Гнезда клапанов расположены в од-
ной плоскости, параллельной оси коленчатого вала, отверстие для
свечи зажигания находится в центре камеры сгорания. Угол
фаски седла выпускного клапана, запрессованного в головку,
равен 90°, а впускного, выполненного в теле головки, 120°.
Головка цилиндра крепится к блоку 17 болтами с резьбой М12
(по пять болтов на цилиндр). Стык между блоком цилиндров и
головкой уплотнен прокладкой из асбестового картона, облицо-
ванного с двух сторон стальными листами. Во всех отверстиях про-
кладки установлены пистоны. Крышка головки цилиндров литая
из алюминиевого сплава, крепится к головке четырьмя централь-
ными шпильками.
Поршни автотермические, отлиты из алюминиевого сплава.
Днище поршня имеет вытеснитель в виде усеченного конуса с допол-
нительными углублениями, обеспечивающими равномерный зазор
между вытеснителем, поверхностью камеры сгорания и клапанами.
Диаметр нижнего (большого) основания вытеснителя меньше диа-
метра поршня, поэтому в камере сгорания образуется кольцевой
вытеснитель, усиливающий завихрение смеси.
Головка поршня отделена от юбки поперечными прорезями.
Поперечное сечение юбки — овал, в котором разница между наи-
большим и наименьшим диаметрами равна 0,3 мм.
Поршневой палец плавающего типа. Осевая фиксация пальца
осуществляется с помощью двух стопорных колец, изготовленных
из проволоки круглого сечения.
Поршневые кольца чугунные, с грушевидной эпюрой радиаль-
ного давления на стенку цилиндров. Верхнее компрессионное
кольцо (высота 2,5 мм и радиальная толщина 4,5 мм) хромиро-
вано по наружной цилиндрической поверхности. У верхнего торца
кольца на внутренней цилиндрической поверхности сделана про-
точка. Нижнее компрессионное кольцо (высота 3 мм и радиальная
толщина 4,5 мм) имеет наружную поверхность в виде конуса
с проточкой, расположенной у нижнего торца. Маслосъемные
кольца со скребками на наружной поверхности установлены по два
в одну канавку. Масло отводится внутрь поршня через отверстия,
просверленные в канавке маслосъемного кольца.
Шатун стальной, двутаврового сечения, без центрального
отверстия для подвода смазки к поршневому пальцу. Длина ша-
туна 175 мм; отношение радиуса кривошипа к длине шатуна со-
ставляет 1/3,68 или 0,272. В верхнюю головку шатуна запрес-
сована свертная бронзовая втулка. В крышке шатуна имеется
канавка для подачи масла на стенку цилиндров.
22
Вкладыши коренных и шатунных подшипников коленчатого
вала взаимозаменяемые, тонкостенные, стальные, залитые анти-
фрикционным сплавом СОС 6-6.
Некоторые параметры вкладышей шатунных коренных под-
шипников приведены в табл. 5.
5. Характеристика вкладышей шатунных и коренных подшипников
Наименование ЗИС-Э129 и ЗИЛ-375 Ле Руа TH -540 Рио OV-220 Иптср- ней тин л UV-519
Вкладыши шатунных подшипников
Антифрикционный материал .... Диаметр шатунной шейки ш в мм Длина шатунной шейкн /ш, ш в мм ?Ш. Ш 4п . Ш в см2/(кгс.м) . Баббит 66 29 Свинц 69,88 31,75 овистая б 63,5 23,55 эолза 66,6 32,3
3,22 2,85 2,15 2,84
Фп. шЙи.Ш 2/п 22 20 16,5 19,0
Vh
Вкладыши коренных подшипников
Антифрикционный материал .... Баббит Свинцовистая бронза
Диаметр коренной шейки dK. ,,, в мм Ширина вкладыша коренного подшип- 75 82,55 76,2 79,3
ника ZK. ш в мм . . . . 26 28,45 30 99 24,5
54к. т 1к- ш см2Дкгс • м! 2,05 1,89 2,13 1,78
ш гк. ш 2/ „ 13,9 13,4 16,3 13,6
V 1г
Примечание. Ме — крутящий момент одного цилиндра; — рабочий
объем цилиндра.
На вкладышах коренных подшипников имеется канавка для
подвода масла к шатунным подшипникам. На одной из поверх-
ностей стыка шатунных вкладышей сделана прорезь для подачи
масла на стенку цилиндров.
Фиксация коленчатого вала от осевых перемещений осуще-
ствляется упорными биметаллическими (сталь — СОС 6-6) шай-
бами, расположенными в его передней части. Для предупрежде-
ния проворота шайб служат выступы, входящие в прорези на
крышке переднего коренного подшипника.
Коленчатый вал пятиопорный, крестообразный, стальной,
кованый; шейки закалены т. в. ч. Противовесы представляют собой
одно целое с валом и уравновешивают моменты центробежных сил
и сил инерции первого порядка. При принятых размерах шеек
вала их перекрытие равно 23 мм или 48,5% радиуса кривошипа.
Масло к шатунному подшипнику подводится по просверленному
в каждой щеке каналу, идущему от соседней коренной шейкн.
23
На переднем конце коленчатого вала расположены шкив для при-
вода агрегатов и резиновый каркасный двухкромочный сальник,
запрессованный в гнездо передней крышки блока. Для защиты
сальника от пыли применено войлочное кольцо. Задний конец
коленчатого вала уплотняется асбестовым набивным сальником,
расположенным в кольцевой проточке заднего коренного подшип-
ника. Уплотнение боковых вертикальных поверхностей крышки
заднего коренного подшипника осуществляется деревянными
колышками, а горизонтальных поверхностей стыка с блоком —
н.п.т.
Рис. 9. Фазы газораспределения дви-
гателя ЗИС-Э129
прокладками из маслостойкой
резины.
Маховик чугунный, с зубча-
тым венцом для пуска двига-
теля от стартера.
Распределительный вал
стальной, пятиопорный. Шейки
и кулачки вала закалены т. в. ч.
На переднем конце вала рас-
положены эксцентрик привода
топливного насоса, закреплен-
ный на валу при помощи болта,
и распорное кольцо для осевой
фиксации вала. Перед послед-
ней, пятой, опорой вала уста-
новлена шестерня привода рас-
пределителя и масляного насо-
са. Распределительный вал
приводится во вращение от
звездочки на коленчатом валу
Кулачки имеют безударный про-
при помощи бесшумной цепи.
филь и характеризуются большим коэффициентом полноты диа-
граммы подъема клапана. Фазы газораспределения даны на рис. 9
(сплошные линии—фазы основного профиля, штриховые—полного).
От продольных смещений распределительный вал фиксируется
при помощи распорного кольца и упорного чугунного фланца,
укрепленного на переднем торце блока цилиндров.
Толкатели гидравлические, саморегулирующиеся, с корпусом
в виде стакана. Такая конструкция корпуса облегчает демонтаж
и монтаж толкателя на двигателе. Увеличенный до 17 мм диаметр
плунжера (против 11 мм в толкателе ЗИС-110) обеспечивает
большую силу, необходимую для устранения зазора в механизме
привода верхних клапанов.
Штанги толкателей стальные (из прутка) с закаленными
сферическими концами.
Впускной клапан изготовлен из стали 40ХН и имеет рабочую
фаску под углом 120°. Диаметр стержня клапана 9 мм.
Выпускной клапан имеет головку, изготовленную из стали
Х13Н7С2, и стержень из стали 40Х. Угол рабочей фаски равен 45°,
24
6. Удельные проходные сечения клапанов
Параметры ЗИС-Э129, ЗИЛ-Э130 Ле Руа TH-540 Рио OV-220 ЗИЛ-1Э130, ЗИЛ-Э129Б и ЗПЛ-375 Интерней- шнл UV-549
Рабочий объем цилиндра в л Частота вращения, соответ- ствующая максимальной 0,87 1,108 0,903 0,87 1,13
мощности, в об/мин Впускной клапан: диаметр головки клапа- 3200 3000 3200 3200 2600
на dBn в мм . . . , высота подъема клапа- 46,5 49,28 50,80 51 54,8
на /гвп в мм ... 9,75 10,41 11,20 9,75 Н,1
^012 в см2/л . 5,21 4,64 6,31 5,72 5,37
^вгЛвп СМ п л-об/мин Vfl 1000 Выпускной клапан: диаметр головки клала- 1,63 1,54 1,97 1,87 2,02
на £^вып в мм . . . высота подъема клала- 35 38,1 45,72 41 45,9
на йвып в мм ... 9,75 10,41 11,84 9,75 11,1
£/вып&вып 9 / ———— в см2/л 3,91 3,58 5,98 4,6 4,5
* h ^ВЫП^ВЬШ СМ2 п л-об/мин Vh 1000 1,22 1,19 1,87 1,44 1,74
диаметр стержня 9 мм. Удельные проходные сечения клапанов
приведены в табл. 6.
Клапан соединяется с пружиной при помощи тарелки и двух
конических сухарей. Чтобы клапаны могли вращаться во время
работы двигателя, сухари установлены в специальной проставке,
площадь контакта которой с тарелкой имеет малый радиус. Это
обеспечивает малый момент сопротивления при вращении про-
ставки относительно неподвижной тарелки и позволяет клапану
с сухарями и проставкой под воздействием случайных сил пово-
рачиваться в направляющей втулке.
Направляющая втулка чугунная.
Седло выпускного клапана изготовлено из хромоникелевого
отбеленного чугуна твердостью HRC 50—60.
Коромысло клапана стальное, кованое, с закаленными по-
верхностями, контактирующими с торцом клапана и сферой
штанги. В отверстие для оси коромысел запрессована бронзовая
втулка.
Ось коромысел стальная, полая; места соприкосновения со
втулкой коромысел закалены т. в. ч.
25
Стойки, изготовленные из ковкого чугуна, по четыре уста-
навливаются на каждой головке цилиндров и крепятся к ней при
помощи специальной шпильки (используемой также и для креп-
ления крышки головки). Шпильки проходят в отверстия оси коро-
мысел и этим удерживают ее от проворота.
Впускная труба чугунная. В ней размещены каналы отвода
от головок охлаждающей жидкости и поперечный канал пере-
пуска отработавших газов для подогрева горючей смеси.. Труба
имеет фланец для установки термостата. Каналы, подводящие
горючую смесь к цилиндрам, расположены в два яруса. Каналы
каждого из этих ярусов соединены с двумя отверстиями четырех-
камерного карбюратора, по ним подается смесь в два крайних
цилиндра в одном ряду и два средних в другом. Количество отра-
ботавших газов, проходящих по перепускному каналу, располо-
женному в нижней части впускной трубы в зоне под карбюратором,
регулируется заслонкой, установленной на левом выпускном тру-
бопроводе и управляемой термостатической биметаллической пру-
жиной.
Выпускные трубопроводы чугунные, по одному с каждой сто-
роны.
Смазка двигателя осуществляется под давлением, создаваемым
односекционным шестеренчатым насосом, расположенным вне
масляного картера. Это позволяет размещать глубокую часть
масляного картера как в передней, так и в задней частях двига-
теля, что облегчает его установку на различных автомобилях.
Масло из картера забирается насосом с помощью плавающего
маслопрнемника. Насос приводится в движение от распредели-
тельного вала двумя винтовыми шестернями. Все масло, пода-
ваемое насосом, проходит через щелевой фильтр грубой очистки,
расположенный в специальной полости, прилитой к блоку цилин-
дров. Частично масло очищается также в параллельно включен-
ной центрифуге.
Система вентиляции картера устроена так, что атмосферный
воздух через фильтр в крышке маслозаливного патрубка посту-
пает в переднюю часть коробки толкателей, отделенную от задней
ее части специальной штампованной перегородкой. Через отверстия
в своде блока над распределительным валом воздух проходит
дальше в полость над масляным картером и попадает в заднюю
часть коробки толкателей. Отсюда картерные газы удаляются
в атмосферу, но предварительно проходят через маслоотдели-
тель, установленный на крышке коробки толкателей.
В системе охлаждения циркуляция охлаждающей жидкости
осуществляется центробежным насосом, установленным на перед-
нем торце блока цилиндров. Насос приводится в движение от
шкива на коленчатом валу клиновым ремнем шириной 11 мм.
Из двухулиточного корпуса насоса через отверстия в переднем
торце блока охлаждающая жидкость поступает в водяную рубашку
каждого из цилиндров. Через отверстия в плоскости прилегания
26
головок к блоку охлаждающая жидкость проходит в охлаждаю-
щие каналы головок, омывая камеры сгорания, бобышки направ-
ляющих втулок клапанов, бобышки свечей зажигания и выпуск-
ные патрубки. Через отверстия в задней части головок блока
жидкость отводится по каналам во впускной трубе к корпусу
термостата и затем в радиатор.
Центробежный насос системы охлаждения имеет два спираль-
ных выпускных канала (улитки), каждый из которых подает
охлаждающую жидкость в один ряд цилиндров. Жидкость в насос
подается в заднюю его часть за рабочим колесом. Уплотнение на-
соса осуществляется торцовой резиновой манжетой с внутренней
распорной пружиной. Упорная шайба изготовлена из меднографи-
товой композиции. Вал насоса вращается в двух шарикоподшип-
никах. На переднем конце вала на конусной разжимной муфте
установлен фланец и шкив привода насоса.
В корпусе термостатов, размещенном на впускной трубе,
расположены два параллельно действующих термостата сильфон-
ного типа, прекращающих подачу охлаждающей жидкости в радиа-
тор, когда ее температура становится ниже допустимой, и направ-
ляющих ее в водяной насос через систему охлаждения компрес-
сора, используемую в качестве байпаса.
Вентилятор в связи с расположением двигателя в задней части
автобуса установлен отдельно от двигателя и приводится во вра-
щение от шкива коленчатого вала при помощи клинового ремня
и карданной передачи.
Карбюратор К-85 четырехкамерный, с падающим потоком,
специально сконструирован для двигателя ЗИС-Э129. Необходи-
мый состав горючей смеси обеспечивается пневматическим тормо-
жением топлива в главной дозирующей системе и экономайзером.
Карбюратор состоит из двух сдвоенных карбюраторов. В каждом
сдвоенном карбюраторе одна камера — главная, служит для при-
готовления смеси необходимого состава на всех режимах работы
двигателя до средних нагрузок. Другая камера — дополнитель-
ная, обеспечивает приготовление смеси для режимов средних и
полных нагрузок. Эта камера вступает в работу, когда угол от-
крытия ее дроссельных заслонок достигает 58°. Оба сдвоенных кар-
бюратора работают параллельно. Система холостого хода имеется
только в главных камерах, а экономайзеры с вакуумным приво-
дом — только в дополнительных камерах. Ускорительный насос
(один на две секции) впрыскивает топливо в главные камеры. Тем-
пературный регулятор воздействует на воздушную заслонку
карбюратора, прикрывая ее при пуске и прогреве двигателя,
что обеспечивает необходимое на этих режимах обогащение
смеси.
Топливный насос диафрагменный с двумя впускными клапанами
и рычагом для ручной подкачки топлива. Насос установлен на
передней крышке блока и приводится в действие от эксцентрика,
расположенного на переднем конце распределительного вала.
27
Фильтр-отстойник щелевого типа установлен между топливным
насосом и карбюратором.
Сетчатый фильтр расположен перед топливным насосом.
Воздухоочистители (два) масляно-инерционного типа, уста-
новленные в коробе воздухопровода, работают параллельно.
Двигатель ЗИС-ЭШ
Двигатель ЗИС-ЭШ разрабатывался одновременно с двига-
телем ЗИС-Э129 как его максимально унифицированная модифи-
кация.
Применение на двигателе ЗИС-Э111 с рабочим объемом 6 л
впускного тракта с размерами проходных сечений двигателя
ЗИС-Э129 с рабочим объемом 7 л повысило наполнение цилиндров
и частоту вращения, соответст-
вующую максимальной мощности.
Несмотря на максимальную уни-
фикацию из-за специфики дви-
гателя легкового автомобиля по-
требовалось ввести изменения
в некоторые узлы и детали; так,
для уменьшения высоты передней
части двигателя ось вентилятора
и водяного насоса расположена
ниже, чем у двигателя ЗИС-Э129,
при этом задняя часть водяного
насоса и передняя крышка блока
объединены в одной отливке. Со-
ответственно изменены шкивы и
ремни привода различных агрега-
тов, установленных на двигателе.
Для обеспечения работоспособно-
сти привода клапанов при более
высоких частотах вращения был
применен профиль кулачка двига-
теля ЗИС-ЭПЗ, обусловливающий
меньшие ускорения.
На рис. 10 приведены скорост-
ные характеристики двигателей
ЗИС-Э129 и ЗИС-ЭШ. Двига-
тель ЗИС-Э129 развивает макси-
Рис. 10. Скоростные характеристи-
ки двигателей (Gt — часовой расход
топлива):
---------ЗИС-Э129;
---------ЗИС-Э111
мальный крутящий момент 47,5 кгс-м, что соответствует техни-
ческим условиям; максимальная мощность оказалась меньше
проектируемой на 10 л. с. Крутящий момент и мощность двига-
теля ЗИС-ЭШ значительно меньше проектных (41 кгс-м вместо
45 кгс-м и 162 вместо 210 л. с.).
В процессе выяснения причин малой мощности двигателя было
установлено, что при принятой схеме подогрева горючей смеси во
28
впускной трубе (с использованием тепла отработавших газов) при
максимальной нагрузке двигателя поддерживается излишне вы-
сокая температура стенок в зоне перепускного канала. Это вызы-
вает перегрев горючей смеси и падение мощностных показателей
двигателя. Так, при полном перекрытии перепускного канала
двигателя ЗИС-Э129 максимальный крутящий момент возрастает с
45,5 до 47,6 кгс-м, а максимальная мощность — со 168 до 175 л. с.
На двигателе ЗИС-Э111 впускная труба изготовлена из алюми-
ниевого сплава, имеющего высокий коэффициент теплопровод-
ности, поэтому горючая смесь нагревается меньше и разница в мощ-
ностных параметрах при открытой и закрытой заслонке пере-
пускного канала тоже значительно меньше. При работе с прикры-
той дроссельной заслонкой (нагрузочные режимы) в случае допол-
нительного подогрева горючей смеси экономичность двигателя
падала.
Таким образом, можно сделать вывод, что при температуре на-
ружного воздуха около 20° С нет необходимости в дополнительном
подогреве и что степень эффективности подогрева горючей смеси
должна определяться при более низкой температуре окружающего
воздуха. Поэтому площадь сечения перепускного канала в дви-
гателе ЗИС-Э129 была уменьшена с 9 до 2 см2. В результате этого
разница мощностных показателей двигателя при открытой и за-
крытой заслонке стала незначительной. Показатели двигателя
ЗИС-Э129 были близки к проектным и достижение значений, задан-
ных техническими условиями, не представляло больших труд-
ностей. Эти показатели могли быть получены при более тщатель-
ной отработке системы подогрева горючей смеси и уточнении фак-
тической степени сжатия.
Проведение аналогичных изменений в двигателе ЗИС-ЭШ не
могло улучшить его показателей настолько, чтобы они соответ-
ствовали бы заданным техническим условиям.
Сравнение скоростных характеристик двигателей ЗИС-ЭПЗ
и ЗИС-ЭШ (см. рис. 5 и 10) показывает, что при шатровой
камере сгорания и четырехкамерном карбюраторе двигатель
ЗИС-ЭШ * развивает такую же максимальную мощность при
той же частоте вращения, что и двигатель ЗИС-ЭНЗ при сфериче-
ской камере сгорания и двухкамерном карбюраторе МКЗ-ЛЗ.
Ранее указывалось, что главной причиной недостаточного напол-
нения цилиндров двигателя ЗИС-ЭПЗ при номинальной частоте
вращения являлся карбюратор.
В двигателе ЗИС-ЭШ с самого начала был установлен специ-
ально сконструированный четырехкамерный карбюратор. Однако
то обстоятельство, что максимум кривой мощности соответствовал
п = 3400 об/мин вместо п = 4000 об/мин, а максимальная мощ-
ность не превышала 162 л. с. вместо 210 л. с., свидетельство-
* Степень сжатия двигателя ЗИС-ЭШ была равна 7,5, т. е. близка к сте-
пени сжатия двигателя ЗИС-ЭНЗ.
29
вало о больших гидравлических сопротивлениях на пути движе-
ния горючей смеси к цилиндрам, а возможно и отработавших
газов.
Необходимо было подвергнуть тщательному исследованию
проходные сечения впускного и выпускного трактов.
7. Удельные проходные сечения впускного и выпускного трактов
двигателей ЗИС-ЭПЗ и ЗИС-ЭШ
Параметры ЗИС-ЭИЗ ЗИС-ЭШ
Рабочий объем цилиндра вл ... Частота вращения, соответствующая 0,747 0,747
максимальной мощности, в об/мин 4000 4000
Впускной тракт
Площадь впускного канала в см2 13 12,6
Диаметр головки клапана dBn в мм 45,5 46,5
Подъем клапана /гвп в мм 9,75 9,75
^2 в см2/л .... Vh ^вгЛвп D см2 5,95 1,49 6,08 1,52
.. п л-об/мин
1/1 1000
Выпускной тракт
Площадь выпускного канала в см2 10,2 9,6
Диаметр головки клапана dBbln в мм 39 35
Подъем клапана hBW в мм ^выпйвып о/ 9,75 5,09 9,75 4,56
Y г 13 ClVl / v 1 ..... 9 Vh ^ВЫП^ВЫП в см
1,27 1,22
. п “л-об/мин Vh 1000
Как видно из табл. 7, удельные проходные сечения у обоих
двигателей практически одинаковы. Можно было предположить,
что повышенное гидравлическое сопротивление в двигателе
ЗИС-ЭШ могло наблюдаться при перетекании горючей смеси
между кромкой клапанов и стенками камеры сгорания. Действи-
тельно, в двигателе ЗИС-ЭИЗ сферическая форма камеры сгора-
ния, а также расположение клапанов под углом к оси цилиндров
позволили создать достаточно свободный проход в указанном выше
месте. Этот проход значительно больше, чем в головке блока дви-
гателя ЗИС-Э111. В шатровой камере сгорания двигателя ЗИС-Э111
не было конструктивных возможностей увеличить зазор между
головками клапанов и стенками камеры, чтобы уменьшить гидрав-
лические сопротивления в этом месте. Становилось очевидным, что
при шатровой форме камеры сгорания нельзя достичь проектных
показателей двигателя ЗИС-Э111.
30
Более целесообразным представлялось применение клиповой
камеры сгорания, так как в такой камере клапаны могут быть рас-
положены более свободно, а вследствие плавного нарастания давле-
ния в ней двигатель будет работать более мягко. Создание в кли-
новой камере сгорания интенсивного завихрения смеси способ-
ствует снижению требований к антидетонашюнным качествам
топлива. Несомненным преимуществом клиновой камеры сгорания
является также простая конструкция привода клапанов, хороший
доступ к свечам зажигания и возможность изготовления поршня
с плоским днищем. Такой поршень имеет наименьшую площадь
соприкосновения с горячими газами и соответственно более низ-
кую рабочую температуру.
Двигатель ЗИЛ-Э130. Клиновая камера сгорания была при-
менена в шестицилиндровом V-образном двигателе ЗИЛ-Э130
(рис. 11). В этой камере расстояние между стенками и кромками
головок клапанов значительно увеличено. В шатровых камерах
сгорания двигателей ЗИС-Э129 и ЗИС-ЭШ указанное расстояние
составляло 4,25 мм, в клиновой камере сгорания 10 мм. При
таком увеличении проходного сечения между стенкой камеры сго-
рания и головкой клапана должно было резко измениться сопро-
тивление впускного и выпускного трактов. Для оценки гидравли-
ческих сопротивлений были проведены сравнительные испытания
головок блока цилиндров V-образных двигателей.
При испытании головки блока цилиндров продували на без-
моторной установке при одном максимально открытом клапане.
Направление потока воздуха через впускные и выпускные каналы
соответствовало направлению движения свежей смеси в отрабо-
тавших газов на работающем двигателе. В специальной камере
безмоторной установки, расположенной за испытуемой головкой
блока, измеряли разрежение, характеризующее сопротивление
канала. В процессе испытаний измеряли также и расход воздуха.
На рис. 12, а и б приведены результаты испытаний. Из рис. 12, а
следует, что при расходе воздуха 70 м3/ч сопротивление впуск-
ного канала головка цилиндров двигателя ЗИС-ЭШ в 1,43 раза
превышает аналогичное сопротивление в головке двигателя
ЗИЛ-Э130. Такое большое уменьшение сопротивления в головке
цилиндров двигателя ЗИЛ-Э130 объяснялось в значительной сте-
пени увеличением зазора между стенкой камеры сгорания п кром-
ками головок клапанов. Сопротивление выпускного канала
двигателя ЗИС-ЭШ (рис. 12, б) больше аналогичного сопро-
тивления в двигателе ЗИЛ-Э130 в 1,75 раза.
На рис. 12, а и б приведены также кривые сопротивления
впускных и выпускных каналов головки блока двигателя
ЗИЛ-1Э130, отличающейся от головки блока двигателя ЗИЛ-Э130
клапанами увеличенного диаметра и наличием поднутрения в стен-
ках камеры сгорания, которое было сделано с целью сохранения
зазора между этими стенками и головками клапанов увеличен-
ного диаметра, равного 10 мм (как в двигателе ЗИЛ-Э130).
31
Таким образом, наименьшее сопротивление имеют впускной и вы-
пускной тракты двигателя ЗИЛ-1Э130.
Проведенное исследование показало, что разрабатываемые V-
образные двигатели семейства имеют большие резервы для улучше-
ния впускного и выпускного трактов и, следовательно, повышения
Рис. 11. Поперечный разрез двигателя ЗИЛ-Э130
мощностных показателей двигателей. Эти резервы были реализо-
ваны при дальнейшем усовершенствовании конструкции двига-
телей в последующих опытных сериях.
С целью унификации, а также для того чтобы детали всех
двигателей семейства можно было обрабатывать на одной автомати-
ческой линии, двигатель ЗИЛ-Э130 был выполнен с углом развала
цилиндров 90° и с трехкривошипным коленчатым валом, имеющим
32
угол между кривошипами 120°. При такой схеме двигателя остается
неуравновешенным момент сил инерции второго порядка и рабо-
чие ходы в цилиндрах чередуются неравномерно.
Неуравновешенный момент сил инерции второго порядка, дей-
ствующий в горизонтальной плоскости,
Л1;-п = 1,414 ainjr<i>2'k (1,5 cos 2<р 0,866 sin 2<р),
где а — расстояние между осями цилиндров;
trij — масса возвратно-поступательно движущихся частей;
г — радиус кривошипа;
со — угловая скорость коленчатого вала;
X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
ср — угол поворота кривошипа.
Рис. 12. Сопротивление каналов головок цилиндров при максимально поднятых
клапанах различных двигателей:
а — впускные каналы; б — выпускные каналы; / — ЗПЛ-1Э130; 2 — ЗИС-ЭПЗ и ЗИЛ-
Э130; 3— ЗИС-ЭШ; 4 — ЗПС-ЭПЗ; 5 — ЗИЛ-Э130; 6 — ЗИС-ЭШ
Однако наличие этого момента не приводит к появлению
сколько-нибудь заметных колебаний двигателя на его упругой
подвеске. Это объясняется тем, что указанный момент имеет не-
большую величину, а частота его изменения значительно больше
частоты собственных колебаний двигателя на его подвеске, опре-
деляемой большим моментом его инерции относительно оси, вокруг
которой происходят колебания, и малой жесткостью подвески
двигателя.
В то же время из-за неравномерности чередования вспышек
в цилиндрах двигателя возникают некоторые проблемы, без реше-
ния которых невозможна нормальная работа двигателя.
3 Заказ 181 33
При угле развала V-образного шестицилиндрового двигателя
90° и трехколенном вале с углом между коленами 120° возможны
два основных варианта чередования рабочих ходов в цилиндрах
(рис. 13): первый—120°—120°—90°—120°—120°—150° и второй
90°—150°—90°— 150°—90°— 150°.
Для достижения одинаковой неравномерности вращения колен-
чатого вала при чередовании рабочих ходов по первому варианту
требуется маховик с меньшим моментом инерции, чем при втором
варианте чередования рабочих ходов. Хотя увеличение момента
инерции маховика приводит к некоторому снижению ускорения
автомобиля при движении на низших передачах и к увеличению
Рис. 13. Варианты чередования рабочих ходов в V-образном шестици-
линдровом двигателе с углом развала 90°:
а — при интервалах 120° —120°—90° —120° —120° —150°; б — при интервалах
90°—-150° — 90° —150°—-90° —-150°; 1—6 — номера цилиндров
расхода металла, в шестицилиндровых V-образных двигателях
с углом развала цилиндров 90° и трехколенным валом применяется
преимущественно второй вариант чередования рабочих ходов,
при котором необходима установка маховика с большим моментом
инерции. Это объясняется следующими соображениями.
1. Для обеспечения наибольшей равномерности потока воздуха
через одну из смесительных камер двухкамерного карбюратора
при первом варианте приходится объединять в одной трубе впуск-
ные каналы двух цилиндров из одного ряда и одного цилиндра
из другого (рис. 13). При этом чередование ходов впуска в этих
цилиндрах оказывается неравномерным (240°—210°—270°), что
ухудшает смесеобразование в карбюраторе и уменьшает наполне-
ние цилиндров. Чередование выпусков также оказывается неравно-
мерным (120°—120°—480°), что усложняет создание эффективного
глушителя.
34
При чередовании рабочих ходов по второму варианту одну
из смесительных камер карбюратора соединяют с тремя цилин-
драми, расположенными в одном ряду. При такой схеме чередова-
ние ходов впуска в цилиндрах, связанных с одной смесительной
камерой карбюратора, оказывается равномерным (через 240°).
Это благоприятно сказывается на смесеобразовании в карбюра-
торе и наполнении цилиндров вследствие использования инер-
ционного наддува. Равномерное чередование импульсов выпуска
(через 240°) создает благоприятные условия для очистки камер
сгорания от остаточных газов и облегчает создание эффективного
глушителя.
2. Рассмотрение гармонических составляющих суммарной тан-
генциальной силы для указанных выше вариантов чередования
рабочих ходов показывает, что в первом случае сравнительно
велики амплитуды гармонических составляющих половинного и
полуторного порядков. При втором варианте чередования рабо-
чих ходов отсутствуют колебания половинного порядка, но боль-
шую амплитуду имеет составляющая полуторного порядка.
Опыт показывает, что при наличии возмущающих гармони-
ческих составляющих второго порядка (как у четырехцилиндро-
вых четырехтактных двигателей) создание удовлетворительно ра-
ботающей подвески не вызывает особых затруднений. Несколько
сложнее создание удовлетворительно работающей подвески при
наличии возмущающих гармоник полуторного порядка (характер-
ных для трехцилиндровых четырехтактных двигателей).
При наличии низкочастотных гармонических составляющих
крутящего момента могут возникать значительные колебания дви-
гателя на упругой подвеске. В этом случае создание подвески,
обеспечивающей минимальные вибрации узлов и деталей автомо-
биля, затруднено и требуются специальные трудоемкие иссследо-
вания. Именно по этой причине при выборе порядка чередования
рабочих ходов в двигателе ЗИЛ-Э130 предпочтение было отдано
второму варианту.
Вследствие применения двухрядного расположения цилин-
дров в шестицилиндровом двигателе ЗИЛ-Э130 уменьшилась его
длина на 283 мм в сравнении с двигателем ЗИЛ-164, а также и
высота. Ширина двигателя осталась практически неизменной.
Соответственно уменьшению габаритных размеров двигателя
уменьшилась и его масса. По сравнению с массой двигателя
ЗИЛ-164 (435 кг) масса двигателя ЗИЛ-Э130 (336 кг при одина-
ковой комплектности) оказалась на 99 кг меньше.
В соответствии с принятой системой унификации в двигателе
ЗИЛ-Э130 наиболее широко использовались детали и узлы дви-
гателя ЗИС-Э129. Ниже описаны узлы и детали, специально
спроектированные для двигателя ЗИЛ-Э130.
Подвеска двигателя состоит из четырех опор: две опоры рас-
положены в передней части блока и две — на картере сцеп-
ления.
3*
35
Из-за наличия в кривой суммарной тангенциальной силы гар-
монической составляющей полуторного порядка и действия в го-
ризонтальной плоскости неуравновешенного момента сил инерции
второго порядка передняя и задняя опоры двигателя ЗИЛ-130
выполнены повышенной податливости как в вертикальной, так
и в горизонтальной плоскостях. Каждая из передних опор пред-
ставляет собой две стальные шайбы, соединенные методом вулка-
низации с расположенной между ними резиновой подушкой.
Рис. 14. Расположение газовых каналов в головке двигателя
ЗИЛ-Э130
Опоры при помощи литых кронштейнов укреплены на вертикаль-
ных фланцах в передней части блока. Задняя опора клинового
типа состоит из двух отлитых из ковкого чугуна кронштейнов,
между которыми находится привулканизированная к ним резина.
Головки цилиндров чугунные с отлитой клиновой камерой сго-
рания. Клапанные гнезда расположены в плоскости, параллель-
ной оси коленчатого вала. Размещение свечи зажигания в камере
сгорания под углом 45° к оси цилиндра позволило расположить
над свечой очень короткий и простой по форме выпускной канал,
обеспечивающий минимальную теплопередачу от отработавших
газов в систему охлаждения двигателя (рис. 14).
Поршень имеет плоское днище, головка поршня отделена
от юбки поперечными прорезями, сечение юбки овальное. Ось
поршневого пальца смещена на 1,5 мм от оси цилиндра в сторону
действия максимальной боковой силы. В результате этого перерас-
пределяется давление на стенку цилиндра по высоте юбки и умень-
36
В.мгп.
Н.м.т.
Рис. 15. Фазы газораспределения дви-
гателя ЗИЛ-Э130
шается его максимальная величина, а следовательно, и износ
юбки поршня. При указанном смещении несколько снижается шум
при работе двигателя, так как уменьшается качание поршня
в в. м. т.
Распределительный вал четырехопорный. В связи с приме-
нением механических толкателей был разработан специальный
профиль кулачка, отличающийся от профиля кулачка двигателя
ЗИС-Э129 большим подъемом клапана на участках сбега (па участ-
ках начала подъема и посадки клапана). Профиль кулачка безудар-
ный, симметричный и выпол-
нен по полиному высокой сте-
пени. Фазы газораспределения
приведены на рис. 15.
Толкатели механические,
стальные, закаленные. Для
обеспечения вращения толка-
теля во время работы двигателя
опорная поверхность толкателя
сделана сферической, а кулач-
ка — конической.
Коромысло стальное, кова-
ное с винтом для регулировки
зазора в клапанном механизме.
Впускная труба отличается
от впускной трубы двигателя
ЗИС-Э129 тем, что впускные
каналы соединяют три цилинд-
ра в одном из рядов с одной из
камер двухкамерного карбюра-
тора. Регулирующая заслонка
жена на правом выпускном трубопроводе.
Система вентиляции картера — картерные газы при помощи
трубки отводятся в воздухоочиститель двигателя.
Вентилятор шестилопастный, приводится в движение от шкива
коленчатого вала при помощи двух клиновых ремней малого
сечения.
Натяжение ремней осуществляется за счет перемещения гене-
ратора.
Карбюратор К-84 двухкамерный, с падающим потоком. Компен-
сация состава горючей смеси осуществляется путем пневмати-
ческого торможения топлива и применения двух клапанов эконо-
майзеров (с пневматическим и механическим приводами). Карбю-
ратор имеет раздельную для каждой камеры систему холостого
хода с питанием из главного топливного канала. Для обогащения
смеси при резком открытии дроссельных заслонок установлен
ускорительный насос с механическим приводом. Поплавковая
камера, ускорительный насос, экономайзеры и воздушная за-
слонка — общие для обеих камер.
в перепускном канале располо-
37
Воздухоочиститель масляно-инерционный, с двухступенчатой
очисткой воздуха и специальным патрубком для соединения с си-
стемой вентиляции картера двигателя.
На рис. 16 изображена скоростная характеристика двигателя
ЗИЛ-Э130 с соответственно подобранными фазами газораспре-
деления и характеристикой карбюратора К-84. Максимальную
мощность 121 л. с. двигатель развил при п = 3200 об/мин, а
максимальный крутящий момент 33 кгс-м при п = 1700 об/мин.
Полученные параметры оказались намного ниже проектных. Из
рис. 16 следует, что при отключении подогрева максимальная
Рис. 16. Скоростные характеристики двигателя
ЗИЛ-Э130:
----— — перепускной канал подогрева смеси открыт;
---- — то же, перекрыт; — коэффициент наполне-
ния двигателя; Т]м — механический к. п. д. двигателя;
^тр — мощность трения
мощность достигает 131 л. с., а максимальный крутящий мо-
мент 36 кгс-м. Эти показатели уже близки к проектным. Следо-
вательно, и в этой модификации поддерживается излишне высокая
температура стенок перепускного канала, что влечет за собой
перегрев горючей смеси, появление детонации и необходимость
перехода на малые углы опережения зажигания.
Становилось очевидным, что дальнейшее улучшение мощност-
ных показателей двигателя может быть достигнуто прежде всего
более тщательной отработкой системы подогрева. Вместе с тем
еще не были исчерпаны все резервы увеличения мощности путем
изменения фаз газораспределения, размеров клапанов, а также
конструкции карбюратора.
38
Двигатель ЗИЛ-Э134. Двенадцатицилиндровый двигатель
ЗИЛ-Э134 (см. техническую характеристику двигателя ЗИС-134
в табл. 4) в соответствии с принятой системой унификации был
выполнен с углом развала цилиндров 90°. Для этого двигателя
вновь были разработаны только детали, размер которых связан
с числом цилиндров: блок цилиндров, коленчатый вал, распреде-
лительный вал, масляный картер, топливный насос, стартер и рас-
пределитель. Введена дополнительная опора двигателя, располо-
женная за гидротрансформатором. Остальные детали были такие
же, как у двигателей ЗИЛ-Э130 и ЗИС-Э129.
Применение двух впускных труб от двигателя ЗИЛ-Э130 и
коленчатого вала с шестью коленами, зеркально симметричных
относительно средней коренной шейки, обеспечило следующее
чередование рабочих ходов в цилиндрах двигателя: 90°—30°—
90°—30° и т. д. и равномерное (через 240°) чередование ходов впу-
ска в трех цилиндрах, связанных с одной смесительной камерой
каждого карбюратора. Это, так же как и в двигателе ЗИЛ-Э130,
благоприятно отразилось на смесеобразовании в карбюраторе, на-
полнении цилиндров и очистке камер сгорания от остаточных газов.
При испытаниях двигателя максимальная мощность была на
10 л. с. ниже заданной техническими условиями. Этот недобор
мощности, как и в рассмотренных выше модификациях, объяс-
няется главным образом излишним подогревом горючей смеси.
ВТОРАЯ ОПЫТНАЯ СЕРИЯ
Двигатель ЗИЛ-1Э130 (рис. 17). Накопленный в процессе
доводки двигателей первой опытной серии материал дал возмож-
ность приступить к созданию второй опытной серии этих двига-
телей.
В конструкцию двигателей второй опытной серии были вне-
сены следующие изменения.
1. Для улучшения наполнения цилиндров при большой ча-
стоте вращения коленчатого вала (в частности, в двигателе для
легкового автомобиля) применены клапаны с головками увели-
ченных размеров и полностью обработанная клиновая камера
сгорания со свободными проходами между ее стенками и кромками
головок клапанов. Соответственно были расширены впускные
и выпускные каналы в головке блока цилиндров.
С увеличением диаметра головок клапанов повысились удель-
ные проходные сечения (см. табл. 6) и соответственно снизились
гидравлические сопротивления во впускном и выпускном каналах
(см. рис. 12, а и б).
2. Чтобы снизить требования к антидетонационным качествам
бензина, для изготовления головки цилиндров был применен алю-
миниевый сплав, а свеча зажигания расположена в центре камеры
сгорания параллельно оси цилиндров (см. рис. 17 и 18).
3. Для устранения прогара днища поршня его толщина сде-
лана увеличивающейся от центра к периферии. Увеличен также
39
Рис. 17. Поперечный разрез двигателя ЗИЛ-1Э130
радиус перехода от днища по его внутренней поверхности к цилин-
дрической части поршня.
4. Применен шестеренчатый привод от коленчатого вала к рас-
пределительному, так как стоимость цепного привода слишком
высока для двигателей грузовых автомобилей массового произ-
водства. При шестеренчатом приводе уменьшилось расстояние
между осями валов.
5. Чтобы уменьшить количество масла, подаваемого через ось
коромысел для смазки пары стержень клапана — направляющая
40
втулка, введен жиклер в канале, подводящем масло к осям коро-
мысел.
6. Для снижения интенсивности подогрева смеси уменьшено
сечение перепускного канала, отлитого во впускной трубе.
7. Центрифуга установлена в одном корпусе с фильтром грубой
очистки и перенесена в заднюю часть двигателя. Это позволяет
уменьшить расстояние от переднего торца блока до передней
кромки лопастей вентилятора и соответственно уменьшить габа-
ритную длину двигателя.
8. Применен водяной насос с вводом воды перед крыльчаткой.
При такой схеме конструкция насоса получается более легкой и
жесткой.
9. Для уменьшения массы и габаритов двигателя впускная
труба (служащая одновременно верхней крышкой блока), перед-
няя крышка блока, корпус фильтра грубой очистки и корпус
привода распределителя изготовлены из алюминиевого сплава;
шестерня привода распределителя и масляного насоса на распре-
делительном валу расположена консольно и уменьшена длина
прилитой к блоку верхней половины картера сцепления.
10. В соответствии с новой формой и расположением впускных
патрубков в головке блока цилиндров изменена конструкция
впускной трубы.
11. Дополнительно для двигателя ЗИЛ-1Э130 был разработан
профиль кулачка распределительного вала, отличающийся мень-
Рис. 18. Расположение газовых каналов в головке двигателя
ЗИЛ-1Э130
41
шей «угловой протяженностью» участков сбега. Это было сделано
для уменьшения фаз газораспределения, величина которых в про-
филе кулачка двигателя ЗИЛ-Э130 была завышенной. Скорость
клапана на этих участках осталась без изменений.
Фазы газораспределения двигателя ЗИЛ-1Э130 приведены на
рис. 19.
Основные параметры двигателей, входящих в семейство, а
также степень унификации их деталей остались неизменными
(см. табл. 3 и 4).
Скоростная характеристика двигателя ЗИЛ-1Э130 была снята
при отключенном подогреве смеси. Как следует из характеристики
(рис. 20), двигатель развил мощность 130 л. с. при п =
Ё.М/,П.
Нм т.
= 3200 об/мин и крутящий момент
34,6кгс-м при п = 1900 об/мин,
что несколько ниже проектных
данных.
Двигатель ЗИЛ-Э129Б. Он пред-
назначался для городского авто-
буса. Поперечный разрез этого
двигателя в основном аналогичен
разрезу двигателя ЗИЛ-1Э130
(см. рис. 17). Чтобы создать необ-
ходимые условия для размеще-
ния агрегатов трансмиссии при
поперечном расположении двига-
теля в задней части автобуса,
направление вращения коленча-
того вала было выбрано против
Рис. 19. Фазы газораспределения часовой стрелки.
двигателя ЗИЛ-1Э130 Двигатель ЗИЛ-Э129Б раз-
вил мощность 183 л. с. при п =
= 3200 об/мин (рис. 20) и крутящий момент 48,5 кгс-м при п =
= 2000 об/мин, что полностью соответствует проектным данным.
Минимальный удельный расход топлива был равен 235 г/(л. с. ч),
что также соответствует техническим условиям.
Длительные испытания на надежность (в течение 600 ч) на
режимах по ГОСТу 491—55 показали, что наиболее серьезным
дефектом двигателя ЗИЛ-Э129Б было вытягивание головок вы-
пускных клапанов (появление «тюльпана») и их обрыв.
Так как применение жаростойкой стали ЭИ69 для изготовле-
ния выпускных клапанов не устранило обрыва их головок, было
решено разработать новый, более плавный профиль кулачков,
который обусловливал меньшие ускорения.
Испытания двигателя подтвердили необходимость дальнейшего
повышения прочности поршней.
Двигатель ЗИЛ-Э111Б. На базе двигателя ЗИЛ-Э129Б была
разработана конструкция двигателя ЗИЛ-Э111Б, предназначен-
ного для установки на легковой автомобиль. Рабочий объем
42
двигателя был уменьшен до 6 л, как и ранее, путем умень-
шения диаметра цилиндра двигателя ЗИЛ-Э129Б до 100 мм.
Двигатель ЗИЛ-Э111Б испытывали без воздухоочистителя,
вентилятора и глушителя. В качестве топлива использовался авиа-
ционный бензин с октановым числом 96 по моторному методу.
Мощность двигателя ЗИЛ-Э111Б равна 195 л. с. при п =
— 3800 об/мин, а крутящий момент 44 кгс • м при п = 2400 об/мин.
Рис. 20. Скоростные характеристики двигателей:
--------ЗИЛ-1Э130 (подогрев отключен);-------ЗИЛ-Э129Б
Минимальный удельный расход топлива был равен 210 г/(л. с. ч).
Полученные параметры несколько ниже проектных, но значи-
тельно возросли по сравнению с параметрами предшествующей
модификации ЗИС-ЭШ. Это можно объяснить заменой шатровой
камеры сгорания клиновой, увеличением диаметра головок кла-
панов, усовершенствованием системы подогрева горючей смеси
и существенным изменением проходных сечений впускного и вы-
пускного трактов.
Некоторый недобор мощности объяснялся колебаниями фаз
газораспределения, степени сжатия и недостаточной высотой
подъема клапанов из-за погрешностей при изготовлении коромы-
сел. Устранение указанных неточностей не представляло каких-
либо трудностей.
43
Испытания двигателей второй опытной серии показали сле-
дующее.
1. Основные показатели V-образных двигателей ЗИЛ (мощ-
ность, крутящий момент, минимальный удельный расход топлива
при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой) соот-
ветствуют техническим условиям на эти двигатели или настолько
близки к ним, что они могут быть получены после тщательной отра-
ботки впускного и выпускного трактов и регулировки карбюра-
тора, подбора оптимальных фаз газораспределения, определения
наивыгоднейшего подогрева смеси во впускной трубе и т. п.
Выбранные параметры впускного и выпускного трактов, а
также сечения для прохода смеси между кромкой головки клапа-
нов и стенками камеры сгорания дают возможность повысить
частоту вращения, соответствующую максимальной мощности
двигателя для легкового автомобиля, до 4000 об/мин.
2. Размеры основных деталей и узлов обеспечивают удовлет-
ворительную работоспособность деталей при 600-часовых испы-
таниях на надежность на режимах по ГОСТу 491—55.
3. Выявилась необходимость проведения специальных иссле-
дований для устранения вытягивания и обрыва головок выпуск-
ных клапанов, прогара днища поршней и трещин на их ребрах,
повышенного износа триметаллических вкладышей. Требовалось
также уменьшить количество масла, подаваемого для смазки кла-
панов, в направляющих втулках и устранить течи по стыку
крышки клапанов с фланцем головки блока цилиндров.
ТРЕТЬЯ ОПЫТНАЯ СЕРИЯ
С целью дальнейшего усовершенствования V-образных двига-
телей была разработана третья серия двигателей, получивших
номера ЗИЛ-4Э130, ЗИЛ-4Э129, ЗИЛ-4Э111 и ЗИЛ-4Э134.
В конструкцию двигателей третьей серии были внесены изме-
нения по сравнению с двигателями второй серии, приведенные
ниже.
1. Чтобы устранить вытягивание и обрыв головок выпускных
клапанов, были разработаны новые профили кулачков, при кото-
рых снижаются максимальные положительные ускорения и, сле-
довательно, вибрация привода клапанов. Увеличение максималь-
ного подъема на участках сбега при опускании клапана должно
было устранить удар его о седло и связанное с этим вытягивание
и обрыв головок выпускных клапанов. Некоторое повышение
скорости клапанов на участках сбега для двигателей, применяе-
мых на грузовых автомобилях и автобусах большой вместимости,
можно считать допустимым.
2. Для устранения прогара днищ и образования трещин на
ребрах поршней последние изготовлялись из алюминиевого сплава,
содержащего 11—13% Si и обладающего при рабочей температуре
поршня более высокой прочностью, чем ранее используемый алю-
44
миниевый сплав, содержащий около 5,5% Мп и примерно 7% Си
(сплав АЛ 10В).
3. Чтобы уменьшить подачу смазки к стержню клапана, была
применена пульсирующая подача масла к клапанам через отвер-
стия в опорных шейках распределительного вала, которые 1 раз
за оборот вала совпадают с маслоподводящими и маслоотводя-
щими отверстиями в блоке цилиндров.
4. Для устранения течи масла по стыку крышки клапанов
с фланцем головки цилиндров применено крепление крышки
гайками, равномерно расположенными по ее периферии (вместо
ранее применявшегося центрального крепления крышки). Соот-
ветственно изменена головка блока.
5. Чтобы уменьшить габаритную длину и массу блока цилин-
дров, верхняя половина картера сцепления была отделена от
блока и в силовом агрегате автомобилей был использован картер
сцепления автомобиля ЗИЛ-164.
6. Для улучшения отвода тепла через рабочие фаски клапанов
в седло, а также через стержень в направляющую втулку клапана
был применен механизм для вращения клапана во время работы.
Для повышения срока службы двигателя (и, в частности, вкла-
дышей подшипников коленчатого вала) было признано необходи-
мым применение масла высокого качества с многофункциональ-
ными присадками, улучшающими его вязкостно-температурную
характеристику, химическую стабильность, а также антикорро-
зийные, противоизносные и моющие свойства.
Двигатель для легкового семиместного автомобиля из третьей
опытной серии под номером ЗИЛ-111 был поставлен на произ-
водство.
ЧЕТВЕРТАЯ ОПЫТНАЯ СЕРИЯ
Дорожные испытания грузовых автомобилей с двигателями раз-
работанного семейства показали, что мощность шестицилиндро-
вого двигателя, равная 130 л. с., недостаточна для получения
высоких динамических качеств трехосного автомобиля, грузо-
подъемность которого была в тот период повышена с 2,5 до 3,5 т,
и двухосного автомобиля, используемого в качестве тягача.
Для получения требуемых динамических качеств этих автомо-
билей необходим был двигатель мощностью около 150 л. с.
Вследствие этого было принято решение о разработке кон-
струкции двух восьмицилиндровых V-образных максимально
унифицированных двигателей для новых автомобилей ЗИЛ (дви-
гатели четвертой опытной серии):
— двигателя с рабочим объемом 6 л, предназначавшегося для
установки на двухосные грузовые автомобили, для которых тре-
буется повышенный крутящий момент (тягачи, самосвалы, экспорт-
ные модификации автомобилей), и на трехосные грузовые авто-
мобили;
45
8. Основные данные V-образных двигателей ЗИЛ-ЗЭ130 и ЗИЛ-ЗЭ129
Параметры ЗИЛ-ЗЭ130 ЗИЛ-ЗЭ129
Рабочий объем вл 6 7
Диаметр цилиндра в мм ...... 100 108
Ход поршня в мм Отношение хода поршня к диаметру 95 95
цилиндра 0,95 0,88
Степень сжатия Максимальная мощность в л. с. и соот- ветствующая ей частота вращения 6,5 6,5
в об/мин Максимальный крутящий момент в кгс • м и соответствующая ему часто- 150/3200 180/3200
та вращения в об/мин Минимальный расход топлива в 41/1800 47,5/1800
г/(л. с. ч) 240 240
Литровая мощность в л- с./л .... Среднее эффективное давление в 25 25,7
кгс/см2 8,6 8,6
Средняя скорость поршня в м/с . . 10,12 10,12
Потребное октановое число топлива 76 76
Масса двигателя в кг 440 450
Удельная масса двигателя в кг/л. с. 2,93 2,5
— двигателя с рабочим объемом 7 л, предназначавшегося для
установки на городские автобусы.
Основные данные двигателей ЗИЛ-ЗЭ130 и ЗИЛ-ЗЭ129 приве-
дены в табл. 8.
Создание семейства двигателей из двух максимально унифици-
рованных моделей с разным рабочим объемом при использовании
одного блока и цилиндров двух диаметров несомненно целесо-
образно при массовом производстве и широко применяется в авто-
мобилестроении. Так, например, фирма Рио применяет аналогич-
ную схему унификации для V-образных восьмицилиндровых дви-
гателей с рабочим объемом 6,39 и 7,22 л, фирма Интернейшнл
Харвестер выпускает три V-образных двигателя для грузовых
автомобилей с рабочими объемами 6,56; 7,55 и 9 л, имеющих
цилиндры двух диаметров, коленчатые валы с кривошипами двух
радиусов при использовании блоков с одним межцилиндровым
расстоянием. Фирма Форд выпускает семейство из трех V-образ-
ных двигателей с рабочими объемами 6,6; 7,8 и 8,7 л, предназна-
ченных для установки на грузовые автомобили (см. табл. 9).
Очевидно, что размеры основных деталей в семействах двига-
телей (расстояние между осями цилиндров, высота и ширина
блока, размеры коренных подшипников, поршня и шатуна, про-
ходные сечения во впускном и выпускном трактах) определяются
из условия работоспособности деталей при использовании их
в двигателе с наибольшим рабочим объемом. При этом показатели,
характеризующие использование габаритов двигателя и коли*
46
9. Уменьшение рабочего объема V-образных двигателей,
образующих семейство при использовании одного блока цилиндров
(с одним межцилиндровым расстоянием)
Параметры ЗИЛ-ЗЭ130 ЗИЛ-ЗЭ129 Рио OV-195 Рио OV-220
Рабочий объем в л 6 7 6,39 7,22
Диаметр цилиндра в мм 100 108 98,4 104,8
Ход поршня в мм 95 95 104,8 104,8
Уменьшение рабо- чего объема дан- ного двигателя по отношению к наибольшему ра- бочему объему двигателя семей- ства в % ... 14,2 0 11,5 0
Параметры Интернейшял Форд
UV-401 | UV-461 UV-549 EDL EDM EDN
Рабочий объем в л Диаметр цилиндра 6,56 7,55 9 6,6 7,8 8,7
в мм 104,8 104,8 114,3 104,8 114,3 114,3
Ход поршня в мм Уменьшение рабо- чего объема дан- ного двигателя по отношению к наибольшему ра- бочему объему двигателя семей- 95,3 109,6 109,6 95,25 95,25 106,7
ства в % . . . 27 16 0 24,1 10,2 0
чество израсходованного металла, будут худшими у двигателя
с меньшим рабочим объемом. Однако указанные недостатки
подобной схемы унификации двигателей несомненно компенси-
руются теми преимуществами, которые характерны для нее при
массовом производстве двигателей, их эксплуатации, ремонте и
снабжении запасными частями.
На базе двух двигателей, входящих в семейство двигателей
ЗИЛ четвертой опытной серии, были разработаны:
— двигатель с форкамерно-факельным зажиганием;
— двигатель, работающий на сжиженном газе;
— дизель;
— модификации двигателей, предназначенные для установки
на автобусы и для стационарной работы.
В конструкцию двигателей четвертой опытной серии были вне-
сены следующие изменения по сравнению с двигателями третьей
серии.
47
1. Для надежного уплотнения стыка между блоком и головкой
из алюминиевого сплава число болтов крепления последней было
увеличено с четырех до пяти на один цилиндр.
2. Применена овально-клиновая камера сгорания (рис. 21 и 22).
Сделаны вытеснители между поршнем и привалочной плоскостью
головки, способствующие турбулизации смеси в камере сгорания
и охлаждению части заряда, сгорающего в последнюю очередь,
что уменьшает возможность возникновения детонации.
Рис. 21. Расположение газовых каналов в головке двигателя
ЗИЛ-ЗЭ130
3. Впускной клапан изготовлен из жаропрочной стали
4Х10С2М (ЭИ107), а стержень его хромирован.
4. Применен водяной подогрев (вода подводилась в зону под
продольными каналами для горючей смеси во впускной трубе).
Указанное мероприятие при впускной трубе из алюминиевого
сплава обеспечивает большую равномерность подогрева смеси,
увеличивает наполнение цилиндров и облегчает пуск холодного
двигателя
5. Разный объем камер сгорания в двигателях с рабочим объ-
емом 6 и 7 л достигается изменением ширины камеры сгорания
при сохранении неизменной ее высоты. Это позволяет применять
одинаковые клапанные механизмы в обоих двигателях.
6. Поршень не имеет вставки в зоне бобышек под поршневой
палец, поэтому не образуются трещины на ребрах поршня.
7. Для повышения износостойкости цилиндро-поршневой
группы в верхнюю часть цилиндров запрессована вставка из аусте-
48
нитного чугуна, а первое компрессионное кольцо хромиро-
вано.
8. Применено составное маслосъемное кольцо из двух плоских
стальных колец с двумя расширителями (осевым и радиальным).
Такая конструкция улучшает регулирование количества масла,
подводимого к компрессионным кольцам, и способствует умень-
шению его расхода.
9. Выпускной клапан изготовлен из жаропрочной стали ЭИ992
с натриевым охлаждением. Стержень клапана хромирован, а на
рабочую фаску его наплавлен жаропрочный и износостойкий
сплав ВХН-1.
10. Предусмотрена .установка специального механизма для
принудительного вращения клапана. Последнее обеспечивает
непрерывную притирку фаски, что предотвращает отложение
нагара и улучшает теплопередачу от клапана к седлу. При враще-
нии клапана улучшается смазка пары стержень клапана — на-
правляющая втулка.
11. Применена принудительная вентиляция картера с отсосом
картерных газов во впускную трубу. Соотношение между коли-
чеством прорывающихся в картер газов и отсасываемых регули-
руется специальным клапаном, установленным перед входом во
впускную трубу.
12. Установлен радиатор для охлаждения масла, включаемый
параллельно в систему смазки двигателя.
13. В шатунных шейках коленчатого вала сделаны полости,
закрытые пробками. Эти полости служат центробежными ловуш-
ками механических примесей, содержащихся в масле.
14. Применен неподвижный маслоприемник, забирающий
масло с большой глубины, так как при центробежной очистке
масла глубина вспененного слоя в картере увеличивается.
15. Для уменьшения массы деталей привода клапанов штанги
толкателей изготовлены из алюминиевой трубы и имеют напрес-
сованные стальные наконечники.
16. Установлены механические толкатели, на нижнем торце
имеющие наплавку из специального чугуна с присадкой молибдена.
17. В подвеске двигателя применены сборные опоры, что уве-
личивает долговечность подвески
При испытаниях двигатель ЗИЛ-ЗЭ130 четвертой опытной
серии развил максимальную мощность 151 л. с. и максимальный
крутящий момент 39,4 кгс-м.
Несколько уменьшенный крутящий момент, как это было уста-
новлено впоследствии, объясняется, в частности, сдвигом фаз газо-
распределения, недостаточной равномерностью распределения
смеси по цилиндрам, связанной с некоторой неодинаковостью
подогрева смеси в верхнем и нижнем ярусах впускной трубы и
некоторыми другими факторами.
Разработка конструкции дизеля с рабочим объемом 6 л тре-
бовала увеличения длины поршня. Это было связано с необхо-
4 Заказ 181 49
димостью применения в дизеле трех поршневых компрессионных
колец (вместо двух, применявшихся в карбюраторных двигателях)
и соответственного увеличения длины юбки поршня. В связи с этим
было увеличено на 10 мм расстояние между осями большой и
малой головок шатуна и на 15 мм расстояние от оси коленчатого
вала до плоскости прилегания головок к блоку цилиндров.
Увеличение размеров поршня было целесообразно также и для
двигателя с рабочим объемом 7 л, предназначавшегося для уста-
новки на трехосный грузовой автомобиль производства Ураль-
ского автомобильного завода.
ПЯТАЯ ОПЫТНАЯ СЕРИЯ
В связи с принятым решением об увеличении размеров поршня
были разработаны конструкции двигателей с рабочим объемом 6 и
7 л пятой опытной серии, получивших номера соответственно
Рис. 22. Поперечный разрез двигателя ЗИЛ-130
50
Рис. 24. Внешний вид двигателя ЗИЛ-130
Рис. 25. Скоростная характеристика двигателей:
-------------ЗИЛ-130;-----------ЗИЛ-375
ЗИЛ-130 (рис. 22 и 23) и ЗИЛ-375. Внешний вид двигателя
ЗИЛ-130 показан на рис. 24.
Одновременно с увеличением размеров поршня в конструкцию
двигателей были внесены следующие изменения по сравнению
с двигателями четвертой опытной серии:
— для увеличения износостойкости два верхних компрессион-
ных кольца хромируются;
— применен двухсекционный масляный насос, в котором ма-
лая секция подает масло только в масляный радиатор;
— для ограничения максимальной частоты вращения двига-
теля установлен центробежно-вакуумный ограничитель с приводом
от распределительного вала двигателя.
Как следует из рис. 25, двигатели ЗИЛ-130 и ЗИЛ-375, раз-
вили мощность и момент, указанные в технических условиях.
Таким образом, в результате обширных работ по проектиро-
ванию, изготовлению и испытанию последовательно улучшаемых
вариантов была создана конструкция максимально унифицирован-
ных двигателей, соответствующих техническим условиям по габа-
ритным размерам, массе, энергетическим показателям и топлив-
ной экономичности. Правильность основных конструктивных реше-
ний, направленных на достижение высокой надежности, была про-
верена экспериментально. Учитывая это, было принято решение
об организации массового производства двигателей ЗИЛ-130 и
ЗИЛ-375.
Основные данные двигателей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-375
Двигатель ЗИЛ-130 ЗИЛ-375
Тип V-образный, четырехтакт- ный, карбюраторный
Число цилиндров . . 8 8
Расположение цилиндров Под углом 90°
Рабочий объем вл 6 7
Диаметр цилиндра и ход поршня в мм 100X95 108X95
Отношение хода поршня к диаметру цилиндра . 0,95 0,88
Степень сжатия Мощность1 в л. с. и соответствующая ей частота 6,5 6,5
вращения в об/мин ... Крутящий момент1 в кгс-м и соответствующая ему 150/3200 180/3200
частота вращения в об/мин 41/2000 47,5/1900
Минимальный удельный расход топлива в г/(л. с. ч) 240 240
Литровая мощность в л. с./л 25 25,7
Среднее эффективное давление в кгс/см2 8,6 8,6
Средняя скорость поршня вм/с Масса двигателя с картером сцепления, но без сце- пления, компрессора и насоса гидроусилителя 10,12 10,12
рулевого механизма в кг 440 435
Удельная масса двигателя в кг/л. с. 2,93 2,42
Применяемый бензин А-76 АИ-93
1 По техническим условиям ЗИЛ испытания двигателя проводятся без вентилятора,
воздухоочистителя, глушителя выпуска и насоса гидроусилителя рулевого механизма,
ио с приводом во вращение ненагруженного генератора переменного тока и воздушного
компрессора тормозной системы.
53
Мощность в л. с. по ограничителю частоты вращения
и соответствующая ей частота вращения в об/мин
148/3100
175/3100
Брутто-мощность по нормали ОН 025-280—66 1 в л. с.
и соответствующая ей частота вращения в об/мин
Брутто-момент по нормали ОН 025-280—66 в кгс-м
и соответствующая ему частота вращения в об/мин
Мощность в л. с. по DIN 70020 и соответствующая ей
частота вращения в об/мин.......................
Крутящий момент в кгс-м по DIN 70020 и соответ-
ствующая ему частота вращения в об/мин .
Подвеска двигателя ........................... .В
178/3600 196/3600
42/2300 50/2000
142/3100 166/3100
39/1800 48/1800
трех точках на резине-
Блок цилиндров .
вых опорах
. Чугунный с легкосъемвы-
ми вставными мокрыми
гильзами, имеющими ки-
Головки цилиндров
Поршни
Поршневые кольца
Поршневые пальцы
Шатуны .........
слотоупорные вставки
в верхней части и рези-
новые уплотняющие коль-
ца в нижней части
. Две, из алюминиевого
сплава, со вставными сед-
лами и направляющими
клапанов
. Из алюминиевого сплава,
сечение юбки овальное
. Три компрессионных —
чугунные (два верхних
хромированные) и одно
малосъемиое, стальное,
составное, хромированное
. Стальные, плавающие;
смазываются разбрызги-
ваемым маслом
. Стальные, двутаврового
Шатунные и коренные подшипники
сечения
Тонкостенные, взаимо-
заменяемые со сталеалю-
Коленчатый вал
Маховик
Распределительный вал .
Фазы газораспределения 2:
открытие впускного клапана
закрытие впускного клапана .
открытие выпускного клапана
закрытие выпускного клапана
миниевыми вкладышами
(стальная лента — слой
алюминиевого сплава)
Стальной, кованый, пяти-
опориый, с каналами для
смазки; шатунные шейки
имеют грязеуловители
Чугунный, со стальным
зубчатым венцом для пу-
ска двигателя от стартера
Стальной, пятиопорный
31° до в. м. т.
83° после н. м. т.
67° до и. м. т.
47° после в. м. т.
1 Методика испытаний по нормали ОН 025-280—66 аналогична методике испытаний
по SAE 816а
2 Углы фаз газораспределения даны при зазоре между коромыслом и клапаном
0.3 мм,
54
Привод распределительного вала
Клапаны . ............
Толкатели
Коромысла клапанов
Механизм вращения выпускного клапана •
Газопроводы ...........................
Парой шестерен с косыми
зубьями; ведомая шестер-
ня чугунная
Расположены в головках
блока цилиндров в один
рад наклонно к оси ци-
линдров; приводятся в
действие от одного рас-
пределительного вала при
помощи толкателей,
штанг, коромысел; вы-
пускные клапаны пусто-
телые, охлаждаемые, с жа-
ростойкой наплавкой
Механические, стальные,
с наплавкой из специаль-
ного чугуна
Кованые или литые, сталь-
ные с бронзовой втулкой
Принудительный, шари-
кового типа
Впускная труба из алю-
миниевого сплава, общая
для обоих рядов цилин-
дров, снабжена водяной
рубашкой для подогрева
горючей смеси; располо-
жена между головками
блока; выпускные трубо-
проводы чугунные, по од-
ному с каждой стороны
двигателя
Система смазки
Применяемое масло
Масляный насос . .
Масляный фильтр
Система смазки
Смешанная: под давле-
нием и разбрызгиванием
с охлаждением масла в ра-
диаторе
АС-8
Шестеренчатый, двухсек-
ционный, расположен с
правой стороны блока ци-
линдров. Верхняя секция
насоса подает масло через
масляный фильтр в систе-
му смазки двигателя. Ре-
дукционный клапан верх-
ней секции отрегулирован
на давление 3,2 кгс/см2
(не менее). Нижняя сек-
ция насоса подает масло
в масляный радиатор; пе-
репускной клапан ниж-
ней секции отрегулирован
на давление 1,2 кгс/см2;
маслоприемник непо-
движный
Центробежный с реактив-
ным приводом (полиопо-
точная центрифуга), вклю-
55
Масляный радиатор
Вентиляция картера
Система питания
Подача топлива
Топливный бак
Топливный насос
Подогрев горючей смеси
Фильтры очистки топлива:
магистральный! фильтр-отстойник топлива
чен в масляную систему
последовательно
Трубчатый с воздушным
охлаждением, установлен
перед водяным радиа-
тором
Принудительная, картер-
ные газы отсасываются
во впускную трубу через
специальный клапан; све-
жий воздух поступает че-
рез фильтр маслоналив-
ной горловины
Принудительная
Один, емкостью 170 л,
установлен под платфор-
мой на левом лонжероне
. Б10, диафрагменный:,
с рычагом для ручной
подкачки топлива
• Во впускной: трубе, име-
ющей водяную рубашку
для подогрева смеси
. Щелевой, расположен на
кронштейне топливного
бака
. С сетчатым фильтрующим
элементом, установлен на
кронштейне перед кар-
бюратором
. Сетчатый, расположен на
приемной трубе топлив-
ного бака
. К-88Л, двухкамерный,
с падающим потоком сме-
си, имеет ускорительный
насос и экономайзер
Ограничитель максимальной частоты вращения ко-
ленчатого вала
фильтр ТОНКОЙ! очистки топлива
фильтр в топливном баке
Карбюратор
Воздухоочиститель
. Пневмоцентробежный
(центробежный датчик и
исполнительный! диафраг-
менный механизм с пнев-
матическим приводом)
. ВМ-16, масляно-инерци-
онный с двухступенчатой!
очисткой воздуха
Система охлаждения
Система охлаждения . ......................... . . Жидкостная, закрытая,
с принудительной: цир-
куляцией
Радиатор ......................................... . Трубчато-ленточный:
(змейковый:), трехрядный
Избыточное давление, обеспечиваемое клапаном, рас-
положенным в пробке радиатора ......................1 кгс/см2, при этом да-
влении температура ки-
пения воды 119°С
56
Термостат
Жалюзи
Водявой насос
Вентилятор
. С твердым наполнителем,
установлен в выпускном
патрубке водяной ру-
башки
. Створчатые, вертикаль-
ные, управляются из ка-
бины водителя
. Центробежный, приво-
дится в действие ремнем
вместе с вентилятором от
шкива на коленчатом валу
. Шестилопастной с отогну-
тыми концами лопастей
Электрооборудование
Система проводки . Однопроводпая, отрица-
тельные клеммы источни-
ков тока соединены с кор-
пусом (массой) автомо-
биля
Напряжение в сети в В . 12
Генератор .... . Г250-И1, переменного то-
ка с встроенными кремние-
выми выпрямителями, ма-
ксимальная сила тока 40 А
Регулятор напряжения . РР350-А, бесконтактный,
полупроводниковый
Аккумуляторная батарея . 6-СТ 81-ЭМСЗ, 12 В ем-
костью 81 А-ч
Стартер . . . .СТ130-Л1, 12 В, постоян-
ного тока, последователь-
ного возбуждения, мощ-
ностью 1,5 л. с. с элек-
тромагнитным приводом и
муфтой свободного хода;
включается ключом за-
жигания
Распределитель зажигания . Р4-Д, с автоматической
регулировкой опережения
зажигания центробежным
и вакуумным регулято-
рами
Катушка зажигания............................... Б114
Транзисторный коммутатор с добавочным сопроти-
влением СЭ107 ................... ... ТК102
Свечи зажигания ..... .... . Л15-Б или А15-С, резьба
МИХ 1,25 мм
Комбинированный выключатель зажигания и стартера ВК21-Е, с замком, вклю-
чается при помощи ключа
Контрольные приборы
Указатель давления масла в система смазки дви-
гателя ... ........ . ....................Мембранный, непосред-
ственного действия
Указатель температуры охлаждающей жидкости . . Электрический, градуи-
рованный до 120° С, снаб-
жен датчиком, установ-
ленным в водяном канале
впускной трубы
57
Указатель уровня топлива Заправочные емкости в л Система смазки двигателя: без масляного радиатора с масляным радиатором . Система охлаждения двигателя: без отопителя и подогревателя . . с отопителем и подогревателем . Электрический, реостат- ного типа, с датчиком БМ117-А, установленным на баке; действует только при включенном зажи- гании 8,0 8,5 26 29
Глава II. КОНСТРУКЦИЯ И ДОВОДКА
ОТДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
ДВИГАТЕЛЯ ЗИЛ-130
БЛОК ЦИЛИНДРОВ
Блок цилиндров чугунный с несущей водяной рубашкой и
вставными мокрыми гильзами. При установке мокрых гильз
долговечность блока повышается, так как износ остальных по-
верхностей трения в блоке (отверстий под штангу топливного на-
соса, под толкатели, под подшипники коленчатого вала) обычно
незначителен.
Для увеличения жесткости блока водяная рубашки разделена
перегородками на замкнутые силовые контуры. Максимальные
напряжения в блоке, возникающие от действия сил газов и кру-
тящего момента, не превышают 370 кгс/см2.
Бобышки с резьбовыми отверстиями под болты крепления го-
ловок связаны с наружными стенками блока или с перегородками
между цилиндрами, что устраняет деформацию плоскостей при-
легания головок. С этой же целью, а также для уменьшения кон-
центрации напряжений в средних отверстиях сделаны цековки
глубиной 5 мм.
В пяти перегородках блока имеются отверстия для коренных
подшипников. Чугунные крышки этих подшипников устанавливают
в блок с некоторым натягом, обеспечивающим точное взаимное
расположение верхнего и нижнего вкладышей при сборке. При
литье крышек в поверхностном слое металла на их внешней,
наиболее нагруженной, стороне создается небольшое (до
1,5 кгс/мм2) сжимающее напряжение, что значительно повышает
их усталостную прочность.
Над отверстиями под вкладыши коренных подшипников рас-
положены отверстия под распределительный вал. В передней пе-
регородке установлен упорный подшипник коленчатого вала и
имеется полость для слива в картер масла при его заливке в дви-
гатель. В задней перегородке расположена маслораспредели-
тельная камера и отверстия для установки масляного насоса и
корпуса привода распределителя.
59
Полость в развале между рядами цилиндров, в которой раз-
мещены толкатели клапанов, закрывается крышкой, отлитой как
одно целое с впускной трубой; передняя и задняя кромки крышки
ложатся на блок, а боковые плоскости — на головки блока.
Между сопрягаемыми поверхностями впускной трубы, блока
цилиндров и головок блока установлены резиновые прокладки.
К переднему торцу блока крепится насос системы охлажде-
ния и крышка, закрывающая шестерни привода распределитель-
ного вала, а к заднему торцу — картер сцепления, который цен-
трируется по двум штифтам диаметром 18 мм.
В задней части на боковых стенках блока установлены кра-
ники для слива воды.
ГИЛЬЗЫ ЦИЛИНДРОВ
Гильзы цилиндров отливаются из чугуна СЧ18-36 с ограни-
ченным до 5% содержанием феррита (твердость чугуна НВ 196,
не менее). В верхнюю часть гильзы на длину 50 мм запрессована
вставка из коррозионностойкого аустенитного чугуна следую-
щего состава: 2,3—2,8% С, 1,9—2,2% Si, 0,6—1,0% Мп, до
0,5% Р, до 0,1 % S, 1,8—2,2% Сг, 16,0—17,5% Ni, 7,0—7,5% Си,
остальное железо. Твердость чугуна вставки НВ 137—197- При-
менение такой вставки снижает износ верхней части гильзы при-
мерно в 2—4 раза и увеличивает ее моторесурс до 200 тыс. км.
Разработан также вариант гильзы с наплавленным поясом из
аустенитного чугуна. При этом существенно упрощается меха-
ническая обработка гильзы, снижается расход дорогостоящего
материала, улучшается теплопередача через стенки гильзы и
более надежной становится операция расточки ее при ремонте.
Кроме того, процесс наплавки гильзы поддается автоматизации,
что снижает трудоемкость ее изготовления.
Напряжения растяжения в гильзе от сил газов составляют
300—350 кгс/см2 (при рг = 45-г-47 кгс/см2). Наибольшие местные
напряжения у верхнего опорного бурта гильзы равны 500—
550 кгс/см2. Запас прочности гильзы — не менее 3.
Бурт гильзы зажимается головкой блока через уплотняющую
прокладку, при этом водяная рубашка уплотняется по верхнему
торцу гильзы. Нижний пояс гильзы уплотняется двумя резино-
выми кольцами, установленными в ее канавках. Натяг резино-
вых колец в канавках создает достаточное уплотнение стыка.
Практика показала, что при принятой схеме крепления гнльзы
надежно фиксируются в блоке.
Несмотря на отсутствие случаев разрушения гильзы в экс-
плуатации толщина ее стенки была увеличина с 6 до 7,5 мм и,
кроме того, была введена механическая обработка наружной по-
верхности гильзы. Эти мероприятия устранили колебания тол-
щины стенки одной гильзы и позволили выдержать требуемый
допуск на нецилиндричность ее внутренней поверхности.
60
Размеры уплотнительных колец из маслостойкой резины 4161
на основе нитрнльного каучука твердостью 40—55 по ТИР при
длительной эксплуатации уменьшались в большей степени, чем
это допускалось предварительным натягом колец в канавках.
Поэтому кольца стали изготовлять из маслостойкой резины 6632
на основе нитрильного каучука и наирита с твердостью 50—60
по ТИР. Испытания этой резины при высокой температуре в те-
чение длительного времени показали, что она увеличивается
в объеме, вследствие чего первоначальный натяг не уменьшается.
ГОЛОВКИ БЛОКА ЦИЛИНДРОВ
Головки блока цилиндров отливаются из алюминиевого сплава
АЛ4 (ГОСТ 2685—63), подвергаются закалке и полному старению
до максимальной твердости (НВ 70).
Принятое расположение гнезд выпускных (вып.) и впускных
(бп.) клапанов в головке (вып.—вп.—вп.—вып.—вып.—вп.—
вп.-—вып.) позволяет осуществить каналы с плавным изменением
формы и сечения, а также равномерно расположить пять болтов
крепления головки к блоку. Сдвоенные впускные каналы в го-
ловке дают возможность создать каналы во впускной трубе,
идентичные по форме и длине.
В головке имеется 17 отверстий под болты с резьбой М12 X 1,25
для крепления ее к блоку; четыре болта проходят через стойки
оси коромысел.
Камера сгорания — овально-клипового типа. Специальные ис-
следования подтвердили ее высокие антидетонационные качества.
Существенное влияние на требуемое октановое число бензина
оказало введение охлаждаемых клапанов. Так, при применении
натриевого охлаждения для выпускных клапанов требуемое
октановое число снизилось на 7 единиц при п = 800 об/мин и
на 5 единиц при п = 1800 об/мин. Установка впускных клапа-
нов с натриевым охлаждением мало отражается на антидетона-
ционных свойствах камеры сгорания. Требуемое октановое число
уменьшилось всего на 0,5—0,6 единицы при частоте вращения
коленчатого вала, соответствующей максимальному крутящему
моменту, и на 0,7—1,2 единицы при частоте вращения, при ко-
торой двигатель развивает максимальную мощность.
В головке блока имеются отверстия для прохода в нее охлаж-
дающей жидкости из блока цилиндров. Большие отверстия рас-
положены на стороне выпускных каналов — в зоне наиболее
нагретых частей головки, малые —на стороне впускных кана-
лов и служат только для устранения паровых пробок в наивысших
точках блока цилиндров. Каналы у переднего и заднего торцов
головок блока предназначены для отвода из них нагретой охлаж-
дающей жидкости.
Через большие отверстия в блоке охлаждающая жидкость
подается к наиболее нагретым частям головки и, разделяясь в ней
61
на два потока, отводится в водяной канал во впускной трубе через
передний и задний водоотводящие каналы головки. В середине
головки имеется канал для подвода масла к клапанному механизму;
из головки оно сливается по каналам у ее переднего и заднего
торцов.
Система охлаждения головок блока подвергалась детальному
исследованию и доводке. Непосредственной причиной проведения
специальной работы по изучению эффективности охлаждения
головок послужили случаи прогорания прокладок, которые
наиболее часто происходили в зимнее время при заливке в си-
стему охлаждения воды повышенной жесткости. При этом охлаж-
дение головок могло ухудшиться из-за образования значитель-
ной накипи в водяной рубашке, которая частично или полностью
закрывала некоторые проходы для охлаждающей жидкости,
вследствие чего уменьшался отвод тепла от наиболее горячих
участков головки.
Была измерена температура в различных точках новых головок,
свободных от накипи, и головок, бывших в эксплуатации и имев-
ших большое количество накипи на стенках водяной рубашки.
Температуру измеряли при помощи термопар, установленных
в перемычках между камерами сгорания, под выпускными ка-
налами и на бобышках для болтов крепления головки к блоку,
расположенных у двух крайних и среднего выпускных каналов
головки. Температуру измеряли при работе двигателя на различ-
ных режимах в широком диапазоне частот вращения и нагрузок.
Температура воды на входе в двигатель менялась в пределах
30—90° С.
Проведенные испытания показали следующее:
— температура головок блока достигает наибольшего значе-
ния при работе двигателя на режиме максимальной мощности
(150 л. с. при п = 3200 об/мин) и при максимальной температуре
воды, вводимой в двигатель (90° С). В этом случае в головках,
свободных от накипи, наибольшая температура в точках, распо-
ложенных в плоскости прилегания головки к блоку цилиндров,
не превышала 150° С, а температура бобышек 170° С, что вполне
допустимо для алюминиевого сплава АЛ4, из которого изготовлена
головка;
— при уменьшении нагрузки на двигатель и снижении тем-
пературы вводимой в двигатель воды температура головки по-
нижается;
— в головках с большим количеством накипи температура
бобышек у среднего выпускного патрубка выше примерно
на 50° С *, чем в головках, свободных от накипи.
* Здесь и далее указана температура для режима двигателя, наиболее часто
используемого в эксплуатации, — полностью открытая дроссельная заслонка
при п = 2000 об/мин.
62
Из графика на рис. 26 следует, что при температуре воды около
70° С (при которой заслонка термостата закрывается) темпера-
тура различных точек головки, свободной от накипи, практически
не изменяется, а головки с большими отложениями накипи резко
возрастает и на бобышках, расположенных у среднего выпуск-
ного патрубка, достигает 200° С. При такой температуре удли-
нение бобышек значительно превышает удлинение расположенных
в них стальных болтов, что приводит к повышению давления шайбы
болта на торец бобышек. Если это давле-
ние больше допустимого давления на смя-
тие для алюминиевого сплава АЛ4, то
возможно обмятие бобышки, уменьшение
момента затяжки болта и, как следствие,
уменьшение силы обжатия прокладки
головки и ее прогорание. При чрезмер-
ном отложении накипи в водяных кана-
лах и их полном перекрытии большая не-
равномерность нагрева может вызвать
коробление головки, что также приводит
к уменьшению силы обжатия прокладки
и к прогоранию как ее, так и головки.
При проведении описанных выше ис-
пытаний установлено, что существует
определенная неравномерность нагрева
головки по длине, а в некоторых двига-
телях температура нагрева правой н ле-
вой головок была различной.
Для выяснения причины этих явлений
с двух головок цилиндров срезали верх-
ние стенки и закрыли их пластинами из
органического стекла. Это позволило
наблюдать за распределением потоков
воды в головках двигателя при провер-
тывании коленчатого вала от электродви-
гателя с разной частотой вращения при
закрытой и открытой заслонке термо-
стата. Чтобы не повредить пластины, температура воды в этих
опытах не превышала 45° С и поэтому заслонку термостата от-
крывали принудительно. Для облегчения наблюдения за пото-
ками воды в нее были добавлены частицы пористой пластмассы,
плотность которой мало отличалась от плотности воды.
Проведенные опыты показали следующее:
— при закрытой заслонке термостата и частоте вращения
коленчатого вала до 1000 об/мин наблюдаются небольшие потоки
воды из передних и задних частей головок в водяной канал впуск-
ной трубы. В правой головке эти потоки более интенсивны, чем
в левой, что объясняется расположением отбора воды в компрес-
сор и отопитель ближе к правой головке. Интенсивность цирку-
63
Рис. 26. Зависимость тем-
пературы tr бобышки
в средней части головки
от температуры воды <DX
на входе в двигатель (ре-
жим — полностью откры-
тая дроссельная заслон-
ка, п = 2000 об/мин):
I — головка с накипыо;
2 — головка, свободная от
накипи; 3 — головка с бай-
пасом в системе охлажде-
ния, измененной системой
циркуляции воды и увели-
ченными окнами в плоско-
сти прилегания к блоку
ляцпи воды в средней части головки при указанном режиме
меньше, чем около ее торцов;
— при повышении частоты вращения коленчатого вала более
1000 об/мин устанавливается слабое течение воды вдоль головок
(в правой головке более интенсивное);
• — при открытой заслонке термостата и частоте вращения
коленчатого вала свыше 500 об/мнн устанавливается один поток
вдоль головок, интенсивность которого возрастает с увеличением
частоты вращения;
— при частоте вращения около 1500 об/мнн и выше указан-
ный поток разделяется на два, одни нз которых идет к передней
части головки, а другой — к задней ее части. Прн этом в средней
части головкн имеется область со слабым неорганизованным
движением воды.
Таким образом, прн закрытом термостате менее эффективно
охлаждается левая головка, а при открытом — средние части
обеих головок.
Для выравнивания потоков воды в головках блока прн зак-
рытом термостате, в дополнение к перепускному каналу, в ка-
честве которого использовалась система охлаждения компрес-
сора, был введен дополнительный перепускной канал (байпас),
соединяющий пространство под заслонкой термостата со вса-
сывающим каналом водяного насоса. В связи с этим введена но-
вая деталь — нижний корпус термостата, имеющий патрубок,
на который надевается резиновый шланг с внутренним диа-
метром 22 мм. Второй конец шланга надевается на патрубок,
отлитый на корпусе водяного насоса. Собственно термостат уста-
новлен между нижним н верхним корпусами.
Для устранения области со слабым движением воды в средней
части головок прн открытой заслонке термостата схема цирку-
ляции была изменена так, чтобы основное количество воды про-
ходило вдоль блока к его задней части, поднималось в го-
ловки н затем вдоль головок шло от нх задней части к пе-
редней.
Для обеспечения циркуляции воды в головках блока по опи-
санной выше схеме были уменьшены диаметры трех передних
отверстий в блоке цилиндров (с 16 до 12 мм), аннулировано от-
верстие, подводившее воду в проток между камерами сгорания
третьего н четвертого (седьмого н восьмого) цилиндров, увели-
чен диаметр отверстия, расположенного у задней стенки блока
с 16 до 23 мм, рядом с ним просверлено новое отверстие диаметром
16 мм; штифт для установки Головин на блок был сделан нз
трубки с внутренним диаметром 10 мм. Соответственно были
изменены отверстия у торцовых стенок головок. Одновременно
для улучшения очистки внутренних литых полостей от формо-
вочной земли н каркасной проволоки сверленые отверстия в ниж-
ней плоскости головки были заменены литыми больших размеров
н число нх было увеличено (рнс. 27).
64
Для ограничения количества воды, поступающей из задней
части головок в водяной канал во впускной трубе двигателя, на
стыке между головками и трубой установлены дозирующие вставки
с отверстиями диаметром 8 мм (рис. 28).
Рис. 27. Расположение каналов в головке, обеспечивающих усилен-
ную циркуляцию в ней охлаждающей жидкости
Испытания показали, что вследствие введения байпаса, из-
менения схемы циркуляции воды в головках и увеличения окон
в их нижней плоскости снизилась наибольшая температура в зоне
средних выпускных патрубков на 25° С, выравннлась температура
в разных зонах головки и прекратился ее рост при закрытой
заслонке термостата (рис. 26). В результате этого существенно
увеличилась стойкость уплотняющей прокладки при работе дви-
гателя на детанацнонном режиме.
Дозирование с помощью специальной вставки количества
воды, проходящей через задние каналы впускной трубы, умень-
5 Заказ 181 65
шило подогрев рабочей смеси в ней, что способствовало увели-
чению крутящего момента двигателя примерно на 2 кгс-м в ра-
бочем диапазоне частот вращения и снижению потребного окта-
нового числа топлива на 4 единицы.
Другим недостатком прокладки головки было прилипание ее
к блоку цилиндров при разборке двигателей после длительной
работы. Чтобы устранить этот недостаток прокладки, были испы-
таны следующие полотна, предназначенные для ее изготовления:
— асбостальное ЛА-2 (ГОСТ 12856—67), отличающееся от
применяемого для серийной прокладки полотна ЛА-1 тем, что
оно подвергнуто вулканизации под прессом; толщина по-
лотна 1,5 мм;
Рис. 28. Расположение дозирующей вставки в задних
водоотводящих каналах впускной трубы
— асбостальное полотно ЛА-3 (ранее ВЛАС-Л), состоящее
из перфорированной жести толщиной 0,2—0,3 мм, покрытой
с двух сторон асболатексной массой, подвергнутой графитиро-
ванию и вулканизации под давлением в электропечи; толщина
полотна 1,4 мм;
— асболатексное полотно ЛА-4, отличающееся от полотна ЛА-3
тем, что оно подвергнуто вулканизации под прессом; толщина
полотна 1,4 мм;
— ферронит, состоящий из металлической сетки, асбеста и
каучука с наполнителем; толщина листа 1 мм.
Проведенные испытания на двигателе показали, что при до-
статочном графитировании изготовленные из перечисленных выше
материалов прокладки не прилипают к блоку и допускают много-
кратную установку. Наилучшим признано полотно ЛА-4, под-
вергавшееся вулканизации под прессом и имеющее наименьшую
остаточную деформацию. При малой остаточной деформации этой
прокладки первоначальный момент затяжки болтов крепления
головки к блоку уменьшается незначительно и при этом обеспе-
чивается надежное уплотнение стыка между головкой и блоком.
66
Напряжения изгиба в стенке камеры сгорания рассчитаны
с учетом влияния перемычек по следующей формуле
о = °*- 7/^Р- = 430 кгс/см2,
где рг—максимальное давление газов в цилиндре в кгс/см2;
D — диаметр цилиндра в см;
6К — толщина свода камеры в см.
Под действием силы газов максимальные напряжения в болтах
крепления головки блока равны 750 кгс/см2, т. е. значительно
меньше напряжений от осевых сил, возникающих в результате
предварительной затяжки этих болтов.
Клапаны, расположенные в головке блока, закрыты штампо-
ванной крышкой. Между крышкой и головкой блока установлена
резиновая прокладка. Шпильки крепления крышки клапанов
затягиваются моментом 0,5—0,6 кгс-см. При увеличении момента
затяжки свыше 0,8 кгс-м деформируется поверхность прилега-
ния крышки к головке, вследствие чего нарушается герметич-
ность стыка и появляется течь масла.
ПОРШЕНЬ
Поршень двигателя ЗИЛ-130 (рис. 29) отлит из алюминиевого
сплава п покрыт оловом для ускорения приработки юбки поршня
к цилиндру. Днище поршня плоское, на головке поршня распо-
ложены канавки для установки трех компрессионных и одного
маслосъемного колец. Расстояние от днища поршня до верхнего
компрессионного кольца достаточно велико, что снижает темпе-
ратуру газов, воздействующих на кольцо.
Юбка поршня овального сечения, конусная, с Т-образным раз-
резом. Ось поршневого пальца смещена от осн поршня на 1,6 мм
в сторону действия наибольшей боковой силы.
Овальность юбки поршня, определяемая разностью наиболь-
шего и наименьшего диаметров юбки, равна 0,52 мм. Прн такой
овальности юбкн поршня, ее конусности 0,035—0,050 мм и за-
зоре между юбкой и цилиндром 0,03—0,05 мм поршень работает
без задиров, стука и заметного износа. Ширина поверхности кон-
такта юбки с гнльзой составляет около 40 мм.
Прн подборе поршня к гнльзе, кроме перечисленных геометри-
ческих характеристик, необходимо учитывать и конкретную
жесткость юбкн поршня, меняющуюся в связи с колебанием
толщины стенкн юбки в пределах заданного допуска. С этой целью
контролируют силу, необходимую для вытаскивания нз зазора
юбка поршня — гильза щупа толщиной 0,08 мм и шириной 13 мм.
Эта сила должна быть равна 3,5—4,5 кгс. Опыты показали, что
прн уменьшении зазора в паре юбка поршня — гильза до 0,02 мм
(при наименьшей конусности) возрастает опасность заедания
поршня, а при увеличении зазора до 0,07 мм появляется стук.
5* 67
На интенсивность стука поршня значительно влияет несоос-
ность отверстий в бобышках под поршневой палец. Прн заданной
силе вытаскивания щупа и конусности юбки несоосность отвер-
стий в бобышках под палец в поршне, превышающая 10 мкм,
вызывает стук поршня. С другой стороны, прн требуемой силе
протягивания щупа и несоосностп отверстий в бобышках, равной
10 мкм, стук поршня возникает при конусности свыше 0,065 мм.
Более свободная посадка поршня в гильзе с соответствующим
уменьшением силы вытаскивания щупа приводит к значительному
сужению поля допуска на конусность юбки и несоосность отвер-
стий в бобышках под поршневой палец.
Рис. 29. Поршень двигателя ЗИЛ-130
В результате проведенного обследования был установлен
допуск на несоосность отверстий в бобышках под палец в поршне
и соответствующим образом уточнены технические требования.
Для отвода масла, снимаемого кольцами со стенок цилиндра,
на нижней плоскости канавки под третье компрессионное кольцо,
имеющего скребок, сделана фаска, а под канавкой для маслосъем-
ного кольца — проточка. В начале производства двигателей
в этой проточке сверлили отверстия (внутрь поршня) для улуч-
шения отвода масла, но после применения стальных составных
маслосъемных колец (вместо чугунных) оказалось возможным
отказаться от этих отверстий, вследствие чего повысилась проч-
ность юбки поршня.
Расход масла через кольца в значительной степени зависит
от формы торцовых поверхностей канавок на поршне под крльца.
Если эти поверхности имеют форму конуса с вершиной, направ-
ленной к днищу поршня, расход масла кольца увеличивается,
так как кольцо, прижимаемое к такому торцу, скручивается и
контактирует со стенкой цилиндра своей верхней кромкой,
соскребая масло в камеру сгорания прн движении поршня вверх,
68
В связи с этим конусность была ограничена величиной 0,005 мм
на длине 5 мм.
В отверстиях под поршневой палец имеются канавки для уста-
новки стопорных колец, препятствующих перемещению пальца
в осевом направлении.
Натяг между поршневым пальцем и отверстием в поршне
(при температуре деталей 20° С) равен 0,0025—0,0075 мм; при ра-
бочей температуре этих деталей появляется некоторый зазор.
Зазор между поршневым пальцем и отверстием в шатуне (при
температуре 20° С) равен 0,0045—0,0095 мм. Указанные зазоры
обеспечивают высокую долговечность поршневого пальца и соеди-
няемых с ним деталей.
Поршни отливаются из алюминиевого сплава АЛЗО, содержа-
щего 12% Si и обладающего по сравнению с ранее применявшимся
сплавом АЛ10В более высокими механическими свойствами,
в частности, при рабочей температуре поршня. Проведенные
испытания показали, что в сравнимых условиях поршень из
сплава АЛЗО проработал на двигателе 400 ч без каких-либо за-
мечаний и заметного износа, в то время как поршни из сплава
АЛ10В выходили из строя через 40—90 ч работы двигателя.
Последнее объясняется тем, что при работе на режиме полностью
открытой дроссельной заслонки при максимальной частоте вра-
щения коленчатого вала температура центра днища поршня дви-
гателя ЗИЛ-130 достигает 280° С (а при чрезмерных углах опере-
жения зажигания 300° С), а сплав АЛ10В сохраняет свою работо-
способность при температуре не выше 270° С.
С целью повышения долговечности деталей поршневой группы
разработана и проверена экспериментально, а также в эксплуата-
ции конструкция поршня с усиленной юбкой — без вертикаль-
ного разреза. Форма юбки бочкообразная, что обеспечивает по-
стоянную ширину поверхности контакта юбки с гильзой неза-
висимо от неравномерности нагрева юбки поршня по высоте.
В новом поршне для первого компрессионного кольца залита
чугунная вставка, в которой прорезана канавка. При такой конс-
трукции повышается долговечность как самой канавки, так
и установленного в ней наиболее нагруженного верхнего компрес-
сионного кольца. В качестве материала для вставки использо-
ван медноникелевый аустенитный чугун, коэффициент линейного
расширения которого мало отличается от коэффициента линей-
ного расширения алюминиевого сплава. Вследствие этого соеди-
нение вставки с поршнем не нарушается при повышении темпе-
ратуры.
ШАТУН
Шатуны двутаврового сечения изготовляют из стали 40Р.
Небольшая присадка бора обеспечивает сквозное прокаливание
детали при охлаждении в масле.
69
В верхней головке шатуна расположена свертная втулка из
бронзы Бр. ОЦС 4-4-2,5. Для подвода смазки к поршневому
пальцу в верхней головке сделано отверстие. Отверстие в нижней
головке шатуна выведено на его полку. При совпадении от-
верстия с каналом в шатунной шейке коленчатого вала, масло
выбрасывается на стенку цилиндра. Для создания гарантирован-
ного зазора между гильзой и ннжней головкой шатуна, необхо-
димого для установки шатуна с поршнем в двигатель, бобышкн
под шатунные болты обработаны. Крышка шатуна крепится бол-
тами с резьбой Ml 1X1. Гайка шатунного болта стопорится шплин-
том. Для возможности подгонки массы головок шатуна на его
верхней головке н крышке сделаны специальные бобышкн.
Во время длительных испытаний опытных образцов двигате-
лей на режиме максимальной мощности были отмечены случаи
поломки шатунов. Статические испытания этих шатунов показали,
что наиболее слабым было сеченне под верхней головкой. Для
усиления этого сечения был увеличен с 5 до 40 мм радиус перехода
от стенкн шатуна к бобышке его верхней головки в плоскости,
перпендикулярной к плоскости качания шатуна. Это повысило
прочность на 12% без сколько-нибудь заметного увеличения массы
головкн шатуна.
Прн определении усталостной прочности шатунов в условиях,
близких к действительным условиям работы двигателя, шатуны
разрушались вблизи верхней Головин, где на стенке шатуна
выштампован номер, н по рискам на его полках, образующимся
прн срезании облоя (как у верхней, так н ннжней головок). Для
устранения поломок шатуна в связи с концентрацией напряжений,
вызванной штамповкой номера детали, последний был перенесен
ближе к нижней головке в зону меньшнх напряжений. Чтобы
избежать концентрации напряжений нз-за рисок, была введена
обдувка шатуна стальной дробью диаметром 0,8—1,2 мм, вслед-
ствие чего его усталостная прочность повысилась не менее чем
на 18%.
В результате этих изменений запас усталостной прочности
шатуна увеличился до 2,26, что соответствует рекомендуемым
для автомобильных двигателей пределам.
Для повышения жесткости крышки шатуна была увеличена
ее высота и ширина бобышкн.
Крышка с шатуном соединяется болтами, изготовленными
нз стали 40ХН. Крышка центрируется относительно шатуна
стержнями болтов, что необходимо для правильного взаимного
расположения шатунных вкладышей в крышке и шатуне. Перво-
начально назначенный момент затяжкн корончатых гаек шатун-
ного болта, изготовленных нз стали 40ХН, был равен 10—
11,5 кгс-м. Прн этом, как показал расчет, запас усталостной
прочности шатунного болта оказался ниже рекомендуемых пре-
делов для шатунных болтов автомобильных двигателей, равных
1,5—2,5. В связи с этим был определен момент затяжкн гаек
70
болтов, обеспечивающий как длительную без усталостных раз-
рушений работу шатунного болта, так и надежное без нарушения
плотности стыка соединение крышки с шатуном. Этот момент
равен 7—8 кгс-м. Длительные испытания двигателей на режиме
максимальной мощности показали, что прн указанном момент
затяжкн гаек болтов создается требуемая плотность стыка крышки
с шатуном, не изменяющаяся с течением времени. Прн макси-
мальном моменте затяжки гаек (при их дополнительном повороте
на одну грань) запас усталостной прочности шатунного болта
равен 1,45-
Чтобы еще несколько повысить запас усталостной прочности
шатунных болтов, на ннх была нарезана резьба с закругленной
впадиной.
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
конструкция
Коленчатый вал двигателя четырехколенный, пятнопорнын,
кованный. Материал вала — сталь 45. Шатунные н коренные
шейкн закалены т. в. ч. до твердости HRC 52—62. С целью наи-
лучшего уравновешивания двигателя коленчатый вал выполнен
по крестообразной схеме, прн которой первая и четвертая шатун-
ные шейки расположены в одной плоскости, а вторая н третья —
в перпендикулярной ей плоскости. При такой схеме вала н V-
образном расположении цилиндров под углом 90° устраняется
неуравновешенный момент сил ннерцнп второго порядка. Сум-
марный момент снл инерцнн первого порядка и центробежных
снл неуравновешенных частей коленчатого вала уравновешивается
с помощью противовесов, выполняемых с ним как одно целое.
При этом расположение противовесов выбрано так, чтобы вал
можно было изготовлять штамповкой. Массы, положение центра
тяжести н моменты инерции коленчатого вала приведены в табл. 10.
10. Массы, координаты центра тяжести и моменты инерции
коленчатого вала в комплекте с установленными на него деталями
Комплектность коленчатого вала Масса в кг Координаты центра тяжести в мм Момент инерции в кг-м2
Коленчатый вал с пробками грязесбор-
ников .... 53,75 318,8 0,1394
То же с маховиком ...... 77,917 426,8 0,61
То же со сцеплением . . 98,15 496,8 0,9251
То же со шкивом 102,62 471,8 0,948
Примечания: 1. Координаты центра тяжести указаны от упорного торца
коленчатого вала.
2. Моменты инерции указаны с установленными на шатунные шейки грузами,
масса которых эквивалентна массе деталей шатунно-поршневой группы, связанных
с одним кривошипом.
71
С целью дальнейшего повышения уравновешенности двига-
телей в настоящее время шатуны по массе подгоняют к одной
величине (ранее их разбивали по массе на четыре группы). Вслед-
ствие этого масса шатунов несколько повышается из-за увели-
чения размеров бобышек для подгонки их массы, расположенных
на верхней головке шатуна и его крышке. В связи с этим вве-
дены дополнительные выносные противовесы на шкиве коленча-
того вала и маховике двигателя ЗИЛ-130.
В коленчатом валу имеются каналы для подвода смазки от
коренных вкладышей к шатунным, а в шатунных шейках — зак-
рытые резьбовыми пробками полости большого диаметра, умень-
шающие массу неуравновешенных частей коленчатого вала и
одновременно служащие для центробежной очистки масла, по-
даваемого для смазки шатунных подшипников.
В качестве упорного используется первый коренной под-
шипник коленчатого вала. Для предотвращения утечки масла
на переднем конце коленчатого вала в гнезде передней крышки
блока установлен резиновый каркасный сальник. На заднем
конце вала для этой цели предусмотрены: дренажная канавка
в задней части вкладыша коренного подшипника с отверстием
для слива масла, маслосбрасывающпй гребень на коленчатом
валу, сальник из асбестовой набивки, расположенный в канавке
блока и крышки коренного подшипника, микрошнек на шейке
вала в зоне под этой набивкой, резиновые уплотнители между
горизонтальными поверхностями стыка крышки коренного под-
шипника и блока цилиндров и деревянные уплотнители между
вертикальными соприкасающимися поверхностями этих деталей.
Для повышения эффективности работы сальника перед ним на
коленчатом валу сделана винтовая маслосгонная канавка. Чтобы
предотвратить проворачивание сальниковой набивки, она на-
сажена на штифт, установленный в канавке крышки коренного
подшипника.
Несмотря на то что при многочисленных испытаниях двига-
телей как на стенде, так и в дорожных условиях уплотнение заднего
конца коленчатого вала работало надежно, в некоторых случаях
наблюдалась течь масла через это уплотнение. Чтобы установить
причины течи масла, были проведены специальные исследования
по выяснению влияния различных факторов на эффективность
работы уплотнения. В результате было установлено следующее:
— наибольшее разрежение за уплотнением (в зоне маховика)
при п = 2200 об/мин составляет всего лишь 5 мм вод. ст. и, есте-
ственно, не может вызвать течи масла через уплотнение;
— течь масла через уплотнение начинается только при повы-
шении давления перед сальником до 1,5 кгс/см2 при п = 500 об/мин;
с повышением частоты вращения давление, приводящее к течи
масла через уплотнение, повышается и при п = 2500 об/мин
составляет 2 кгс/см2, это свидетельствует о высокой эффективности
уплотнения вала;
72
— при стендовых испытаниях течи масла через уплотнение
заднего конца коленчатого вала не наблюдается даже при удале-
нии асбестовой набивки;
— при снятой сальниковой набивке течь масла через уплот-
нение начинается только при появлении избыточного давления
в масляном картере. При п = 3000 об/мин давление, вызываю-
щее течь масла, равно 25 мм вод. ст.;
— при уменьшении диаметрального зазора в зоне винтовой
маслосгонной канавки с 1,50 до 0,50 мм давление, при котором
начинается течь масла, если снята сальниковая набивка, повы-
шается до 80 мм вод. ст. при п = 3000 об/мин;
— увеличение размеров канавки в блоке и крышке коренного
подшипника, в которой расположен маслосбрасывающий гре-
бень коленчатого вала, при испытаниях без набивки приводит
к резкому снижению давления масла, вызывающему течь через
уплотнение, что, очевидно, связано с уменьшением скорости цирку-
ляции воздуха в канавке увеличенных размеров;
— увеличение площади отверстия, отводящего масло из дре-
нажной канавки вкладыша, практически не влияет на давление,
при котором начинается течь масла через уплотнение заднего
конца коленчатого вала.
В конечном итоге был уменьшен диаметральный зазор в зоне
маслосгонной канавки до 0,50 мм.
Появление течи масла через уплотнение заднего конца колен-
чатого вала во время эксплуатации вызывается проворачиванием
асбестовой набивки или высыханием (с соответствующим умень-
шением размеров) боковых уплотнителей крышки пятого коренного
подшипника.
Исследованию подвергались различные набивки, отличающиеся
формой плетения нитей и их количеством, материалом нитей и
их пропиткой, размерами и формой набивки. Предварительные
испытания образцов на машине трения позволили отобрать на-
бивку, имеющую минимальный коэффициент трения и значитель-
ное время сохраняющую эластичность. Эта набивка имеет сер-
дечник и внутреннюю оплетку из пеньковой пряжи, а наружную
оплетку — из асбестовой нити. Набивка пропитана моторным
маслом АС-8 с добавкой талька и графита.
Отобранные образцы набивок были испытаны на двигателе,
работающем на режиме максимальной мощности при температуре
масла в картере 120° С. Эти испытания подтвердили высокие
качества выбранной набивки.
Чтобы устранить течь масла через уплотнение, возникающую
в связи с высыханием боковых уплотнителей крышки заднего
коренного подшипника, были разработаны режимы просушки
деревянных уплотнителей, их пропитки в трансформаторном
масле и последующей просушки на воздухе. Эти мероприятия
обеспечили достаточную стабильность размеров уплотнителей
при хранении и работе.
73
Для определения путей дальнейшего повышения прочности
вала были проведены сравнительные испытания нормализован-
ных и улучшенных коленчатых валов из стали 45. Испытания
показали следующее:
— при статическом нагружении прочность нормализованных
и улучшенных валов практически одинакова;
— максимальные напряжения, действующие в коленчатом валу,
не превышают предела выносливости нормализованного вала;
— пределы выносливости нормализованных и улучшенных
валов одинаковы как при кручении, так и при изгибе;
— при перегрузках, при которых напряжения менее чем
в 1,5 раза превышают предел выносливости, долговечность норма-
лизованных валов несколько больше долговечности улучшенных,
а при больших перегрузках — несколько меньше долговечности
последних;
— усталостная прочность переднего конца нормализованного
вала на 15 % ниже, чем улучшенного. Тем не менее в этом случае,
как и во всех других случаях нагружения, коэффициенты запаса
по усталости различных элементов коленчатого вала двигателя
ЗИЛ-130 находятся в рекомендуемых пределах и равны: при
кручении 2,0—2,1 для щеки и 4—4,1 для шатунной шейки; при
изгибе 2,8 для шатунной шейки.
Одинаковая усталостная прочность нормализованных и улуч-
шенных коленчатых валов объясняется тем, что глубина прока-
ливаемости стали 45 соизмерима с припусками на обработку вала
и весь упрочненный слой металла удаляется в виде стружки.
Кроме того, последующая поверхностная закалка т. в. ч. снижает
эффект упрочнения детали примерно вдвое. Последнее подтвер-
ждается повышением предела выносливости переднего конца
улучшенного коленчатого вала, который не подвергается за-
калке т. в. ч.
КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ
Вследствие периодического изменения сил газов в цилиндре
и сил инерции возвратно-движущихся масс в элементах колен-
чатого вала возникают переменные деформации кручения и из-
гиба. Относительное скручивание и раскручивание отдельных
участков коленчатого вала зависит от распределения масс вдоль
его оси и от жесткости его участков и определяет характер кру-
тильных колебаний.
Наличие крутильных колебаний увеличивает напряжения
в элементах коленчатого вала, что в некоторых случаях приводит
к поломкам. Напряжения от крутильных колебаний, возникаю-
щие в элементах коленчатого вала, зависят от особенностей его
конструкции и эксплуатационных нагрузок и точному расчету
при проектировании не поддаются. Поэтому в процессе создания
двигателя ЗИЛ-130 амплитуды крутильных колебаний во всем
рабочем диапазоне частот вращения были определены эксперт
74
ментальным путем, а затем по этим амплитудам рассчитывали
дополнительные напряжения, создаваемые крутильными коле-
баниями в элементах коленчатого вала.
Экспериментальное определение амплитуды и частоты кру-
тильных колебаний производилось при помощи торспографа
(рис. 30) с генераторным электроиндукционным датчиком.
В якоре 1 датчика установлены две включенные последовательно
катушки 8, концы обмоток которых выведены на специальный
коллекторный диск 6 и присоединены к коллекторным кольцам 5.
Сейсмическая масса датчика образована алюминиевым корпусом 3,
кольцевым магнитом 4, стальным кольцевым магнитопроводом 2
с насаженными на него магнитными полюсами 9 и текстолитовыми
ограничителями 7 колебаний сейсмической массы. Упругая связь
сейсмической массы с якорем датчика осуществляется с помощью
пластинчатой пружины 10, средняя часть которой входит в вырез
якоря, а концы находятся в вырезах стального кольцевого магни-
топровода. Якорь 1 жестко крепится на свободном конце колен-
чатого вала и вращается как одно целое с ним с действительной
угловой скоростью. Сейсмическая масса, имеющая упругую
связь с якорем, при вращении датчика приобретает некоторую
среднюю угловую скорость.
При наличии крутильных колебаний якорь датчика переме-
щается относительно сейсмической массы и выдает сигнал, про-
порциональный скорости крутильных колебаний, а не их ампли-
туде. Сигнал с датчика снимается специальным токосъемным
устройством.
Датчик дает импульс для включения горизонтальной раз-
вертки катодного осциллографа таким образом, чтобы на его
75
экране было видно число колебаний за один оборот коленчатого
вала. Характеристика датчика линейна, начиная от частоты
около 10 Гц. Чувствительность применявшегося при испытаниях
датчика при частоте 50 Гц составляет 163 мВ на 1° двойной ампли-
туды колебаний.
Для получения амплитуды крутильных колебаний сигнал
датчика подвергается электрическому интегрированию. Сигнал
усиливается высокостабильным четырехкаскадным усилителем.
---------поршень серийного производства; — — — — поршень с чу-
гунной вставкой для первого компрессионного кольца
Частотная характеристика усилителя линёйна при частоте от
10 Гц и выше. Наличие в усилителе на выходе мощной лампы 6ПЗ
в качестве катодного повторителя позволяет в выходной каскад
включать шлейф магнитоэлектрического осциллографа. Низко-
частотная составляющая сигнала крутильных колебаний, вызван-
ная неравномерностью вращения коленчатого вала, а не крутиль-
ными колебаниями, отфильтровывается с помощью фильтра низ-
ших частот.
Калибровка амплитуды производится путем подачи на усили-
тель сигнала переменного тока частотой 50 Гц и напряжением
1,63 мВ. Коэффициент усиления при этом устанавливается рав-
ным 100.
На рис. 31 показаны характеристики крутильных колебаний
коленчатого вала двигателя ЗИЛ-130 с поршнями двух типов:
с поршнем, имеющим чугунную вставку для компрессионного
кольца, и серийным поршнем без вставки. При более тяжелых
поршнях (со вставкой) максимум резонанса наблюдается при мень-
76
шей частоте вращения коленчатого вала, чем при серийных
поршнях.
Для определения частоты собственных колебаний коленчатого
вала используют частотный (спектральный) анализ сигнала дат-
чика крутильных колебаний, позволяющий обнаружить в спектре
сигнала частоты, соответствующие резонансу, даже если ампли-
туда крутильных колебаний невелика.
Рис. 32. Спектрограммы крутильных колебаний двига-
теля ЗИЛ-130 (я = 2000 об/мин):
/ — полная нагрузка; 2 — 50% нагрузки; 3 — холостой ход
На рис. 32 изображены спектрограммы крутильных колебаний
коленчатого вала двигателя при различных нагрузках- На спек-
трограммах хорошо видны резонансные пики при частотах около
300; 600 и 2800 Гц, соответствующих одно-, двух и многоузловой
формам колебаний. Амплитуда крутильных колебаний при одно-
узловой форме резко возрастает с увеличением крутящего момента
двигателя. Некоторое увеличение частоты колебаний, соответ-
ствующих резонансу, при повышении нагрузки на двигатель
объясняется нелинейной характеристикой колеблющейся си-
стемы.
Исследования показали, что в двигателе ЗИЛ-130 напряжения
в элементах коленчатого вала, вызываемые крутильными колеба-
77
ниями, в рабочем диапазоне частот вращения невелики
(менее 75 кгс/см2), вследствие чего нет необходимости устанавли-
вать гаситель крутильных колебаний.
ШАТУННЫЕ И КОРЕННЫЕ ПОДШИПНИКИ
С целью повышения ремонтоспособности в двигателях
ЗИЛ-130 в коренные и шатунные подшипники устанавливают
тонкостенные вкладыши, у которых толщина стенки настолько
мала, что после установки их форма внутреннего отверстия под-
шипника зависит только от формы гнезда. Вследствие этого тонко-
стенные вкладыши взаимозаменяемы, что упрощает их замену
в эксплуатации, поскольку отпадает необходимость в какой-либо
их обработке или подгонке. В то же время применение тонкостен-
ных вкладышей требует очень точного исполнения гнезд и соос-
ности отверстий в блоке под коренные подшипники. Тонкостенный
вкладыш состоит из стальной основы, являющейся как бы кар-
касом вкладыша, и слоя антифрикционного сплава; иногда на по-
следний наносят тонкий слой приработочного покрытия. Каркас
чаще всего делают из низкоуглеродистой холоднокатаной сталь-
ной ленты марки 0,8; 10 или 08кп. Антифрикционный сплав вы-
бирают в зависимости от конкретных условий. По краям вкла-
дыша имеются участки уменьшенной на 0,03—0,07 мм толщины—•
так называемые холодильники. Их назначение — компенсация
возможных смещений крышки подшипника во время сборки и
обсадки торцов вкладышей при затяжке болтов подшипника.
В начале для двигателя ЗИЛ-130 вкладыши изготовлялись из
трехслойной ленты с каркасом из стали марки 08кп толщиной
1,7 ± 0,1 мм. На каркас методом спекания наносили металло-
керамический слой из медноникелевого порошка (60% меди и
40% никеля) толщиной 0,22 ± 0,08 мм. Металлокерамический
слой пропитывался в вакууме антифрикционным сплавом типа
СОС 6-6 (5,5—6,5% сурьмы, 5,9—6,5% олова и остальное свинец).
Из этого же материала наносился антифрикционный поверх-
ностный слой толщиной 0,1 ± 0,02 мм.
Нагруженность коренных и шатунных подшипников двига-
теля ЗИЛ-130, полученная на основании обработки индикатор-
ных диаграмм и расчетов, приведена в табл. 11. Удельные нагрузки
на рабочую поверхность подшипников не являются чрезмерными
II. Нагруженность коренных и шатунных подшипников
Подшипник Удельная нагрузка в кгс/см2
средняя максимальная
Коренной (второй) 52—56 127—142
Шатунный 54—61 95—108
78
для антифрикционного сплава СОС 6-6 толщиной 0,1+0,02 мм.
В условиях эксплуатации износы коренных и шатунных шеек
коленчатого вала с этими вкладышами невелики. Средний темп
износа коренных шеек при пробеге 1000 км равен 0,2 мкм, шатун-
ных 0,06 мкм.
Недостаток вкладышей этого типа — низкая усталостная
прочность антифрикционного слоя при работе двигателя в особо
тяжелых условиях (в течение длительного времени с большими
частотой вращения и нагрузкой). В этих случаях наблюдается
отслаивание рабочего слоя от промежуточного металлокерами-
ческого слоя, а также отслаивание последнего от стального кар-
каса. Усталостные разрушения рабочего слоя особенно быстро
прогрессируют при увеличении толщины сплава СОС 6-6 более
0,1 + 0,02 мм. Усталостная прочность вкладышей, у которых
толщина рабочего слоя равна 0,2 мм, почти в 2 раза меньше, чем
у вкладышей с толщиной рабочего слоя 0,1 мм.
Некоторые подшипниковые антифрикционные материалы имеют
значительно более высокую усталостную прочность, чем сплав
СОС 6-6 или баббит, например, свинцовистая бронза и другие
сплавы на медносвинцовистой или меднооловянистой основе,
а также различные сплавы на основе алюминия.
Для повышения долговечности подшипников двигателя
ЗИЛ-130 были отобраны вкладыши четырех типов с различными
антифрикционными сплавами повышенной усталостной прочности:
1. Свинцовистой бронзой (основа — медь, 30% свинца, 0,3%
олова); толщина антифрикционного слоя 0,24—0,30 мм.
2. Алюминиевоникелевым сплавом (основа — алюминий,
2% никеля, до 1% железа, 0,5% кремния, 0,1 % меди); толщина
антифрикционного слоя 0,24—0,32 мм.
3. Алюминиевооловянистым сплавом (основа — алюминий,
25—30% олова, до 0,1% железа, до 0,1% меди); толщина анти-
фрикционного слоя вкладыша 0,3—0,4 мм.
4. Алюминиевооловянистым сплавом фирмы Гласье (Англия)
основа — алюминий, 20% олова, 1 % меди, 0,3% магния; толщина
антифрикционного слоя 0,25—0,33 мм.
При испытаниях определяли: износ вкладыша с точностью
до 0,001 мм, его распрямление и предварительный натяг с точ-
ностью 0,01 мм, а также состояние рабочей поверхности.
Износ вкладыша определяли двумя методами — путем непо-
средственного измерения толщины вкладыша в шести точках,
а также расчетным путем по изменению его массы. В последнем
случае средний износ антифрикционного слоя подсчитывали по
формуле (в мм)
л/ AG
Л/г+ ~ ТУ ’
где AG — износ в г;
р — плотность антифрикционного сплава в г/см3;
F — площадь рабочей поверхности вкладыша в см2.
79
80
12. Показатели стабильности геометрических размеров и износостойкости вкладышей
с различными антифрикционными сплавами
Вид испытаний Оценочный показатель Трехслойный вкладыш (с металло- керамическим промежуточ- ным слоем) Вкладыши с антифрикционным слоем
алюмин и ево- никелевым (сплав 2) алюминиево- оловянистым (сплав 3) алюминиево- оловян истым фирмы Гласье (сплав 4) свинцовистой бронзы (сплав 1)
Нагрев в заневоленном состоянии Изменения предваритель- ного натяга (в числителе) и «распрямления» (в зна- менателе) в мм 0,064/0,45 0,011/0,23 0,054/0,78 0,002/0,46 0,003/0,26
Испытания на специаль- ном стенде То же 0,027/0,064 — — 0,044/0,35 0,060/0,41
Уменьшение массы в г 0,345 —- — 0,175 0,195
Уменьшение толщины в мм 0,021 — — 0,011 0,004
Испытания на двигателе ЗИЛ-130 Изменения предваритель- ного натяга (в числителе) и «распрямления» (в зна- менателе) в мм 0,01/0,55 — 0,017/0,45 0,010/0,40 0,006/0,67
Уменьшение толщины в мм 0,004 Задир рабочей поверхности 0,003 0,003 0,001
Износ шейки вала в мм 0,005 То же 0,002 0,002 0,003
Испытания проводились на специальных установках и па дви-
гателе в течение 600 ч на режимах, рекомендованных ГОСТом
491—55, но с более высокой температурой картерного масла
(100—120° С).
Результаты этих испытаний приведены в табл. 12, из которой
следует, что наилучшими в отношении стабильности геометри-
ческих размеров и износостойкости шейки коленчатого вала ока-
зались вкладыши с антифрикционным слоем из алюминиевооло-
вянистого сплава третьего и четвертого типов.
Вкладыши с антифрикционным сплавом третьего типа были
подвергнуты эксплуатационным испытаниям на 10 двигателях
ЗИЛ-130. За время пробега 200 тыс. км взносы шатунных шеек
коленчатого вала не превышали 0,004мм, а коренных шеек 0,011 мм.
Усталостных разрушений на этих вкладышах обнаружено не было.
Трехслойные вкладыши, проходившие параллельно эксплуата-
ционные испытания, из-за чрезмерного выкрашивания антифрик-
ционного слоя заменяли после пробега 70—100 тыс. км.
В настоящее время на все Двигатели ЗИЛ-130 вкладыши ко-
ренных и шатунных подшипников изготовляют с антифрикцион-
ным слоем из высокооловянистого алюминия.
МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
КОНСТРУКЦИЯ
В двигателе ЗИЛ-130 применено верхнеклапанное газорас-
пределение с нижним (в блоке) расположением распределитель-
ного вала.
Компоновка механизма газораспределения показана на рис. 33.
Распределительный вал 1, размещенный в развале между ци-
линдрами, имеет пять опор (сталебаббитовые втулки). Он при-
водится во вращение от коленчатого вала с помощью двух цилинд-
рических косозубых шестерен. Толкатели 2 через штанги 3 и ко-
ромысла 8 приводят в движение клапаны 9- Коромысла клапанов
каждого ряда цилиндров установлены па общей оси 6, располо-
женной на головке 4 блока в стойках 5- Болты 7 крепления стоек
оси коромысел являются одновременно и болтами крепления го-
ловки блока. В продольном направлении коромысла фиксируются
с помощью распорных пружин. Через внутреннее отверстие оси
коромысел диаметром 13 мм подводится масло для смазки коро-
мысел.
Распределительный вал кованый, материал — сталь 45.
Опорные шейки вала имеют достаточно большие диаметры (45—
51 мм); твердость поверхности шеек HRC 23—27. Рабочую по-
верхность кулачков закаливают т. в. ч. до твердости HRC 48—60.
Структура закаленного слоя троостомартенситная.
Средняя опорная шейка является дозирующим элементом
в системе смазки коромысел, осуществляющим пульсирующую
6 Заказ 181 81
подачу масла в их оси. На заднем конце распределительного вала
нарезана винтовая шестерня привода масляного насоса и распре-
делителя.
Осевое перемещение распределительного вала воспринимается
упорным подшипником, состоящим из упорного фланца, дистан-
ционного кольца и торцовых поверхностей передней опорной шейки
и шестерни привода распределитель-
ного вала. Упорный фланец стальной
закаленный. Твердость рабочей поверх-
ности HRC 48—60. Для ускорения при-
работки фланец фосфатируют. Толщина
фланца 4,8_01М8 мм.
Осевой зазор между упорным флан-
цем, шестерней и передней опорной
шейкой распределительного вала выб-
ран в пределах 0,08—0,21 мм. Этот
зазор создается с помощью дистанцион-
ного кольца, установленного между
шестерней и передней опорной шейкой.
Толщина кольца 5,C)Jdj2 мм. Для умень-
шения износа деталей упорного под-
шипника в зазор между упорным флан-
цем и передней опорной шейкой
подается смазка под давлением из пе-
реднего подшипника распределитель-
ного вала.
Распределительный вал в эксплуа-
тации имеет незначительный износ.
Обследование двигателей ЗИЛ-130 после
длительной эксплуатации показало, что
долговечность опорных шеек и кулачков
распределительного вала значительно
превышает 200 тыс. км. Опорные
шейки его после пробега автомобилем
более 200 тыс. км имеют средний мак-
симальный износ не более 0,013 мм,
впускные и выпускные кулачки —
в пределах 0,090—0,094 мм. Из опорных
шеек больше всех изнашивается третья. Ее износ примерно на 25%
выше среднего износа шеек одного вала. Поскольку подача масла
в головки блока осуществляется через эту шейку, вероятность
попадания абразивных частиц в ее подшипник значительно больше,
чем в подшипники остальных шеек. Масло, находящееся в каналах
средней опорной шейки, при вращении вала центрифугируется
и твердые абразивные частицы направляются в зазор между шей-
кой и подшипником.
Условия работы впускных и выпускных кулачков распреде-
лительного вала различны. Впускной кулачок поднимает впускной
82
клапан, масса которого составляет 135 г. Выпускной клапан при-
мерно на 35% легче впускного, но на выпускной кулачок дей-
ствует сила, обусловленная давлением газов в цилиндре в момент
начала выпуска. Несмотря на эти различия, износи впускных и
выпускных кулачков оказались практически одинаковыми. На
износ кулачков влияет уменьшение теплового зазора между торцом
клапана и носиком коромысла вследствие износа посадочной фаски
седла клапана.
Если этот зазор своевременно не регулировать, то при доста-
точно больших износах фаски седла он может исчезнуть. В этом
случае на кулачок будет действовать постоянная нагрузка от силы
предварительной затяжки пружины клапана; толкатель будет
работать не только по профилированной части кулачка, но и по
затылочной (цилиндрической) его части. При этом нарушаются
условия смазки рабочих поверхностей кулачка и толкателя.
В результате этого на соприкасающихся поверхностях толкателя
и кулачка появляются риски и задиры, а износ указанных поверх-
ностей катастрофически возрастает. Такому износу подвержены
главным образом выпускные кулачки, поскольку изнашиваются
только седла выпускных клапанов, работающие при высокой
температуре и больших нагрузках. На впускных кулачках риски
и задиры не появляются, так как рабочие фаски седел
впускных клапанов практически не изнашиваются.
ПРОФИЛЬ КУЛАЧКА И ФАЗЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
При разработке конструкции двигателя ЗИЛ-130 были при-
няты следующие фазы газораспределения:
Впускной клапан:
начало открытия (до в. м. т.) . . 26°
конец закрытия (после н. м. т.) . 71°
Выпускной клапан:
начало открытия (до н. м. т.) .... 52°
конец закрытия (после в. м. т.) .... 35°
Испытания первых опытных образцов двигателей показали,
что частота вращения коленчатого вала, соответствующая точке
максимальной мощности на внешней характеристике, равна
3800—4000 об/мин. Это значительно выше принятой для двига-
теля ЗИЛ-130 номинальной частоты вращения, равной
3200 об/мин. Поскольку такая быстроходность для двигателя
ЗИЛ-130 не являлась необходимой, была сделана попытка путем
изменения фаз газораспределения изменить внешнюю характе-
ристику таким образом, чтобы точка максимальной мощности
переместилась в зону номинальной частоты вращения. При этом
предполагалось несколько увеличить максимальный крутящий
момент двигателя и перевести его в зону более низкой частоты
вращения коленчатого вала. Это должно было улучшить тягово-
6* 83
динамические показатели автомобиля. Подбор оптимальных фаз
газораспределения осуществлялся в основном на режиме пол-
ностью открытой дроссельной заслонки, поскольку двигатели
грузовых автомобилей, как правило, работают в диапазоне на-
грузок 40—100% номинальной, в котором эффективный к. п. д.
двигателя изменяется незначительно.
Особое внимание обращалось также на режимы малой частоты
вращения холостого хода, для которых характерно значительное
дросселирование. В момент перекрытия клапанов на этих режимах
под действием разрежения во впускной трубе отработавшие газы
из выпускного трубопровода через открытые впускные и выпуск-
ные клапаны перетекают во впускную трубу, вследствие чего уве-
личивается и без того значительный коэффициент остаточных га-
зов и нарушается устойчивая работа двигателя. Это обстоятель-
ство проявляется тем сильнее, чем больше угол перекрытия кла-
панов и чем меньше частота вращения холостого хода, т. е. чем
больше абсолютное время перекрытия клапанов. С увеличением
частоты вращения холостого хода количество газов, попавших
во впускную трубу, уменьшается и устойчивость работы двига-
теля повышается, но при этом увеличивается также расход топ-
лива.
При подборе оптимальных фаз газораспределения исследо-
вались также и режимы холостого хода двигателя.
В качестве основных рабочих характеристик были выбраны
внешняя характеристика двигателя и характеристика холостого
хода. При исследовании было обнаружено, что эффективные пока-
затели двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке
в значительной мере зависят от теплового зазора в клапанном
механизме. В связи с этим проводились специальные исследова-
ния, чтобы выявить зависимость эффективных показателей дви-
гателя ЗИЛ-130 и уровня шума от теплового зазора. Наивыгод-
нейший тепловой зазор оказался в пределах 0,4—0,45 мм.
Все дальнейшие исследования проводили с зазором 0,45 мм
(на прогретом двигателе). В качестве топлива применяли бензины
А-76 и «Экстра», причем обращалось внимание на стабильность
их фракционного состава. Измеренные эффективная мощность Ne
и крутящий момент Ме приводили к нормальным атмосферным
условиям по формулам:
N _________Z60_l/273 + T.
£0 еВ0-рщо V 288 >
м -м____________1/И+1
£° е#0-Рн2О ' 288 ’
где NeS} и Мео •— приведенные эффективные мощность и кру-
тящий момент;
Во — атмосферное давление в мм рт. ст. (измерялось
с помощью ртутного чашечного барометра);
84
рнго — абсолютное давление водяных паров в мм рт. ст.
(определялось по разности температур сухого
и влажного термометров в психрометре Ассмана,
установленном на расстоянии 1,5 м от впуск-
ного патрубка карбюратора, и типовым психро-
метрическим таблицам);
t — температура воздуха в °C (измерялась с по-
мощью термометра, установленного на рас-
стоянии 1 м от двигателя).
Температуру воды и масла измеряли с точностью до ±2° С.
Техническое состояние двигателя при испытании проверялось
снятием контрольных внешних характеристик с исходными фа-
зами газораспределения. Отклонение параметров двигателя от
контрольных больше чем на ±2% не допускалось.
Все исследования проводили с неизменной регулировкой кар-
бюратора, что вносило некоторую погрешность в мощностные
параметры при малой частоте вращения и при полностью откры-
той дроссельной заслонке. Чтобы определить эту погрешность,
были сняты характеристики двигателя при различных фазах
газораспределения и оптимальных составах смеси во всем рабочем
диапазоне частот вращения коленчатого вала.
Было установлено, что с увеличением угла закрытия впуск-
ного клапана мощность падает из-за дополнительного обогащения
смеси. В точке, соответствующей максимальному крутящему мо-
менту, как при оптимальном составе смеси, так и при принятой
регулировке карбюратора мощности оказались одинаковыми. Угол
опережения зажигания устанавливали наивыгоднейшим для каж-
дого режима.
Влияние профиля кулачка распределительного вала на мощ-
ностные показатели двигателя было незначительным. Экономич-
ность двигателя, определяемая минимальными удельными расхо-
дами топлива, как это видно из табл. 13, также практически не
изменилась, несмотря на то, что теоретическое время-сечение про-
филя кулачка уменьшилось примерно на 10%.
Наиболее существенно профиль кулачка влияет на характер
протекания кривой крутящего момента в области низкой частоты
вращения коленчатого вала. Такое же влияние оказывает измене-
ние фаз газораспределения.
Изменение угла открытия впускного клапана в довольно ши-
роких пределах практически не сказывается на максимальных
мощности и крутящем моменте, а изменение его угла закрытия
несколько влияет на максимальную мощность. Для двигателя
ЗИЛ-130 оптимальный угол открытия впускного клапана нахо-
дится в пределах 16—18° до в. м- т., а угол закрытия — в пределах
57—65° после и. м. т.
Для получения максимальной мощности двигателя угол от-
крытия выпускного клапана должен быть 52—58° до н. м. т., тогда
как максимальный крутящий момент соответствует углу 43—48°
85
13. Мощностные и экономические показатели двигателя ЗИЛ-130
с распределительными валами, имеющими различные профили кулачков
Условное обозначение профиля кулачка Оптимальный тепловой зазор в мм Впускной клапан Выпускной клапан
Угол открытия до в. м. т. Угол закрытия после н. м. т. Угол открытия До н. м. т. Угол закрытия после в. м . т.
ЗИЛ-130 0,45 16° 71° 52° 35°
М . . . 0,35 14° 83° 30' 50° 47° 30'
Б 0,25 25° 64° 61° 28°
НАМИ-061 0,25 30° 68° 66° 32°
ЗИЛ-130Д 0,45 13° 68° 49° 32°
Условное обозначение профиля кулачка Время-сечение в мм2/рад Эффективная мощ- иг»п«ги ггг>и и—50ЛП об/мин в л.с. Крутящий момент в кгс-м Минимальный рас- ход топлива при полностью открытой дроссельной заслон- ке в г/(л. с. ч)
максималь- ный при п=1200 об/мин при «=2000 об/мин
ЗИЛ-130 8,87 157 40,5 38,5 40,5 242
м 8,97 156 40,0 37,7 39,8 242
Б . . . 8,53 157 40,7 38,0 40,2 242
НАМИ-061 8,00 157 40,7 39,6 40,5 242
ЗИЛ-130Д 8,23 157 41,2 39,5 41,0 242
до н. м. т. Изменение угла закрытия выпускного клапана незна-
чительно влияет на мощностные показатели двигателя ЗИЛ-130.
Оптимальный угол составляет 32—40° после в. м. т.
На рис. 34 показано поле постоянных значений крутящего мо-
мента двигателя ЗИЛ-130, полученных при изменении фаз впуска
путем поворота впускного кулачка распределительного вала.
Максимальный крутящий момент при этом профиле кулачка ра-
вен 41,5 кгс-м при п = 1800 об/мин.
На режиме холостого хода двигатель ЗИЛ-130 по экономическим
показателям оказался почти нечувствительным к изменению углов
закрытия впускного и открытия выпускного клапанов. Влияние
углов открытия впускного и закрытия выпускного клапанов опре-
деляется лишь их перекрытием, с увеличением которого уменьша-
ется разрежение рк (рис. 35) во впускной трубе, возрастает расход
топлива и изменяется состав смеси. Это особенно заметно
как при малой, так и при средней частотах вращения холостого
хода.
Как следует из графиков на рис. 35 коэффициент избытка
воздуха а, соответствующий наиболее устойчивой работе двига-
86
теля при п = 500 об/мин, с увеличением перекрытия клапанов
с 45 до 71° по углу поворота коленчатого вала возрастает от 0,6
до 1,02. С увеличением а в этом диапазоне устойчивость работы
Рис. 34. Влияние угла поворота впускного кулачка Р на мощностные
показатели двигателя ЗИЛ-130 при полностью открытой дроссельной
заслонке (числа у кривых — крутящий момент в кгс-м)
двигателя несколько ухудшается. При п = 1000 об/мин коэффи-
циент избытка воздуха, соответствующий наиболее устойчивой
работе двигателя, практически не изменяется при увеличении
перекрытия клапанов.
Рис. 35. Влияние перекрытия клапанов на показатели дви-
гателя при холостом ходе:
а — п = 500 об/мин; б — п — 1000 об/мии
Минимальные расходы топлива GT, равные 1,5—1,6 кг/ч при
п = 500 об/мин, соответствуют перекрытию клапанов 48—65°
по углу поворота коленчатого вала. Это является для двигателя
ЗИЛ-130 условием, ограничивающим углы закрытия выпускного
и открытия впускного клапанов-
87
ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Выпускные клапаны. В современных автомобильных двига-
телях выпускные клапаны являются самыми высоконагружен-
ными элементами конструкции. Температура головки клапана
может достигать 800—940° С. Ускорения движения клапана со-
ставляют 200—400 g при нормальных зазорах в механизме и резко
возрастают при их увеличении. Среда, в которой работает выпуск-
ной клапан, является весьма агрессивной, вызывающей интенсив-
ную коррозию. При применении бензина каталитического кре-
кинга в продуктах сгорания содержатся окислы ванадия, вызы-
вающие, как известно, интенсивную коррозию почти всех жа-
ропрочных материалов. В продуктах сгорания этилированного
бензина содержатся окислы свинца и бромистые соединения, вы-
зывающие коррозию металлов при высоких температурах. При
работе двигателя на обедненных смесях свободный кислород в от-
работавших газах также способствует высокотемпературной корро-
зии. Используемые в современных маслах металлоорганические
присадки в некоторых случаях обладают высокой коррозионной
активностью и вызывают разрушение фаски клапана при работе
двигателя с большой нагрузкой.
Основная тенденция в развитии автомобильных двигателей —
непрерывный рост степени сжатия. При этом повышаются давле-
ния в цилиндре и, как следствие, возрастают нагрузки на головку
клапана от сил газов и утечка газов через клапаны из-за большей
деформации их головок под действием давления в цилиндре.
Несмотря на то что с повышением степени сжатия температура
выпускного клапана несколько уменьшается (примерно на 20° С
при увеличении степени сжатия на одну единицу) вследствие сни-
жения температуры отработавших газов, имеются случаи, когда
клапаны, удовлетворительно работавшие при степени сжатия 6,5,
оказываются непригодными для степени сжатия 8,0.
Наиболее горячие участки выпускного клапана — средняя
часть головки на стороне, обращенной в камеру сгорания, и уча-
сток стержня клапана непосредственно под его головкой; наиболее
холодный участок — торец стержня клапана. Разность темпера-
тур наиболее горячих и холодных участков клапана может до-
стигать 450—500° С.
Температура выпускного клапана зависит от состава смеси.
Опыты показывают, что наивысшая температура соответствует
а = 1,03-^1,05. При обогащении смеси температура клапана сни-
жается. Поскольку температура выпускного клапана зависит
от состава смеси, на эту температуру значительное влияние ока-
зывают атмосферные условия, так как при изменении последних
изменяется состав смеси, подаваемой карбюратором.
Вследствие того что на выпускные клапаны действуют боль-
шие температуры и высокие механические нагрузки, а также агрес-
сивная рабочая среда, к материалам этих клапанов предъявляются
88
Жесткие требования. Основные из этих требований следующие:
высокая прочность и твердость при всех рабочих температурах;
большая ударная вязкость как при высоких, так и при низких
температурах, в том числе и отрицательных (до —30° С); значи-
тельная антикоррозионная стойкость, так как в отработавших
газах содержатся окислы свинца, ванадия и серы, а также метал-
лоорганические компоненты присадок масла и, кроме того, неорга-
нические кислоты, образующиеся при пуске холодного двигателя;
хорошая сопротивляемость тепловым ударам; способность обра-
зовывать прочную пленку окислов, не разрушающуюся при рабо-
чих температурах и нагрузках; высокие теплопроводность при
возможно меньшем коэффициенте линейного расширения и изно-
состойкость рабочих поверхностей клапана; хорошие технологи-
ческие свойства; небольшая стоимость.
Материала, который мог бы полностью удовлетворить всем
этим требованиям, в настоящее время еще не найдено, поэтому
прн проектировании выпускных клапанов используют конструк-
тивные методы (комбинирование различных материалов, введение
специальных покрытий и т. п.), чтобы по возможности максимально
выполнить приведенные выше требования.
В качестве материалов для выпускных клапанов карбюратор-
ных двигателей применяют ферритно-мартенситные и аустенитные
стали, стали с сигма-фазой и специальные сплавы на нежелезной
основе, такие как сплав Нимоник 70, ХН77ТЮР (ЭИ437Б) и т. д.
Характерной особенностью всех этих сталей и сплавов является
большое содержание хрома — основного элемента, который при
высокой температуре придает сталям стойкость против коррозии,
а также повышает их прочность. Однако содержание хрома свыше
25% нецелесообразно (сталь становится хрупкой).
В практике отечественного двигателестроения для изготовле-
ния выпускных клапанов применяются следующие стали: 4Х10С2М
(ЭИ107), ЭИ72, 4Х14Н14В2М (ЭИ69), ЭИ240, ЭИ992, ЭП9, ЭП48,
ЭПЗОЗ и некоторые другие. Химический состав этих сталей при-
веден в табл. 14. Наиболее прочной является сталь ЭПЗОЗ. Вре-
менное сопротивление на разрыв этой стали при температуре 800° С
достигает 31 кгс/мма. Аналогичная сталь используется и в зару-
бежных автомобильных двигателях под маркой 21-4 N и 21-4 NS
для изготовления неохлаждаемых выпускных клапанов.
Выпускные клапаны могут быть неохлаждаемые и охлаждае-
мые. В охлаждаемых клапанах стержень, а иногда частично и
головку делают пустотелыми. Эти полости примерно на1^—2/3 за-
полняют металлическим натрием, имеющим низкую температуру
плавления (97,7° С) и высокую температуру кипения (883° С),
вследствие чего при рабочих температурах выпускных клапанов
он находится в жидком состоянии и давление его паров невелико.
Натрий имеет небольшую плотность и высокую теплопроводность
в жидком состоянии. Кроме того, он хорошо смачивает практи-
чески любые стали.
89
(4. Химический состав некоторых отечественных сталей
Марка стали Химический состав в %
с Мп Si Сг Ni Мо W р S
4Х14Н14В2М
(ЭИ69) . . 0,5 0,23 0,17 14,2 13,2 8,2 3,0 .— —
ЭИ72 0,34 0,5 2,1 13,0 7,0 .— 0,02 0,02
4Х10С2М (ЭИ 107) 0,4 0,7 2,3 10,0 0,5 0,8 —. 0,03 0,03
ЭИ240 0,44 0,52 2,7 14,1 13,7 0,32 2,36 0,03 0,01
ЭП992 * . . . 0,7 0,52 1,6 19,6 1,59 — .— 0,01 0,01
ЭП9 0,45 0,6 2,44 18,0 9,0 —_ — — .—.
ЭП48 . . 0,62 0,83 0,27 19,5 3,5 2,34 .—. — .—.
ЭПЗОЗ** . 0,5 9,21 0,49 20,6 4,1 — — 0,005 0,014
* Сталь ЭИ992 содержит также 0»07% Ti.
* Сталь ЭПЗОЗ содержит также 0,3% N.
Благодаря свободному объему во внутренней полости выпуск-
ного клапана жидкий натрий резко перебрасывается от головки
к стержню и передает тепло от нагретой головки стержню и за-
тем направляющей втулке. Натрий перемещается со значительной
скоростью относительно стенок внутренней полости, поэтому коэф-
фициент теплопередачи большой и температурное поле клапана
выравнивается. Для выпускных клапанов, охлаждаемых метал-
лическим натрием, используют, как правило, менее жаропрочные
стали, чем сталь ЭПЗОЗ, поскольку температура наиболее нагре-
тых зон такого выпускного клапана на 100—150° С ниже, чем
неохлаждаемого.
В двигателе ЗИЛ-130 выпускной клапан изготовлен из стали
ЭИ992. Сталь такого типа, обычно используемая для изготовления
охлаждаемых клапанов, за рубежом выпускается под марками ХВ,
Еп-59 и т. д.
Сталь ЭИ992 хорошо закаливается. Торец стержня выпуск-
ного клапана закален до твердости HRC 55, не менее. Твердость
стержня и головки клапана находятся в пределах HRC 30—35.
Стержень клапана, так же как и участок криволинейной поверх-
ности подголовка, шлифуют. Для улучшения изностостойкости
и противозадирных свойств рабочий участок стержня покрыт
электролитическим способом тонким слоем хрома (0,002—0,007 мм).
Канавку под сухари не хромируют, чтобы избежать сколов.
Клапан имеет отверстие в стержне диаметром 7,0 мм и глу-
биной 80 ±1,0 мм и грибообразную полость в головке объе-
мом 3 см3. В полости находится 1,85 г металлического натрия.
Сверление отверстия в стержне и обработка полости в головке
клапана производится со стороны головки. После заправки на-
трием полость в головке закрывают заглушкой, изготовленной
также из стали ЭИ992. Заглушку приваривают к головке с по-
мощью контактной электросварки. Глубину сварочного шва про-
90
веряют на полностью обработанном клапане с помощью ультра-
звука. Исследования показали, что минимальная ширина свароч-
ного шва для обеспечения надежной работы клапана должна
быть не менее 1,2 мм.
Охлаждение выпускных клапанов вызывает уменьшение по-
требного октанового числа топлива. Детонационные испытания
двигателя ЗИЛ-130 с охлаждаемыми и неохлаждаемыми выпуск-
ными клапанами показали, что при охлаждаемых клапанах по-
требное октановое число топлива снижается на 6 единиц.
При наличии грибообразной полости в головке для натрия
температура средней ее части и верхней части стержня умень-
шается на ПО—120° С.
Рабочая фаска выпускного клапана двигателя ЗИЛ-130 вы-
полнена с углом 45°, а угол рабочей фаски седла равен 44°. Угол
фаски на клапане всегда несколько больше угла фаски седла из-за
неравномерности температурного поля головки клапана. Дей-
ствительно, центральная часть головки клапапа нагревается
больше, чем его края, вследствие чего головка деформируется и
угол рабочей фаски клапана несколько уменьшается. Ширина
рабочей фаски клапана 2 мм. Биение этой фаски относительно
стержня не превышает 0,03 мм, а биение фаски седла относительно
оси отверстия в направляющей втулке не превышает 0,04 мм.
Такая высокая точность изготовления позволила отказаться от
традиционной притирки клапана к седлу при обеспечении хоро-
шей герметичности клапана.
Фаска выпускного клапана работает в очень тяжелых условиях.
При общей высокой температуре головки клапана в момент на-
чала выпуска через щель, образованную клапаном и седлом, с боль-
шой скоростью (до 1200 м/с) протекают отработавшие газы, имею-
щие температуру до 1000° С. Фаска воспринимает давление газов
в цилиндре и силу предварительной затяжки клапанной пружины.
Кроме того, на фаску действуют ударные нагрузки, возникающие
при посадке клапана на седло. На отдельных участках фаски дей-
ствующие на нее силы могут значительно превышать средние по
фаске. Это возможно при перекосе клапана в направляющей
втулке вследствие износа последней, а также при короблении го-
ловки блока из-за неравномерности ее температурного поля.
Свод камеры сгорания в зоне выпускного клапана, свечи за-
жигания, а также стенки выпускных каналов в головке блока
нагреваются больше, чем свод камеры сгорания в зоне впускного
клапана и стенки впускных каналов или участки головки блока
вне камеры сгорания. Вследствие различия температур свода
камера сгорания вместе с установленными в ней седлами клапанов
деформируется. Если деформации значительны, а жесткость го-
ловки клапана велика, между седлом и фаской клапана образу-
ется щель, через которую проходят газы. На клапане в этом месте
создается зона повышенной температуры, и фаска может подго-
реть (рис. 36). Для предотвращения подгорания рабочую фаску
91
покрывают специальными жаростойкими сплавами и обеспечивают
принудительное вращение выпускного клапана.
Для покрытия фаски используют материалы, которые при ра-
бочих температурах имеют по сравнению с основным материалом
клапана значительно более высокие прочность, твердость и анти-
коррозийонную стойкость. Коэффициент линейного расширения
Рис. 36. Выпускные клапаны двигателя ЗИЛ-130
с подгоревшей рабочей фаской
этих материалов должен быть примерно одинаковым с коэффи-
циентом расширения основного металла клапана. В Советском
Союзе для покрытия фаски клапана обычно применяют материалы,
приведенные в табл. 15.
Длительные испытания выпускных клапанов двигателя
ЗИЛ-130 с различными покрытиями рабочей фаски показали,
что большое влияние на долговечность фаски оказывает моторное
масло. На рис. 37 показано состояние рабочих фасок клапанов
92
15. Химический состав и твердость материалов, используемых
для покрытия рабочей фаски выпускного клапана
Марка материала Химический состав в % 1 1 Твердость в холодком [ состоянии
с Мп Si Сг NI W Со Fe
В2К 1,8—2,5 1—2 27—33 2 47—53 13—16 48—54
взк 1—1,5 _—. 2,5 28—32 2 -— 58—62 4- 6 38—45
ВХН-1 0,5—1,2 0,5 1,5—2,5 35—40 50—60 5,0 -—. — 30—33
ВХН-2 0,5—1,2 -—. 1,5—2,5 35—40 35 25 —. —. 28—32
ЭИ437Б 0,07 — 0,24 20 75,6 0,5 2,36 0,05 —
после 200-часовых испытаний двигателя ЗИЛ-130 иа режиме
максимальной мощности. В двигатель было залито масло АСп-8
с присадкой ВНИИНП-360- Только на клапанах с фаской, покры-
той стеллитом ВЗК (рис. 37, в), нет пятен коррозии. При работе
двигателя с маслом без присадки пятен коррозии не наблюдается.
Нет их и при работе на маслах, в которых используются так на-
зываемые беззольные присадки, т. е. присадки, не содержащие
металлоорганических соединений кальция, бария, цинка и других
активных металлов
Сплавы, используемые для покрытия рабочих фасок выпуск-
ных клапанов, почти не содержат железа. Поэтому они сохраняют
высокие механические свойства при больших температурах.
В случае принудительного вращения выпускного клапана
значительно повышается долговечность фасок. При вращении
стираются отложения между стержнем клапана и направляющей
втулкой, что улучшает отвод тепла, кроме того, удаляются отло-
жения свинцовых окислов на рабочих фасках седла и головки кла-
пана, что также способствует отводу тепла от головки в седло че-
рез фаску. При принудительном проворачивании клапана исклю-
чается возможность местного перегрева фасок, вследствие чего
можно увеличить их ширину без ухудшения герметичности, т. е.
уменьшить удельную нагрузку на фаски.
Механизм вращения выпускного клапана двигателя ЗИЛ-130
состоит из корпуса 7 (рис. 38), в котором в пяти наклонных лун-
ках 2 находятся шарики 3, прижимаемые пружинами 1. Тарель-
чатая пружина 6 закрывает наклонные каналы с находящимися
в них шариками. Крышка 5 корпуса передает силу пружины 4
клапана на тарельчатую пружину 6, жесткость которой выбрана
так, чтобы при закрытом клапане ее опорная поверхность воспри-
нимала силу предварительной затяжки пружины 4.
При открытии клапана сила, воспринимаемая тарельчатой
пружиной, увеличивается и последняя, распрямляясь, ложится
на шарики 3, которые под ее действием катятся по наклонной ка-
93
навке, поворачивая одновременно эту пружину и крышку 5 вместе
с находящейся на ней пружиной 4 клапана. Поворачиваясь, пру-
жина 6 поворачивает клапан в направляющей по часовой стрелке.
После закрытия клапана механизм возвращается в исходное по-
ложение. При следующем открытии клапана цикл движения пов-
Рис. 37. Рабочие фаски выпускных клапанов двигателя
ЗИЛ-130 с покрытием из различных материалов после 200-ча-
совых испытаний на режиме максимальной мощности:
а — сталь Х12Н68М6В6; б — хромоникелевый стеллит ВХН-1; в —
кобальтовый стеллит ВЗК
торяется. За один ход клапан поворачивается на 3—5°. В соответ-
ствии с этим частота вращения выпускного клапана (в об/мин)
_ <р п
Пкл — ‘360’ 2~ ’
где ф — угол поворота механизма вращения клапана за один
рабочий цикл в градусах;
и — частота вращения коленчатого вала в об/мин.
94
Однако при размещении механизма вращения клапана на го
ловке блока периодические воздействия на этот механизм кулачка
вызывают колебания витков клапанной пружины, вследствие
чего на работающем двигателе частота вращения клапана, как
правило, увеличивается быстрее, чем частота вращения коленча-
того вала. В общем виде зависимость частоты вращения выпуск-
ного клапана от п выражается соотношением
пкл = 0,004 п2.
Рис. 38. Механизм вращения выпускного клапана
Зазор между стержнем клапана и направляющей втулкой
влияет на температуру клапана. Увеличение зазора на каждые
0,1 мм приводит к повышению температуры клапана па 60—70r С-
Температура направляющей втулки при этом изменяется незна-
чительно. Вследствие этого зазоры между стержнем клапана и
наплавляющей втулкой должны быть минимальными. Они за-
висят от материалов клапана и втулки, условий охлаждения по-
следней, диаметра стержня клапана и других факторов.
Зазор между стержнем клапана и направляющей втулкой в дви-
гателе ЗИЛ-130 подбирали опытным путем. Во время длительной
эксплуатации было установлено, что только при минимальном
зазоре не менее 0,08 мм отсутствует заедание выпускного клапана
в направляющей втулке. Максимальный зазор при этом на новом
двигателе не превышает 0,12 мм.
95
Сочетание конструктивных, металлургических и технологи-
ческих мероприятий, т. е. применение натриевого охлаждения,
покрытие фаски стеллитом, тонкослойное хромирование стержня
клапана, сочетание оптимальной твердости рабочих поверх-
ностей с благоприятной структурой металла, принудительное
вращение клапана, •— все это определило достаточно высокую
долговечность выпускных клапанов двигателя ЗИЛ-130. При соб-
людении установленных правил эксплуатации рабочую фаску
клапана нужно шлифовать после пробега автомобилем 150—
200 тыс. км.
После длительной эксплуатации ни на фасках, ни на стержнях
клапанов не наблюдалось больших отложений. Небольшие черные
отложения на участке стержня, имеющем полость, заполненную
натрием, характерны для охлаждаемых клапанов. Износ стержня
клапана невелик. Наиболее изношенным является обычно участок
стержня около головки клапана. Износ в этом месте после пробега
автомобиля 200 тыс. км не достигает и 0,05 мм.
Впускные клапаны. Впускные клапаны работают в более лег-
ких условиях, чем выпускные, поэтому их изготовляют из менее
жаропрочных материалов. В форсированных верхнеклапанных
двигателях, у которых диаметр головки клапана достаточно велик,
используют стали типа ЭИ 107 и ЭИ72.
У впускного клапана двигателя ЗИЛ-130 диаметр головки
равен 50,5 мм; он изготовлен из стали типа ЭИ107, содержащей,
как это видно из табл. 14, 10% хрома и 2,3% кремния- Стержень
клапана покрыт слоем твердого хрома толщиной 0,002—0,007 мм.
Торец клапана закален до твердости HRC 60, не менее. Для повы-
шения усталостной прочности переходный участок от головки
клапана к стержню шлифуется.
Температура впускного клапана не превышает 420° С при са-
мых тяжелых условиях работы. Угол наклона рабочей фаски выб-
ран 30°.
Впускные клапаны двигателя ЗИЛ-130, так же как и выпуск-
ные, в условиях массового производства не притирают к седлам.
Высокая точность изготовления клапана и тщател ьное выполне-
ние фаски на седле обеспечивают взаимное биение рабочих фасок
клапана и седла не более 0,05 мм. В этом случае сила предвари-
тельной затяжки пружины клапана оказывается достаточной для
создания полной герметичности. Герметичность всех клапанов
проверяют на каждой головке блока после их установки. Долго-
вечность впускного клапана выше, чем выпускного. В эксплуата-
ции почти не наблюдалось случаев разрушения рабочей фаски
впускного клапана. Износы стержня этого клапана на 25—30%
ниже, чем у выпускного. Впускной клапан обладает достаточным
запасом прочности и надежности и допускает существенную форси-
ровку двигателя ЗИЛ-130, что было установлено при длительных
стендовых испытаниях форсированного двигателя со степенью
сжатия 8 мощностью 190 л. с. при п — 3800 об/мин (с четырех-
96
Камерным карбюратором). Деформация головки после испытаний
в течение 600 ч не превысила 0,05 мм. Повышенный износ рабочей
фаски клапана, отмеченный при этих испытаниях, был устранен
путем покрытия фаски стеллитом ВХН-1.
Направляющие втулки. В двигателе ЗИЛ-130 применены
сменные направляющие втулки клапанов, что связано с исполь-
зованием силумина в качестве материала головки блока. Однако
и в двигателях с чугунными головками часто используют сменные
направляющие втулки клапанов, особенно выпускных. Это выз-
Рис. 39. Температура направляющей втулки выпускного
клапана двигателя ЗПЛ-130 при испытаниях:
——- — на стенде; — — — — на автомобиле
вано желанием обеспечить высокую износостойкость направляю-
щих втулок, что при использовании обычных литейных чугунов
не всегда удается-
Температурный режим направляющих втулок впускных и вы-
пускных клапанов различен.
Исследования, проведенные на двигателе ЗИЛ-130, показали,
что температура направляющей втулки впускного клапана не
превышает 120° С. Через зазор между втулкой и стержнем впуск-
ного клапана поступает достаточное количество смазки. Измене-
ние температуры втулки по высоте незначительно (около 20° С).
Втулка выпускного клапана имеет значительно более высокую
температуру. При стендовых испытаниях у нижнего торца втулки
была зарегистрирована температура 220° С (рис. 39). При испы-
таниях на автомобиле температура оказалась еще более высокой
и достигала почти 240° С. По длине направляющей градиент тем-
пературы составляет 100—110° С. Через зазор между втулкой и
стержнем выпускного клапана проходят отработавшие газы, вслед-
ствие чего нарушается подача смазки. Это особенно заметно при
больших нагрузках. При увеличении указанного зазора количе-
7 Заказ 181 97
ство проходящих через него отработавших газов возрастает и
температура направляющей втулки резко повышается. Как сле-
дует из рис. 40, при зазоре, равном 0,5—0,6 мм, температура ниж-
него конца направляющей втулки может достигать 340° С.
В качестве материала для изготовления направляющих втулок
используют чугуны различного химического состава, алюминие-
вые и фосфористые бронзы (табл. 16). В отдельных случаях при-
меняют азотированный чугун с твердостью НВ 700—900. Обычно
Диаметральный зазор
Рис. 40. Влияние зазора между на-
правляющей втулкой и стержнем вы-
пускного клапана на их температуру t:
А — зазор по чертежу; 1 — направляю-
щая втулка; 2 — седло клапана
твердость материала направляющих втулок находится в пределах
НВ 200—250, но при повышен-
ных нагрузках применяют за-
каленный чугун твердостью до
НВ 400.
При использовании серых
перлитных чугунов количество
феррита должно быть не более
5%. Повышенное содержание
фосфора желательно, так как
при этом улучшается износо-
стойкость материала.
Хорошей износостойкостью
отличается железоугольная ме-
таллокерамика, особенно суль-
фидированная. Направляющие
втулки, изготовленные из
нее, имеют ресурс, равный
200 тыс. км. Однако технологичность этого материала плохая. Ме-
таллокерамика хрупка, чувствительна к подрезу и имеет неодина-
ковую плотность. Вследствие этого металлокерамические втулки
часто ломаются при обработке и в эксплуатации и, кроме того, из-за
неодинаковой пористости трудно выдержать требуемую точность
отверстия во втулке. При развертывании отверстие имеет увели-
ченную овальность. Если одновременно с развертыванием направ-
ляющей втулки обрабатывается фаска седла клапана, как, напри-
мер, при изготовлении головок блока двигателя ЗИЛ-130, то воз-
растают биение рабочей фаски седла и негерметичность ка-
меры сгорания.
В последнее время в технической литературе появились сооб-
щения о направляющих втулках с установленным на нижнем конце
уплотнением. Несмотря на сложность изготовления уплотнения,
с помощью этой конструкции может быть решена проблема износо-
стойкости направляющих втулок, поскольку в этом случае к ним
можно подвести смазку под давлением.
Штанга толкателя. В двигателе ЗИЛ-130 штанга толкателя
стальная с раскатанной головкой. Верхний конец штанги, упи-
рающийся в регулировочный винт, выполнен радиусом 6 мм, ниж-
ний конец ее имеет большую площадь опоры и его радиус равен
20 мм. Длина штанги 324,7 мм, диаметр ее 8 мм. При таком соот-
98
16. Материалы для изготовления направляющих втулок клапанов
Материал Твердость Hts Химический состав в %
Fe С Si Мп Сг М Си S р А1
Серый перлитный чугун 217 Основа 3,08 1,8 1,0 0,07 0,05 0,2 0,1 0,28 —
То же . 185—190 » 3,4— 3,45 2,5— 2,9 0,7— 0,8 0,1— 0,15 0,03 0,47— 0,50 0,1 0,14 —
» 240—290 » 3 2 0,8 0,25 0,5—0,7 0,3 0,15 0,5 —
Серый перлитный чугун СЧ 18-36 207—229 » 3,3— 3,45 2,8- 2,9 0,5— 0,8 0,1— 0,13 До 0,7 — 0, ll- о. 15 0,12— 0,18
Сурмянистый перлитный чугун1 . . . 240—255 » 3,26 2,25 0,57 0,3 0,11 — 0,14 0,2 —
Алюминиевая бронза 210—242 2,75 — ___ 0,78 — 5,0 81 — — 10,5
Бронза 2 . 179—184 1,75 — — 0,05 — — Основа — — 9,19
1 Этот чугун содержит также 0,27% Sb.
2 Эта бронза содержит также 0,2% Zn.
99
ношении диаметра и длины штанга является следующим после
клапанной пружины и коромысла нежестким элементом привода
клапана.
Толкатель клапана. Толкатель клапана стальной пустотелый.
На сферической (радиус 750 мм) его торцовой части (донышке)
имеется углубление, в которое наплавлен специальный чугун твер-
достью HRC 60, не менее. Структура наплавки — игольчатый
мартенсит, ориентированный вдоль оси толкателя. Ориентация
иголок мартенсита достигается особым способом охлаждения до-
нышка толкателя после наплавки чугуна. Высокая твердость чу-
гунной наплавки в сочетании с ориентированными иглами мартен-
сита в ней обеспечивает большую долговечность толкателя. После
пробегов автомобиля более 250 тыс. км износ донышка толкателя
не превышает 0,07 мм при незначительных износах кулачков рас-
пределительного вала.
Твердость боковой цилиндрической поверхности толкателя со-
ставляет HRC 30—35, внутренней сферической поверхности (опоры
штанги) — HRC 40, не менее.
КОЛЕБАНИЯ В ПРИВОДЕ КЛАПАНОВ
В приводе, движущиеся детали которого имеют значительную
массу и в который входят упругие звенья, возникают колебания
с частотой, определяемой упругостью и массой движущихся дета-
лей, и амплитудой, зависящей от соотношения количества подво-
димой и рассеиваемой энергии. При возникновении колебаний
действительный подъем клапана начинает отличаться от подъема
задаваемого профилем кулачка. Следует иметь в виду, что колеба-
ния в приводе клапанов и вносимые ими изменения в закон подъ-
ема клапана почти не влияют на эффективные энергетические и эко-
номические показатели двигателя и во многих случаях вообще
не проявляются каким-либо образом. Однако если амплитуда ко-
лебаний так велика, что нарушается нормальное силовое замыка-
ние механизма газораспределения, возможно нарушение его ра-
боты.
Наименее жесткое звено в системе газораспределения двига-
теля ЗИЛ-130—-пружина. Из-за малой жесткости пружины ее
витки начинают вибрировать на некоторых скоростных режимах
с частотой, равной частоте собственных колебаний витков. При
увеличении частоты вращения коленчатого вала более номиналь-
ной амплитуда колебаний витков пружины резко возрастает, что
приводит к появлению подскоков клапана. На режимах, по ча-
стоте вращения близких к максимальной, колебания витков пру-
жины становятся незатухающими. При появлении колебаний вит-
ков пружины сила предварительной ее затяжки уменьшается.
Вследствие этого уменьшается соотношение силы клапанной пру-
жины и силы инерции движущихся деталей привода, нарушается
силовое замыкание механизма и толкатель или клапан начинает
100
отрываться от кулачка. Восстановление контакта сопровождается
ударом толкателя о кулачок, в результате чего резко возрастают
контактные нагрузки и разрушаются соприкасающиеся поверх-
ности кулачка и толкателя.
Колебания в приводе клапанов, возникающие вследствие из-
менения жесткости клапанной пружины — простейшие колеба-
ния, так называемые одномассовые. Такая форма колебаний легко
поддается расчету.
Массы всех подвижных деталей при-
вода с помощью пересчета приводят услов-
но к массе клапана. Обозначим приведен-
ную массу через Л4пр. Предполагается,
что эта масса колеблется за счет упру-
гости пружины клапана.
Приведение масс производится по фор-
муле
Рис, 41. Схема нагруже-
ния механизма газорас-
пределения:
1 — головка блока цилинд-
ров; 2 — индикатор; 3 —
динамометр; 4 — коромыс-
ло; 5 — штанга; 6 — тол-
катель; 7 — кулачок
где ткл — масса клапана;
k — коэффициент, учитывающий
тип пружины клапана; для
цилиндрической пружины
с постоянным шагом k = 3;
тпр — масса пружины клапана;
JK— момент инерции коромысла
относительно его оси качания;
ак — плечо коромысла, обращенное
к клапану;
тшт — масса штанги;
i — передаточное отношение коро-
мысла;
сшт и ск — жесткость соответственно
штанги и коромысла.
Для расчета частоты собственных колебаний механизма газо-
распределения необходимо знать его общую жесткость, опреде-
ляемую обычно экспериментально следующим образом. К носику
коромысла прикладывают через динамометр силу в соответствии
со схемой на рис. 41. Нагрузку плавно увеличивают, измеряя
индикатором перемещение носика коромысла. Зависимость между
приложенной к носику коромысла силой Р и перемещением его hK
изображают в виде графиков (рис. 42). По полученным замерам
определяют среднюю жесткость привода СпР (в кгс/см).
После этого находят частоту собственных колебаний привода
клапана как одномассовой системы по формуле
_ Р
С,,р — 0,1/гв •
101
Жесткость участка распределительного вала между опорами
зависит не только от конструктивных размеров, но и от зазоров
между опорными шейками распределительного вала и втулками.
Эти зазоры увеличиваются по мере износа деталей, вследствие
чего жесткость вала с течением времени уменьшается. Жесткость
опоры коромысла в значительной степени зависит от момента за-
тяжки стоек коромысел. На рис. 43 показано влияние момента
затяжки стоек на общую жесткость механизма газораспределения
двигателя ЗИЛ-130. При увеличении момента затяжки стоек с 7 до
11 кгс • м общая жесткость ме-
ханизма повысилась на 20%.
Работа привода клапанов
при высокой частоте вращения
коленчатого вала была иссле-
дована во время испытания
Рис. 42. Общая жесткость механизма
газораспределения двигателя ЗИЛ-130:
/, 2 и 3 — впускные клапаны соответст-
венно третьего, четвертого и восьмого ци-
линдров
Рис. 43. Влияние момента затяжки
стоек коромысел на жесткость меха-
низма газораспределения двигателя
ЗИЛ-130:
1 и 2 — момент затяжки соответственно
равен 7 и 11 кгс* м
двигателя ЗИЛ-130 на стенде. Движение клапана оценивали по
трем кинематическим составляющим: перемещению, скорости и
ускорению.
Перемещение клапана измеряли при помощи индукционно-
трансформаторного датчика с длинной катушкой и двумя секцио-
нированными обмотками. Размер секции и общая длина обмоток
были выбраны такими, чтобы линейный участок характеристики
датчика составлял ±6 мм. Конструктивная и электрическая схемы
этого датчика показаны на рис. 44.
Датчик представляет собой катушку, на которую намотаны
обмотки питания 1 и 8\ секции обмотки питания включены после-
довательно. Поверх обмотки питания расположены вторичные
обмотки 2 и 4. Секции этой обмотки включены, как это видно из
рисунка, по напряжению навстречу друг другу. Вследствие этого
при нахождении сердечника 6 в среднем положении э. д. с., на-
веденные в секциях вторичной обмотки, одинаковы и вычитаются.
Напряжение, снимаемое с этой обмотки, равно нулю. При откло-
102
нении сердечника от среднего положения в первой и второй сек-
циях вторичной обмотки возникают различные э. д. с. На выходе
вторичной катушки появляется напряжение, пропорциональное
отклонению сердечника от среднего положения. Фаза напряжения
зависит от направления перемещения.
Характеристика описываемого датчика линейна на участке
хода сердечника, равном 0,2 длины катушки.
Датчик питается переменным током частотой 8,5 кГц. Вторич-
ное напряжение усиливается усилителем переменного тока и вы-
прямляется фазочувствительным детектором; полученное постоян-
ное напряжение после дополнительного усиления используется
для регистрации, например, шлейфовым осциллографом. Для
Рис. 44. Схемы датчика перемещении клапана:
а — конструктивная; б — электрическая
уменьшения рассеивания поверх катушки датчика укреплен ма-
гнитный экран 5 из мягкого железа. Чтобы уменьшить потери на
вихревые токи, на сердечнике и экране сделаны продольные раз-
резы, параллельные оси катушки.
Скорость перемещения клапана измеряли с помощью индук-
ционного датчика скорости. Конструктивно этот датчик, имеющий
только одну катушку, выполнен в том же корпусе, что и датчик
перемещений. В качестве сердечника использован цилиндрический
магнит из сплава магнико. При перемещении магнита в катушке
индуктируется напряжение, пропорциональное скорости пере-
мещения магнита, а следовательно, скорости перемещения кла-
пана. Развиваемое им напряжение Уд = 190 мВ при скорости
перемещения 1 м/с. Схема включения датчика показана на рис. 45.
Максимальную скорость перемещения клапана контролировали
непосредственно при осциллографировании. С этой целью при
отключенном шлейфе на экране катодного осциллографа опреде-
ляли амплитуду скорости. Затем датчик отключали и на вход
осциллографа подавался от источника регулируемого напряжения
переменный ток при амплитудном значении напряжения UK, рав-
103
йым амплитуде скорости на экране осциллографа. Тогда макси-
мальная скорость клапана
ик
При определении масштаба записи использовали эквивалент-
ную схему (рис. 45, б); в соответствии с ней э. д. с. датчика
Ед = действует в цепи, полное сопротивление которой
равно сумме внутреннего сопротивления датчика 7?д, сопротивле-
ния соединительных проводов 7?соед, сопротивления шлейфа 7?шл
и дополнительного сопротивления /?дОп.
По закону Ома
t ______________Ед__________ __ Уда>кл
ШЛ Ед Есоед + Ешл + Едоп У Д’
Чувствительность шлейфа по току тшлмА/мм известна. Тогда
соотношение между скоростью клапана шкл и отклонением
шлейфа 1ШЛ можно найти по формуле
J 1щп йд^-’кл
шл тшл тшл у R ’
Рис. 45. Блок-схемы устрой-
ства для измерения скорости
клапана:
а — структурная; б — эквива-
лентная; 1 — датчик скорости;
2 — магазин сопротивлений;
3 — катодный осциллограф;
4 — светолучевой осциллограф
откуда легко определить масштаб за-
писи скорости
Цлл v д
НО S R = Яцепи,
тогда Мш = -^-7?цепи.
Гд
Зная чувствительность шлейфа тшл,
а также напряжение Кд, развиваемое
датчиком, и измерив общее сопротивле-
ние цепи 7?цепи, можно найти масштаб
записи скорости клапана.
Ускорение клапана акл измеряли малогабаритным пьезоэлект-
, мВ
рическим датчиком, чувствительность которого ад = 1,975
Датчик использовался с комплектом аппаратуры, состоящим из
предварительного усилителя, блока питания и генератора качаю-
щейся частоты. Для согласования высокоомного выхода предвари-
тельного усилителя с низким сопротивлением шлейфа осцилло-
графа служил балансный усилитель на транзисторах с очень ма-
лым выходным сопротивлением, работавший от аккумуляторной
батареи (напряжение 24 В). Схема измерения ускорения приведена
на рис. 46.
104
Максимальное ускорение клапана контролировали тем же ме-
тодом, что и максимальную скорость. Одновременно устанавли-
вали и масштаб записи. С этой целью при записи на катодном и
светолучевом осциллографах регистрировали ускорения пкл по
максимальным отклонениям луча. После проведения записи при
отключенном шлейфе на вход катодного осциллографа подавалось
переменное напряжение с амплитудным значением UK, равным
максимальному отклонению
максимальное ускорение
(в м/с2)
t/K
^кл.тах — „ ’
а масштаб записи процесса
шлейфового осциллографа^в
та ~ ,
акл. шах
на ленте
луча при записи ускорения. Тогда
клапана
Рис. 46. Блок-схема устройства
для измерения ускорения кла-
пана:
1 — датчик ускорения типа 4335;
2 — предварительный усилитель
типа 1606; 3 — блок питания типа
2801; 4 — согласующий усилитель
типа УМО-1; 5 — светолучевой
осциллограф; 6 — катодный осцил-
лограф; 7 — генератор качающейся
частоты типа 1017
где Ьшл гаах — максимальное откло-
нение луча шлейфо-
вого осциллографа
при записи.
Исследования показали, что диа-
грамма подъема клапана не отра-
жает динамической картины состоя-
ния газораспределительного меха-
низма при больших частотах вращения коленчатого вала. Лишь
при частоте вращения распределительного вала 1800 об/мин
(п = 3600 об/мин) наблюдается слабо выраженный повторный
подскок клапана при посадке (рис. 47, а). В то же время
из диаграммы скорости клапана (рис. 47, б) следует, что
уже при частоте вращения распределительного вала 1600 об/мин
(м = 3200 об/мин) имеется повторный подскок клапана. Искаже-
ния плавной линии изменения скорости указывают на появление
в приводе клапанов значительных колебаний. Эти колебания
особенно хорошо видны на диаграмме ускорения клапана
(рис. 47, в). Частота этих колебаний (около 700 Гц) соответст-
вует частоте колебаний привода клапанов как одномассовой
системы.
После полной посадки клапана возникают быстрозатухающие
(с частотой 4 кГц) колебания вследствие удара клапана при по-
садке, являющиеся собственными колебаниями клапана.
Чтобы устранить повторные подскоки клапана при посадке,
была установлена клапанная пружина большей жесткости, при-
менен демпфер-антивибратор на клапанной пружине серийного
производства и изменен профиль кулачка.
В результате изменения профиля кулачка и применения демп-
фера-антивибратора значительно улучшились кинематические ха-
105
рактеристики привода клапанов. Повторные подскоки клапана
при посадке наблюдаются при частотах вращения, значительно
превышающих рабочие. Новый профиль кулачка, обладая прак-
тически таким же время-сечением, как и серийный, не ухудшил
энергетических и экономических показателей двигателя.
Рис. 47. Осциллограммы движения клапана двигателя
ЗИЛ-130:
а — подъем клапана; б — скорость клапана; в — ускорение
клапана (в долях g); I — повторный подскок клапана
106
ВПУСКНАЯ ТРУБА
Впускная труба отлита из алюминиевого сплава как одно целое
с трубами, отводящими охлаждающую жидкость от головок блока
цилиндров, и фланцем для установки корпуса термостата. Нагре-
тая охлаждающая жидкость, проходя под впускными каналами,
подогревает горючую смесь. Впускные каналы расположены в два
яруса: по верхним каналам смесь подводится ко второму, треть-
ему, пятому и восьмому цилиндрам, в остальные цилиндры смесь
подается по нижним каналам. В каналы каждого яруса смесь по-
ступает из одной камеры двухкамерного карбюратора.
При подборе сечения каналов впускной трубы учитывалась
необходимость обеспечения оптимального наполнения двигателей
с разными рабочими объемами (6 л — двигатель ЗИЛ-130 и 7 л —
двигатель ЗИЛ-375). Попытки уменьшить эти сечения, например,
с целью некоторого снижения частоты вращения, соответствующей
максимальному моменту двигателя ЗИЛ-130, приводили к умень-
шению требуемой мощности двигателя ЗИЛ-375.
Чтобы выровнять разрежение в верхних и нижних каналах
впускной трубы и сгладить возникающие пульсации, в стенке
между каналами сделано балансировочное отверстие, величина
которого подобрана так, чтобы работа двигателя при средних,
наиболее часто встречающихся в эксплуатации нагрузках, была
экономичной.
Для определения эффективности работы впускной системы дви-
гателя в МАДИ исследовали равномерность распределения смеси
по цилиндрам в зависимости от различных конструктивных фак-
торов, теплового состояния двигателя и его режима работы. Для
большей наглядности полученный состав смеси пересчитывали
в процентах к действительному составу смеси, подаваемой карбю-
ратором, т. е. определяли относительную неравномерность рас-
пределения смеси по цилиндрам двигателя. Относительное откло-
нение состава смеси в цилиндре от среднего состава смеси, подавае-
мой в двигатель (в %),
Г) ._ ai — адв
‘ аДВ ’
где — коэффициент избытка воздуха в данном цилиндре;
адв — коэффициент избытка воздуха в смеси, подаваемой
в двигатель.
При работе двигателя с полностью открытой дроссельной за-
слонкой состав смеси в разных цилиндрах оказался различным.
Как следует из рис. 48, относительное обеднение смеси в цилиндрах
двигателя достигает 26%, а обогащение 19%. На режимах с ча-
стичным открытием дроссельной заслонки распределение смеси
по цилиндрам более равномерно, что объясняется улучшением
испарения топлива в связи с понижением давления во впускной
трубе по мере прикрытия дроссельной заслонки. В указанных
107
опытах система вентиляции двигателя была отключена, чтобы
устранить ее влияние на получаемые результаты.
Было установлено, что состав смеси в передних и задних ци-
линдрах зависит от положения карбюратора на впускной трубе.
Например, при первоначальном положении карбюратора более
богатую смесь получает передняя группа цилиндров. При пово-
роте карбюратора на 180° более богатая смесь поступает в заднюю
группу цилиндров.
Причина указанной неравномерности распределения смеси —
несимметричность воздушного канала карбюратора К-88, обуслов-
ленная тем, что малый диффузор укреплен в большом диффузоре
консольно на одном ребре, в котором расположен канал эмуль-
сионной трубки жиклера полной мощности. Введение в конструк-
цию карбюратора второго прилива — с противоположной стороны
малого диффузора — обеспечило равенство сопротивлений воз-
душного канала в сечениях, перпендикулярных оси диффузора,
и уменьшило неравномерность распределения смеси по цилиндрам
(см. рис. 48).
После введения второго ребра для крепления малого диффу-
зора стала заметной неравномерность распределения смеси по
цилиндрам, связанная с питанием их от верхних или нижних
каналов впускной трубы, причем неодинаковость состава смеси
в цилиндрах, питаемых от верхних каналов впускной трубы, ока-
залась больше, чем в цилиндрах, питаемых от нижних каналов
(рис. 49), и составляет для последних (—8)—(+7)%, а для верх-
них — (—17)—(+20)%.
Более одинаковый состав смеси в первом, четвертом, шестом
и седьмом цилиндрах, питаемых от нижних каналов, объясняется
более благоприятным чередованием тактов впуска, при котором
поток смеси при выходе из вертикальных каналов выпускной
трубы меняет направление через 180° угла поворота коленчатого
вала, т. е. смесь поочередно подводится к передним и задним цилин-
драм. В верхних каналах впускной трубы, обслуживающих пятый,
второй, третий и восьмой цилиндры, поток смеси меняет направ-
ление через 360°, питая за время между изменениями направле-
ния потока по два цилиндра, вследствие чего увеличивается
неравномерность ее распределения.
Описанная разница в порядке чередования тактов в цилиндрах,
питаемых от верхних и нижних каналов, обусловлена применением
в современных V-образных двигателях крестообразной схемы ко-
ленчатого вала, при которой отсутствует неуравновешенный момент
сил инерции второго порядка.
При плоском коленчатом вале в V-образном двигателе,
при котором обеспечивается идентичность порядков чередова-
ния тактов впуска в цилиндрах, питаемых верхними и ниж-
ними каналами впускной трубы, возникают неуравновешенные
силы инерции второго порядка, что недопустимо в высокооборот-
ных двигателях.
108
Была определена равномерность распределения смеси по ци-
линдрам в случае установки одноярусной впускной трубы, при
которой порядок чередования тактов впуска не имеет существен-
ного значения. Как показали испытания, относительная неравно-
мерность распределения смеси по цилиндрам в одноярусной трубе
выше, чем в двухярусной.
ность распределения смеси по цилин-
драм при работе двигателя с полностью
открытой дроссельной заслонкой:
------ — стандартная впускная труба;
— — ------ впускная труба с верхним по-
догревом и измененной формой впускных
каналов; I — цилиндры, питаемые ниж-
ними каналами; II —цилиндры, питае-
мые верхними каналами
Рис. 48. Относительная неравномер-
ность распределения смеси по ци-
линдрам передней и задней групп при
работе двигателя с полностью откры-
той дроссельной заслонкой:
--------карбюратор с одной перемыч-
кой; — — — — карбюратор с двумя пе-
ремычками; 1 — передняя группа ци-
линдров; II — задняя группа цилиндров
Таким образом, неравномерность распределения смеси по ци-
линдрам, связанная с порядком работы V-образных двигателей,
является следствием принципиальных решений и может быть
только уменьшена до приемлемого уровня. Другой причиной,
приводящей к меньшей неравномерности в цилиндрах, питаемых
нижними каналами впускной трубы, является более интенсивный
подогрев их по сравнению с верхними каналами. Различие в подо-
греве связано с тем, что нижняя труба по сравнению с верхней
имеет значительно большую поверхность, контактирующую с го-
109
рячей водой, отводимой от головок цилиндров. Кроме того, ниж-
ние каналы трубы подогреваются еще горячими картерными га-
зами, в то время как верхние охлаждаются воздухом, подаваемым
вентилятором.
Была разработана конструкция, в которой канал, отводящий
воду к термостату от задних цилиндров, располагался над впуск-
ными каналами. При этом нижние каналы подогревались в основ-
ном картерными газами. Испытания двигателя с такой трубой
Рис. 50. Относительная неравно-
мерность распределения смеси по
цилиндрам при изменении нагруз-
ки двигателя (п = 2000 об/мин,
разрежение во впускной трубе рав-
но 360 мм рт. ст.):
показали существенное уменьше-
ние неравномерности распределе-
ния смеси по цилиндрам (рис. 49).
Описанные выше опыты, как
указывалось, проводились при
отключенной системе вентиляции
картера. С включенной системой
вентиляции резко обедняется
смесь, подаваемая в четвертый ци-
линдр, и это обеднение увеличи-
вается по мере уменьшения ка-
грузки двигателя.
При подводе картерных газов
в зону балансировочного отвер-
стия впускной трубы существенно
———— — подвод картеряых газов
к впускному каналу четвертого ци-
линдра; — — — — центральный под-
вод картерных газов (под карбюратор)
повысилась равномерность состава
смеси в цилиндрах при работе
двигателя с прикрытой дроссель-
ной заслонкой (рис. 50).
На первых двигателях между головками цилиндров и впускной
трубой устанавливали прокладки из асбостального полотна, ко-
торые из-за высокой жесткости не создавали надежного уплотне-
ния стыка между головкой и впускной трубой. В связи с этим
была разработана конструкция прокладки из бензомаслостойкой
резины, однако в эксплуатации из-за превышения рекомендуемого
момента затяжки гаек крепления впускной трубы прокладка вы-
давливалась из стыка между деталями и разрушалась. Дефект
устранили, применив более твердую резину.
ВЫПУСКНЫЕ ТРУБОПРОВОДЫ
Выпускные трубопроводы отлиты из серого чугуна и крепятся
к головкам цилиндров шестью шпильками. К фланцам этих трубо-
проводов прикреплены приемные трубы глушителя.
При работе двигателя с полностью открытой дроссельной за-
слонкой температура отработавших газов перед приемной трубой
глушителя изменяется в пределах от 560° С при п = 800 об/мин
до 840° С при п = 3200 об/мин. Наибольшая температура наруж-
ной поверхности стенок выпускных трубопроводов при испыта-
ниях без обдува изменялась от 300° С при п = 800 об/мин до
ПО
560° С при п = 3200 об/мин. При обдуве вентилятором двигателя
наибольшая температура наружной поверхности при п =
= 3200 об/мин снижалась до 440° С.
СИСТЕМА ВЕНТИЛЯЦИИ КАРТЕРА
Поршневые кольца не являются идеальным уплотнением для
цилиндров поршневого двигателя. Вследствие наличия зазоров
между торцами колец и кольцевых канавок, а также зазора в стыке
(замке) поршневого кольца в картер двигателя из цилиндров
проникает рабочая смесь и отработавшие газы. Кроме того, не-
которая часть отработавших газов попадает в картер через за-
зоры между направляющими втулками и стержнями выпускных
клапанов.
Отработавшие газы содержат пары воды, частично несгорев-
шее топливо, углекислый газ, сернистый газ и т. п. При попадании
отработавших газов в картер в периоды, когда температура в нем
невысокая, пары воды конденсируются, растворяя углекислый
и сернистый газы, а также продукты частичного окисления угле-
водородов топлив, и образуют жидкую фазу, обладающую кислой
реакцией и высокой химической активностью. При воздействии
этой среды масло окисляется и осмоляется, образуется шлам,
что резко ухудшает смазочные свойства масла и способствует
износу деталей двигателя. То же самое наблюдается и при высоких
температурах в картере, когда капельки масла взаимодействуют
с проникшими в картер отработавшими газами.
При принудительной вентиляции из картера удаляются отра-
ботавшие газы, поэтому тормозятся процессы окисления масла,
качество его становится более стабильным и износ трущихся де-
талей уменьшается. В случае применения такой вентиляции в кар-
тере может создаваться небольшое разрежение, вследствие чего
уменьшается или полностью прекращается утечка масла через не-
плотности соединений.
Системы принудительной вентиляции картера можно разде-
лить на две группы: системы с удалением картерных газов в атмо-
сферу и системы с отсосом картерных газов во впускную трубу
двигателя.
В настоящее время системы вентиляции с удалением картер-
ных газов в атмосферу практически не применяются, чтобы не
загрязнять воздух.
Системы вентиляции с отсосом картерных газов во впускную
трубу двигателя используют на всех современных автомобильных
карбюраторных двигателях. Эти системы делятся на бесклапанные,
у которых отсос картерных газов осуществляется за счет разре-
жения перед карбюратором, создаваемого воздухоочистителем дви-
гателя, и клапанные, у которых отсос картерных газов происходит
под действием разрежения во впускной трубе после карбюратора.
В последних системах для ограничения количества отсасываемых
J1J
во впускную трубу газов устанавливают клапаны, изменяющие
сопротивление системы вентиляции при изменении разрежения
во впускной трубе
В бесклапанных системах отработавшие газы вводятся или
после воздухоочистителя (двигатели ГАЗ-20 и ГАЗ-51), или перед
ним (двигатели ЗИЛ-164 и ЗИЛ-157К). Недостаток первой из
этих систем — засорение карбюратора, наличие большого коли-
чества отложений во впускной трубе и на впускных клапанах.
Вторая система в этом отношении значительно лучше, поскольку
отложения улавливаются воздухоочистителем. Главный недоста-
ток бесклапанных систем вентиляции — неудовлетворительная эф-
фективность при малых расходах воздуха. Это можно объяснить
различными закономерностями изменения разрежения на входе
Рис. 51. Влияние сопротивления воздухоочистителя и количества пропускаемых
картерных газов q на эффективность бесклапанной системы вентиляции картера
при полной и частичных нагрузках:
Z, — соответственно новый, среднеизношенный н сильнонзношенный двигатели;
1, 2 н 3 — соответственно очень грязный, грязный и чистый воздухоочистители
в систему вентиляции картера и количества пропускаемых
картерных газов. Сопротивление воздухоочистителя зависит от
второй степени эффективного давления цикла, а количество про-
пускаемых газов — от первой. При работе двигателя с полностью
открытой дроссельной заслонкой количество пропускаемых картер-
ных газов практически не зависит от частоты вращения ко-
ленчатого вала, а на частичных нагрузках оно уменьшается
прямо пропорционально увеличению разрежения во впускной
трубе.
При увеличении износа деталей двигателя ЗИЛ-130 возрастает
лишь абсолютное количество пропускаемых газов.
Если сопротивление воздухоочистителя мало (линия 3, рис. 51),
то бесклапанная система вентиляции картера не обеспечивает
полного отсоса картерных газов до тех пор, пока частота вращения
коленчатого вала не станет равной частоте вращения, соответ-
ствующей точке Адля нового двигателя, точке А" — для средне-
изношенного двигателя и точке А' — для значительно изношен-
ного двигателя. В последнем случае эта система вентиляции со-
вершенно неэффективна.
112
Увеличение сопротивления воздушного тракта и воздухоочисти-
теля (линии 2 и 1) несколько улучшает эффективность вентиляции,
однако в области малых частот вращения и в этом случае эффек-
тивность системы вентиляции недостаточна. Такие же явления
наблюдаются и на режимах частичных нагрузок. В зоне малых
нагрузок (большие разрежения во впускной трубе) эффективность
бесклапанной системы вентиляции ухудшается.
В клапанных системах вентиляции картера газы вводятся во
впускную трубу двигателя после дроссельных заслонок карбюра-
тора. Поскольку во впускной трубе разрежение изменяется в очень
широких пределах и на некоторых режимах, например на режиме
принудительного холостого хода, может достигать 600—650 мм
рт. ст., необходимо регулировать количество отсасываемых газов.
Рис. 52. Типы клапанов системы вентиляции картера, испы-
танных на двигателе ЗИЛ-130
Такое регулирование осуществляется с помощью специального
клапана, установленного между впускной трубой двигателя и
полостью масляного картера.
Клапаны системы вентиляции картера можно разделить по
способу регулирования отсоса картерных газов на двухрежимные
и непрерывного регулирования. К типу двухрежимных можно
отнести клапан вентиляции картера двигателя ЗИЛ-130 (рис. 52, д).
В корпусе 1 расположен золотник 3, верхняя часть которого вы-
полнена в виде ступенчатого цилиндра со ступеньками диаметром
3,2 и 5,8 мм. В крышке 4 имеется дросселирующее отверстие диа-
метром 6,8 мм, в которое при нижнем положении золотника входит
его цилиндрическая часть диаметром 3,2 мм. Это положение золот-
ника соответствует максимальному проходному сечению, площадь
которого равна 19,7 мм2. Наличие разрежения во впускной
трубе двигателя создает перепад давлений ркя на клапане, под
действием которого золотник 3 может подниматься. Когда перепад
давлений достигает 90—100 мм рт. ст., подъемная сила становится
больше веса золотника 3 и он скачкообразно поднимается в край-
нее верхнее положение.
8 Заказ 181 113
При верхнем положении золотника в дросселирующее отвер-
стие крышки 4 входит его цилиндрическая часть диаметром 5,8 мм,
вследствие чего проходное сечение клапана уменьшается до
3,77 мм2. В верхнем положении золотник находится до тех пор,
пока перепад давлений (или, что почти одно и то же, разрежение
во впускной трубе) больше 90—100 мм рт. ст.
Характеристику двухрежимного золотникового клапана
можно изменять, изменяя вес и диаметры золотника, положение
его верхней ступенчатой части относительно крышки, а также диа-
метр и форму дросселирующего отверстия в крышке 4 (рис. 52, д)
клапана. На рис. 53, а показано влияние на характеристику кла-
Разрежение перед клаланом Разрежение перед клапаном
«У $)
Рис. 53. Влияние на характеристику клапана различных факторов:
а — кольцевой щели; б — взаимного положения золотника и крышки; /,
2 и 3 — соответственно максимальная, средняя и минимальная кольцевые
щели; 4, 5 и 6 — поднятие крышки клапана относительно золотника соот-
ветственно иа 2; 1 и 0 мм
пана кольцевой щели между отверстием в крышке клапана и верх-
ней ступенчатой частью золотника. Значительное изменение коль-
цевой щели при открытом клапане (левые ветви характеристик)
мало влияет на его пропускную способность, поскольку при ниж-
нем положении золотника основными дросселирующими отвер-
стиями являются две сегментообразные щели, образованные от-
верстием в корпусе клапана и двумя фрезерованными пазами на
боковой поверхности золотника, а также кольцевой зазор между
наружной поверхностью золотника и корпусом клапана. Изменяя
площадь сегментообразных щелей можно изменять пропускную
способность клапана в зоне особо малых перепадов давлений, по-
скольку эти щели определяют площадь отверстия. При увеличении
площади щелей от 0 до 50 мм2 пропускная способность клапана
возрастает с 75 до 90 л/мин. Еще большее влияние на пропускную
способность открытого клапана оказывают кольцевой зазор между
наружной поверхностью золотника и корпусом клапана, а также
вес золотника, поскольку они определяют работу клапана при
перепадах давлений до 40—50 мм рт. ст.
114
После подъема золотника в верхнее положение характеристика
клапана изменяется. При этом количество воздуха <?кл, просасы-
ваемое через клапан, после резкого уменьшения, возрастает. При
разрежении перед клапаном более 250 мм рт. ст. существует ли-
нейная зависимость между площадью кольцевой щели и у,,„.
Характеристика пропускной способности клапана при нижнем
положении залотника зависит от начального положения верхней
цилиндрической части золотника в отверстии крышки клапана.
На рис. 53, б линии 4, 5 и 6 соответствуют трем последовательным
положениям золотника относительно крышки. В исходном поло-
жении (линия 6) момент подъема золотника соответствовал раз-
режению 70 мм рт. ст., количество просасываемого воздуха при
этом перепаде давлений равно 80 л/мин.
Последовательное поднятие крышки клапана относительно зо-
лотника на 1 мм (линия 5) и на 2 мм (линия 4) сопровождается
перемещением момента подъема золотника до перепадов давлений
соответственно 80 и 90 мм рт. ст., а пропускная способность кла-
пана возрастает соответственно до 105 и 115 л/мин. При этом
между относительным положением золотника и крышки и разре-
жением, при котором закрывается клапан, существует линейная
зависимость.
Таким образом, характеристика двухрежимного клапана си-
стемы вентиляции двигателя ЗИЛ-130 в области малых разреже-
ний, т. е. при нижнем положении золотника, зависит от: относи-
тельного положения верхней ступенчатой части золотника в от-
верстии крышки клапана; площади кольцевой щели и веса золот-
ника; площади сегментообразных щелей.
Следовательно, можно осуществить независимый выбор харак-
теристик открытого и закрытого клапана.
В области малых разрежений, характерных для работы дви-
гателя с малой частотой вращения при полностью открытой дрос-
сельной заслонке, необходимо изменять площадь сегментообраз-
ных щелей и кольцевой щели при нижнем положении золотника.
В области больших разрежений, характерных для режимов ча-
стичного открытия дроссельной заслонки, следует изменять пло-
щадь кольцевой щели в крышке клапана при верхнем положении
золотника. В области переходных разрежений нужно воздейство-
вать на вес золотника и величину кольцевой щели между корпу-
сом и золотником.
Момент закрытия клапана следует подбирать, изменяя отно-
сительное положение крышки и золотника.
Надежность клапанной системы вентиляции можно повысить,
применив вместо двухрежимного клапана клапан с непрерывным
регулированием. В этом случае в конструкцию клапана вводится
пружина, которая создает сопротивление движению золотника.
На двигателе ЗИЛ-130 были испытаны клапаны с непрерывным
регулированием нескольких типов. Некоторые из них показаны
на рис. 52, а—г. В клапане, изображенном на рис. 52, а, золотник
8* 115
представляет собой штампованный конус; в других клапанах
(рис. 52, биг) золотник выполнен точеным, а форму его подбирали
из условия получения нужной характеристики. В клапане, при-
веденном на рис. 52, в, в качестве золотника использован стальной
шарик. Изменение проходного сечения осуществляется профили-
рованным конусом 5 золотника, внутри которого перемещается
шарик.
Клапан, который показан на рис. 52, а, в области разрежений,
меньших 200 мм рт. ст., не обеспечивает эффективную вентиляцию
картера двигателя. В области больших разрежений возможный
расход газа через этот клапан значительно превышает фактиче-
ское количество газа, поступающего в картер двигателя, что
нецелесообразно. Изменить характеристику этого клапана путем
изменения формы золотника невозможно, так как золотники нуж-
ной формы нельзя изготовить методом штамповки. Это можно вы-
полнить лишь методом точения, как это сделано в других клапанах
(рис. 52, биг).
Приемлемую для двигателя ЗИЛ-130 характеристику имеет
клапан, изображенный на рис. 52, б, с пружиной, жесткость ко-
торой равна 0,15 кгс/см. В этом случае максимальное количество
отсасываемых газов достигает ——120 л/мин. При разрежениях во
впускной трубе свыше 250 мм рт. ст. у изношенного двигателя
количество отсасываемых газов примерно на 10 л/мин больше ко-
личества пропускаемых в картер газов.
Характеристика клапана, приведенного на рис. 52, а, при
правильно выбранном профиле конуса 5 золотника близка по
форме к характеристике клапана, показанного на рис. 52, б.
Характеристика клапана, данного на рис. 52, г, принципи-
ально ничем не отличается от характеристик клапанов, изобра-
женных на рис. 52, бив, при разрежениях во впускной трубе
свыше 100 мм рт. ст. В зоне малых разрежений характеристика
первого клапана более пологая, чем характеристика клапанов,
показанных на рис. 52, б и в. С увеличением кольцевого зазора
между золотником 3 и крышкой 4 клапана возрастает крутизна
левой ветви характеристики и количество отсасываемых газов
в зоне высоких разрежений.
Клапанные системы вентиляции картера могут быть рассчи-
таны. Для расчета такой системы необходимо знать количество
пропускаемых картерных газов и разрежение в точках присоеди-
нения системы вентиляции на всех режимах работы двигателя,
в том числе и при полностью открытой дроссельной заслонке.
При расчете задаются режимом, при котором картерные газы
должны отсасываться полностью. Для автомобильных двигателей
таким режимом является режим максимального крутящего мо-
мента при полностью открытой дроссельной заслонке. Расчет на-
чинают с определения максимального проходного сечения клапана
вентиляции, при этом пренебрегают сопротивлением магистралей,
соединяющих клапан с картером и впускной трубой.
116
Разрежения во впускной трубе двигателя могут достичь 500—
600 мм рт. ст.; отношение давлений до и после клапана при таких
разрежениях равно 2,9—4,7 (превышает критический перепад).
В этом случае нельзя пренебрегать сжимаемостью газа. Поэтому
для определения расхода газа через клапан необходимо поль-
зоваться измененной формулой Сен-Венана—-Ванцеля (в м3/с)
= -^Т-2-9,81
Г 2 fe + 1
. (Р* \ k _ / Рк \ k
’ Ра ’ Ра / \ Ра /
где р — коэффициент расхода, учитывающий форму газового
канала;
FK — текущее значение площади проходного сечения в кла-
пане в м2;
k — показатель адиабаты, равный отношению теплоем-
кости картерных газов при постоянном давлении к их
теплоемкости при постоянном объеме; для картерных
газов k = 1,23-=-1,35;
9,81 •— коэффициент перевода килограмм-силы в ньютоны,
в кг-м/(кгс-с2);
р., ‘— давление после клапана вентиляции в кгс/м2; с доста-
точной точностью можно принять, что оно равно атмо-
сферному давлению;
рк — давление перед клапаном, принимаемое равным дав-
лению во впускной трубе двигателя, в кгс/м2;
ра — плотность картерных газов в кг/м3.
Количество пропускаемого газа и разрежение во впускной
трубе двигателя приняты известными, поэтому для каждого зна-
чения QK и рк можно определить площадь проходного сечения
клапана
р _____________________Qu___________________
к Г Г 2 fe + 1 -1
(11/ _Ц_ .2.9,81--^ (—V — f—/ к
» k—\ Ра ' Ра/ \ Ра / J
При малых разрежениях во впускной трубе можно пользо-
ваться упрощенной формулой
Qk = ирк 7/2.9,81-^-=^ = 1/2. 9j8j ЛЕ* ,
г Ра Г Ра
где Арк — перепад давлений в кгс/м2.
Как видно из рис. 51, между количеством пропускаемых
картерных газов и разрежением во впускной трубе двигателя
имеется линейная зависимость, которая может быть выражена
формулой
Qk = <2о — А(ра~Рк) = Qo~
где Qo — количество пропущенных в картер газов при работе
двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой;
А —• коэффициент пропорциональности.
117
Приравняв количество пропущенных в картер газов и расход
газа через клапан вентиляции, получим зависимость между про-'
ходным сечением в клапане и перепадом давления на нем:
р ___ Qo
Чтобы найти форму золотника, рассмотрим равновесие его
в потоке газа (рис. 54). На золотник действуют сила пружины Рпр
и веса золотника 0ЗОЛ, уравновешивающие силу газов, возникаю-
щую на носовой части золотника;
‘-'зол (Ра Рк) ‘-'зол ДРк»
где S30JI — площадь поперечного сечения золотника у края дрос-
селирующего отверстия.
Уравнение равновесия золотника имеет вид
‘-'зол Дрк ^Пр 4" ^зол-
Примем для простоты, что в клапане применена цилиндриче-
ская пружина с постоянным шагом витков. Сила такой пружины
Рпр = Р0 4 cl,
где Ро—сила предварительной затяжки пружины;
с—жесткость пружины;
I — ход пружины, равный перемещению золотника клапана.
Подставив значение Рпр и 530л = —— FK в уравнение
равновесия золотника, получим
лс*1 _ Qo — Арк
4 ц 1А-9.81
' Ра
• крк — Ро 4* с^4^30л.
Отсюда найдем перемещение золотника в дросселирующем от-
верстии
р I/ 2-9,81
I Арк Ро б30Л
Арк I
Ра /
Диаметр золотника у края дросселирующего отверстия найдем
из уравнения для FK. Действительно
. 1 Гл 4FK Гл 4
^зоЛ — у di -у di — —
Qo -4 Арк
1‘/2'9-8149
Задавшись диаметром дросселирующего отверстия и решив
два последние уравнения, можно найти профиль золотника для
заданных параметров системы вентиляции.
118
Такие же уравнения могут быть получены для области боль-
ших перепадов давления с использованием уравнения Сен-Венана—
Ванцеля.
Поскольку коэффициент расхода р в приведенных выше урав-
нениях точно неизвестен, полученная форма золотника должна
быть уточнена экспериментально. С этой целью изготовляют не-
сколько макетных золотников с проходными сечениями в клапане,
Рис. 54. Схема равновесия зо-
лотника клапана вентиляции
картера в потоке газа
площадь которых равна 0,8; 1,0; 1,2;
1,4 от FK. С этими золотниками опре-
деляют характеристики клапана
вентиляции.
Рис. 55. График для определения
проходного сечения клапана венти-
ляции
Для каждого расчетного перепада давления и количества про-
пускаемых картерных газов Qo строят зависимость QK от FK,
как это показано на рис. 55. Точка пересечения линий Qo и QK
соответствует необходимому проходному сечению в клапане F
для заданных значений Дрк и Qo.
РЕГУЛЯТОР РАЗРЕЖЕНИЯ
В городских условиях автомобильный двигатель значительное
время работает на режиме принудительного холостого хода, когда
дроссельная заслонка закрыта, а частота вращения коленчатого
вала больше частоты вращения холостого хода. Режим принуди-
тельного холостого хода возникает при торможении автомобиля
двигателем и при переключении передач.
Наиболее характерной особенностью этого режима для
карбюраторного двигателя является существенное увеличение
разрежения во впускной трубе. Вследствие этого в камеру сгора-
ния попадает большое количество масла и картерных газов и ухуд-
шается процесс сгорания. При увеличении разрежения с 520—540
до 600—640 мм рт. ст. повышается расход масла в 1,5—3,2 раза,
119
а в случае нарушения процесса сгорания количество углеводоро-
дов, выбрасываемых в атмосферу, возрастает в 20—40 раз.
Для устранения этих явлений используют специальные двух-
режимные клапаны, впускающие воздух в двигатель помимо кар-
бюратора. Клапан, ограничивающий разрежение во впускной
трубе (ограничитель разрежения) открывается при разрежении
во впускной трубе 520—540 мм рт. ст. и закрывается при разре-
жении 220—240 мм рт. ст. Большое количество воздуха, подавае-
мого через клапан регулятора в двигатель, обедняет смесь во впуск-
ной трубе до а = 8-ь 12, вследствие чего сгорание прекращается.
На рис. 56, а показана конструктивная схема регулятора раз-
режения, предложенная А. С. Озерским.
Рис. 56. Схема регулятора разрежения
Регулятор разрежения состоит из корпуса 3, воздушной гор-
ловины 1, корпуса 8 клапана, клапана 4, его обоймы 5, насадка 2,
мембраны 6, поршня 7, пружины 12 с опорой И и регулировоч-
ного винта 9 с гайкой 10. Между обоймой 5 и клапаном 4 имеется
кольцевая щель Б, соединяющая через канал В полость А над
мембраной 6 с полостью в корпусе воздушной горловины. Диа-
метр поршня 7 больше диаметра D 2 отверстия в корпусе регу-
лятора.
Корпус 3 регулятора устанавливают между карбюратором и
впускной трубой двигателя ЗИЛ-130. Клапан 4, расположенный
в корпусе воздушной горловины 1 разделяет полости впускной
трубы и обводного воздушного канала. Разрежение во впускной
трубе через отверстие в насадке 2 передается в надпоршневое про-
странство клапана. При закрытом клапане 4 давление в полости А
над мембраной равно давлению в корпусе воздушной горловины,
так как они соединены каналом В. При увеличении разрежения
во впускной трубе на клапан начинает действовать сила, равная
произведению перепада давлений во впускной трубе и корпусе
воздушной горловины на разность площадей. Когда эта сила ста-
новится больше силы предварительной затяжки пружины 12,
клапан начинает открываться. В момент отрыва клапана от седла
120
щель Б оказывается в потоке воздуха, движущегося во впускную
трубу со скоростью звука, поскольку перепад давлений к моменту
открытия клапана выше критического. У края кольцевой щели
образуется зона пониженного давления, которое передается по
каналу В в полость А над мембраной, вследствие чего создается
дополнительная сила, открывающая клапан полностью.
Полезная площадь мембраны, форма и расположение кольце-
вой щели, а также размеры проточной части регулятора разре-
жения выбирают таким образом, чтобы динамическое разрежение
в кольцевой щели клапана поддерживало его в открытом состоянии
при разрежении во впускной трубе не более 220—240 мм рт. ст.
Моменты открытия и закрытия клапана изменяют путем увеличе-
ния или уменьшения силы предварительной затяжки пружины
с помощью винта 9 и гайки 10.
Испытания регулятора разрежения на автомобиле ЗИЛ-130
показали, что во время медленного перехода от открытого поло-
жения клапана регулятора разрежения к закрытому в выпускной
системе слышен сильный хлопок, вызванный образованием и по-
следующим воспламенением в выпускных трубах и глушителе
смеси с коэффициентом избытка воздуха 1,3—1,6. Для устранения
этого явления в регулятор разрежения был введен механизм при-
нудительного закрытия клапана (рис. 56, б). Отверстие в насадке 2
было аннулировано, а подпоршневое пространство соединено ка-
налом Г с корпусом дроссельных заслонок карбюратора. В этом
корпусе было сделано дополнительное отверстие Д, расположен-
ное ниже края дроссельной заслонки 13 при ее положении, соот-
ветствующем холостому ходу двигателя.
Принцип работы регулятора разрежения не изменился. Однако
при переходе на нагрузочный режим поворот дроссельной заслонки
на угол, больший 6—7°, выводит отверстие Д из зоны действия
разрежения во впускной трубе, и клапан регулятора закры-
вается.
Изменение схемы полностью устранило хлопки в выпускной
системе автомобиля на переходных режимах, не изменив других
характеристик регулятора разрежения.
17. Влияние регулятора разрежения на расход
масла двигателем ЗИЛ-130 в л на 100 км1
Двигатель Без регулятора разрежения С регулятором разрежения
Изношенный (пробег бо- лее 110 тыс. км) . . Новый (пробег около 0,965/0,206 0,636/0,133
12 тыс. км) —/0,097 —/0,065
1 В числителе указан расход масла в двигателе с чугунными маслосъемными коль-
цами, в знаменателе — в двигателе со стальными пластинчатыми кольцами.
121
Уменьшение максимального разрежения во впускной трубе
при установке регулятора разрежения заметно снижает расходы
масла на угар при эксплуатации автомобиля в условиях интенсив-
ного городского движения. Особенно это заметно на изношенных
двигателях.
В табл. 17 приведены результаты измерений расхода масла при
движении автомобиля в условиях, имитирующих городское дви-
жение.
Из таблицы следует, что в условиях городского движения
установка регулятора разрежения снижает угар масла на 37—
44%, независимо от первоначального его расхода.
Глава III. СИСТЕМА СМАЗКИ
СХЕМА СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Система смазки двигателя комбинированная (рис. 57).
Под давлением смазываются подшипники коленчатого вала,
боковые поверхности толкателей, подшипники распределитель-
ного вала, коромысла, верхние сферические опоры штанг толка-
телей, опоры промежуточного валика привода распределителя,
опоры валика масляного насоса, упорный фланец распределитель-
ного вала.
Разбрызгиванием и самотеком масло подается к боковым по-
верхностям гильз цилиндров, направляющим втулкам клапанов,
кулачкам распределительного вала, шестерням привода распре-
делительного вала и масляного насоса, втулкам верхних головок
шатунов, нижним сферическим опорам штанг толкателей.
Масло заливается в масляный картер двигателя, из которого
оно через неподвижный маслоприемник 15 засасывается масляным
насосом 3, подающим масло по каналу 4 в корпус полнопоточ-
ного центробежного масляного фильтра.
Масло, прошедшее фильтрацию, поступает в маслораспредели-
тельную камеру 5, расположенную в задней перегородке блока.
Из этой камеры оно по двум продольным каналам диаметром
14,5 мм направляется к толкателям и коренным подшипникам
коленчатого вала. Направляющие отверстия под толкатели в блоке
цилиндров пересекают продольные масляные каналы в нем, масло
из которых омывает боковые поверхности толкателей.
Из левого продольного канала по отдельным наклонным кана-
лам диаметром 7 мм масло подается к коренным подшипникам
коленчатого вала. На поверхности обоих вкладышей коренного
подшипника имеется маслораспределительная канавка, а на ко-
ренной шейке вала — отверстие диаметром 6 мм для подачи масла
к шатунной шейке коленчатого вала. Из специального канала
большого диаметра на шатунной шейке (центробежного сепара-
тора) масло по каналу поступает к шатунному подшипнику. От
коренного подшипника по вертикальному каналу диаметром
7 мм через отверстие в верхнем вкладыше из маслораспределитель-
ной канавки масло подается к подшипнику распределительного
123
вала. Таким образом смазываются первый, второй, третий и чет-
вертый подшипники этого вала. Пятый (задний) подшипник сма-
зывается маслом, поступающим по каналу в теле блока из масло-
распределительной камеры. Подача масла к упорному подшипнику
распределительного вала пульсирующая. В передней опорной
Рис. 57. Схема смазки двигателя:
а — общая схема смазки; б — подача масла к осям коромысла; в — подача масла
к штанге; г — смазка стенок цилиндра; 1 — трубка подачи масла в масляный радиатор;
2 — кран включения масляного радиатора; 3 — масляный насос; 4 — канал, подводя-
щий масло от насоса к фильтру; 5 — маслораспределительная камера;» — полнопоточ-
ная центрифуга; 7 — воздухоочиститель; 8 — подача масла к кривошйпно-ш ату иной
группе компрессора (разбрызгиванием); 9 — левый продольный канал; 10 — трубка
подачи масла для смазки компрессора; 11 — трубка для слива масла из компрессора;
12 — трубка для слива масла из радиатора; 13 — центробежные ловушки для очистки
масла в шатунных шейках коленчатого вала; 14 — правый продольный канал; 15 —
маслоприемник; 16 — канал в стойке коромысла; 17 — полая ось коромысла; 18 — от-
верстие в теле шатуна для подачи смазки на боковую поверхность гильз цилиндров
шейке этого вала сделан канал, при совпадении которого с масло-
подводящим отверстием в подшипнике к упорному подшипнику
подается порция масла. При такой подаче смазки во время пуска
холодного двигателя исключается появление задиров в этом узле,
где со стальной пластиной с одной стороны соприкасается стальная
опорная шейка, а с другой — чугунная ступица шестерни рас-
пределительного вала.
Гильза цилиндра смазывается разбрызгиваемым маслом, вы-
текающим из шатунных подшипников и специальных отверстий
124
в теле шатуна и шатунном вкладыше. В момент совпадения от-
верстия в шатунном вкладыше с масляным каналом в шатунной
шейке порция масла выпрыскивается на боковую стенку гильзы
цилиндра.
К коромыслам масло подается от средней шейки распредели-
тельного вала, в которой просверлены три отверстия. В момент
соединения этих отверстий, что бывает 1 раз за оборот распреде-
лительного вала, к осям коромысел левого и правого рядов по
каналам диаметром 8 мм в блоках цилиндров поступает масло.
Через паз на опорной поверхности стойки масло идет в кольцевой
зазор между средней опорной стойкой оси коромысел и болтом
крепления этой стойки и затем внутрь полой осп коромысел, из
которой оно по отверстиям диаметром 3 мм в ее стенке подается
ко втулкам коромысел. По каналу в коротком плече коромысла
масло поступает к верхним сферическим опорам штанг. Регули-
ровочный винт коромысла имеет боковую проточку, находя-
щуюся в зоне отверстия в коротком плече коромысла, а также
отверстия для подачи масла к опорам штанг. Через другое от-
верстие во втулке коромысла масло самотеком подается к кла-
панам и механизмам вращения.
Подача смазки к осям коромысел сделана пульсирующей,
чтобы ограничить количество масла, подаваемого в этот узел
двигателя.
МАСЛЯНЫЙ НАСОС
Масляный насос двухсекционный, шестеренчатый. Верхняя
секция его подает масло в систему смазки двигателя, а нижняя —
в воздушно-масляный радиатор автомобиля ЗР1Л-130.
В корпусе 6 верхней секции насоса (рис. 58) установлен вал 5,
на верхнем конце которого имеется паз. На этот конец вала на-
дета центрирующая втулка 4, повышающая жесткость верхней
части вала. В паз входит перо промежуточного вала привода на-
соса.
На валу 5 на сегментных шпонках установлены ведущие
прямозубые шестерни 7 и 10 соответственно верхней и ниж-
ней секций насоса. Ведомая шестерня 14 верхней секции сидит
на оси.
Верхняя секция отделяется от нижней промежуточной крыш-
кой 13, в которой размещен редукционный клапан 3. Его плунжер
поджимается цилиндрической пружиной. Клапан отрегулирован
на давление 2,75—3 кгс/см2. При давлении ниже 2,75 кгс/см2
плунжер клапана упирается торцовой поверхностью в расточку
крышки. По мере возрастания давления плунжер клапана
перемещается по направляющей и при давлении 2,75—
3,0 кгс/см2 кромка плунжера открывает отверстие, через кото-
рое масло из линии нагнетания перепускается в линию всасы-
вания.
Плунжер клапана под действием периодических импульсов
давления, создаваемых зубчатым зацеплением, может колебаться
с частотой
со =
гпы
60 ’
z — число зубьев шестерни масляного насоса,
пм — частота вращения вала насоса в об/мин.
Б-о
А—А
Рис. 58. Масляный насос:
1 — корпус нижней секции; 2 — перепускной клапан; 3 — редукционный клапан; 4 —
центрирующая втулка; 5 — вал масляного насоса; 6 — корпус верхней секции; 7 —
ведущая шестерня верхней секции; 8 — пружинное кольцо; 9 — штифт; 10 — ведущая
шестерня нижней секции; 11 — ведомая шестерня нижней секции; 12 — прокладки;
13 — промежуточная крышка; 14 — ведомая шестерня верхней секции
На некоторых режимах частота этих колебаний может совпа-
дать с собственной частотой колебаний плунжера на пружине.
Резонанс в этой системе сопровождается резким увеличением
амплитуды колебаний плунжера, что иногда может быть причиной
поломки его пружины.
Исследование колебаний плунжера редукционного клапана ма-
сляного насоса двигателя ЗИЛ-130 показало, что частота собствен-
ных колебаний плунжера значительно меньше частоты возбуждаю-
щих колебаний, а амплитуда колебаний его невелика (максималь-
ная амплитуда не превышает 0,75 мм при частоте 70 Гц, рис. 59).
Колебания исследованы с помощью специального малогабаритного
дифференциального индуктивного датчика перемещений с сер-
126
дечником из карбонильного железа, связанного с плунжером
клапана. Датчик питался переменным током (частота 8 кГц).
Характеристики верхней секции масляного насоса по противо-
давлению показаны на рис. 60. В рабочем диапазоне давлений
насос имеет достаточно высокие объемный и гидравлический к. п. д.
Гидравлический к. п. д. при
давлении до 3,5 кгс/см2 в ра-
бочем диапазоне частоты
вращения колеблется от 0,82
до 0,87. Полный к. п. д.
этой секции насоса при да-
влении 3,5 кгс/см2 находится
в пределах 0,6—0,7.
Подача нижней секции
насоса составляет примерно
40% подачи верхней секции.
В корпусе нижней секции
расположен шариковый ре-
дукционный клапан с ци-
линдрической пружиной.
Давление, при котором от-
крывается этот клапан, равно
душно-масляный радиатор от
Частота колебаний пружины
редукционного клапана
Рис. 59. Амплитудно-частотная характе-
ристика редукционного клапана масля-
ного насоса
1,2 кгс/см2, что предохраняет воз-
разрушения при пуске двигателя
на холодном масле.
На подачу масляного насоса влияет осевой зазор между тор-
цами шестерен и корпусом насоса, равный 0,05—0,09 мм. Этот
зазор создается с помощью тонких бумажных прокладок, уста-
навливаемых между каждым корпусом и промежуточной крышкой.
В случае увеличения торцового зазора свыше 0,2 мм резко ухуд-
шается гидравлический к. п. д. насоса. Так, при давлении
2,0 кгс/см2 в случае увеличения зазора с 0,2 до 0,3 мм гидравли-
ческий к. п. д. уменьшается с 0,72—0,73 до 0,56—0,60, а при за-
18. Основные параметры масляного насоса
Параметры Верхняя секция Нижняя секция
Число зубьев шестерен 7 7
Модуль зуба в мм 4,75 4,75
Высота зуба в мм . 10,15 10,15
Длина зуба в мм Диаметр начальной окружности 38 17
В ММ Осевой зазор между корпусом и тор- 33,25 33,25
цом шестерни в мм ....... Давление открытия редукционного 0,05—0,09 0,05—0,09
клапана в кгс/см2 2,75—3,0 1,2—1,5
Диаметр проходного отверстия в мм 14 11
127
зоре 0,4 мм этот к. п. Д. равен всего 0,25—0,35 (при частоте вра-
щения вала насоса 250—500 об/мин). Изменение радиального за-
зора в меньшей степени влияет на гидравлический к. п. д. насоса.
Некоторые параметры масляного насоса двигателя ЗИЛ-130
приведены в табл. 18.
Рис. 60. Характеристика масляного насоса по противо-
давлению:
• — насос № 1; О — насос № 2; □ — насос № 3; А — насос
№ 4; I — при работающем редукционном клапане; II — при
заглушенном редукционном клапане
МАСЛЯНЫЕ ФИЛЬТРЫ
Для очистки масла в двигателе ЗИЛ-130 используется система,
состоящая из нескольких фильтров, сепараторов, отстойников.
Магнитные металлические частицы из масляного картера уда-
ляются специальным магнитным фильтром, расположенным в слив-
ной пробке. Магнитный фильтр представляет собой подковообраз-
128
ный постоянный магнит, закрепленный во внутренней расточке
сливной пробки таким образом, чтобы между полюсами собирались
продукты износа чугунных и стальных деталей двигателя. После
работы в течение 80—100 ч в магнитном фильтре собирается не-
сколько граммов продуктов износа и его эффективность заметно
снижается, поэтому его необходимо периодически очищать. Этот
фильтр может служить хорошим индикатором состояния стальных
и чугунных деталей двигателя, так как при появлении по каким-
либо причинам повышенных износов этих деталей резко увели-
чивается количество металлических частиц на фильтре.
Фильтр маслоприемника — следующая ступень очистки масла.
Сетка, установленная на входе маслоприемника, имеет ячейки,
размер которых в свету составляет 0,7 X 0,7 мм (диаметр про-
волоки 0,3 мм). Сетка задерживает органические и неорганические
9 Заказ 181 129
частицы размером больше 0,7 мм. Фактический размер пропу-
скаемых частиц значительно меньше, так как через непродолжи-
тельное время сетка покрывается смолистыми отложениями, умень-
шающими проходное сечение между ее ячейками.
В корпусе фильтра маслоприемника помещен несущий каркас,
состоящий из пластин. На каркасе уложена жесткая так назы-
ваемая каркасная сетка с ячейками больших размеров. Поверх
каркасной сетки расположен собственно сетчатый фильтр, за-
крепленный в корпусе маслоприемника с помощью проволочного
замка.
Основная очистка масла, поступающего в двигатель, произ-
водится в полнопоточном центробежном масляном фильтре-цен-
трифуге (рис. 61). В корпус 1 центрифуги ввернута полая ось 2,
в которую вмонтирована магистральная трубка 3. На оси распо-
ложен ротор, свободно вращающийся на упорном шарикоподшип-
нике и в двух подшипниках скольжения. Ротор состоит из кор-
пуса 4, крышки 5, маслонаправляющей вставки 7 и сетчатого
фильтра 6.
Маслонаправляющая вставка вместе с фильтром прижата
к корпусу ротора центральной конической пружиной 9. Уплотни-
тельное кольцо 8 между осью и корпусом ротора в его средней
части по высоте разделяет зоны грязного (нижняя зона) и очищен-
ного (верхняя зона) масла. Загрязненное масло подается масля-
ным насосом по наклонному каналу А корпуса центрифуги в коль-
цевую полость В между осью и магистральной трубкой. Далее
через радиальные отверстия Г в полости оси и Д в колонке кор-
пуса ротора масло поступает в направляющую вставку, где разде-
ляется на два потока. Один поток направляется через сетчатый
фильтр к соплам на привод ротора, другой — через большое ко-
личество отверстий в маслонаправляющей вставке вертикально
вверх внутрь ротора и затем через кольцевую щель И между крыш-
кой ротора и маслонаправляющей вставкой, наклонные отвер-
стия 3 в колонке корпуса ротора, радиальные отверстия Ж в оси
ротора, канал Е в магистральной трубке и канал Б в корпусе
центрифуги отводится через главную масляную магистраль дви-
гателя к подшипникам.
Сетчатый фильтр предназначен для защиты сопл центрифуги
от закупоривания при сползании слоя отложений со стенок ротора.
Вставка в настоящее время изготовляется из пластмассы, а сетка
фильтра заключена в каркас из пластмассы.
Струи масла, выходящие под давлением из двух сопл, создают
реактивные силы, приводящие во вращение ротор центрифуги.
При подводе масла под давлением около 3 кгс/сма ротор вместе
с находящимся в нем маслом вращается со скоростью 5000 об/мин.
Под действием возникающих центробежных сил механические
частицы, а также продукты окисления и распада масла отбрасы-
ваются к стенкам крышки 5, где они откладываются, образуя
плотный осадок. На случай засорения полнопоточной центрифуги
130
между каналами А и Б расположен перепускной клапан, который
пропускает масло в двигатель помимо центрифуги, если перепад
давлений превысит 0,8—1,0 кгс/см2.
На первых серийных двигателях ЗИЛ-130 применялся не-
сколько иной метод очистки масла при помощи пластинчатого
фильтра грубой очистки масла, включенного в масляную маги-
Рис. 62. Блок фильтров двигателя ЗИЛ-130
страль двигателя, и центробежного фильтра, установленного на
ответвлении. Эти фильтры были объединены в один блок (рис. 62).
Пластинчатый металлический фильтр 6 смонтирован на
крышке 3 и помещен в корпус 1 на шпильках. Крышка уплотнена
прокладкой 5. Подвижные элементы фильтра грубой очистки уста-
новлены на оси с рукояткой 4 для периодической очистки.
Масло поступает из насоса в канал А и проходит через пла-
стинчатый фильтр грубой очистки, после чего разделяется на два
потока. Один поток направляется в масляную магистраль двига-
теля, а другой — в ротор центрифуги.
9* 131
Ротор центрифуги вращается под действием реактивного мо-
мента, создаваемого струей масла, тангенциально вытекающего
из двух сопл. При давлении масла 3 кгс/см2 частота вращения
ротора вместе с проходящим по нему маслом составляет 5000—
6000 об/мин. При этом вследствие возникновения центробежных
сил механические частицы, находящиеся в масле, разделяются
в зависимости от их плотности. Частицы, плотность которых
больше плотности масла, перемещаются к внутренней поверх-
ности крышки 2 ротора и откладываются на ней, образуя плотный
осадок. Частицы, плотность которых меньше плотности масла (на-
пример, пузырьки воздуха, содержащиеся в масле), перемещаются
к центру и уносятся с потоком масла.
Эффективность центробежной очистки масла зависит от не-
скольких факторов: от частоты вращения ротора центрифуги, от
времени пребывания частиц в роторе центрифуги и от их скорости
осаждения.
Центробежное ускорение зависит от угловой скорости ротора
центрифуги <оц и расстояния Р, на котором находится частица
от оси вращения ротора (в м/с2):
Цц == (ОцР.
Время нахождения частицы в поле центробежных сил зависит
от конструктивных особенностей центрифуги, скорости потока
масла в роторе, его высоты и при прочих равных условиях про-
порционально объему ротора центрифуги.
Скорость осаждения частицы в автотракторных центрифугах
определяется законом Стокса, поскольку число Рейнольдса для
размеров и плотности частиц загрязнения меньше единицы.
По закону Стокса скорость осаждения частицы (в м/с)
2ра
4 9v
-Г- — 1) ®ЧР,
аж /
где р — эквивалентный радиус частицы в м;
v — кинематическая вязкость жидкости в м2/с;
d4 и dx — плотность соответственно частицы и жидкости
в кг/м3;
соч — угловая скорость частиц в 1/с.
Для масла АС-8 (ГОСТ 10541—63) с присадкой ВНИИ НП-360
зависимость кинематической вязкости от температуры может быть
выражена формулой
/ 100 \2.223
V = *100
где t — температура масла в °C;
*1оо — кинематическая вязкость масла при 100° С.
Из этой формулы следует, что кинематическая вязкость быстро
увеличивается при уменьшении температуры масла, вследст-
вие чего скорость осаждения частиц загрязнения уменьшается
и ухудшается очистка масла в двигателе.
132
При однократном проходе масла через ротор центрифуги пре-
дельный радиус частицы, осаждающейся в роторе:
р —§ Г уОм
\ <*ж )
где Я о и г0 — соответственно наибольший и наименьший ра-
диусы слоя жидкости в роторе;
QM— расход масла через ротор центрифуги;
1г — средняя высота ротора.
В двигателе ЗИЛ-130 зависимость расхода масла через ротор
центрифуги (частичнопоточной) от вязкости масла и давления
перед центрифугой для частоты вращения коленчатого вала п=
= 1500-ь- 3000 об/мин выражается следующей эмпирической фор-
мулой (в м3/с):
( 8 \0-0845
где р — давление масла перед центрифугой в кгс/см2.
Подставив QM и v в формулу для рч и обозначив все постоян-
ные через А, получим для масла АС-8
Д ТА/- / t 4-2,035
Рч ~~ <0ц Г Р \ ЮО )
с достаточной точностью можно принять
Отсюда следует, что для масла АС-8 при прочих равных усло-
виях предельный радиус частицы, осаждающейся в роторе за один
проход через него масла, увеличивается обратно пропорционально
температуре масла в картере.
Тщательные сравнительные исследования полно- и частично-
поточной центрифуг в сочетании с пластинчатым фильтром грубой
очистки, проведенные на заводе им. И. А. Лихачева и в НАМИ,
показали, что полнопоточная центрифуга обладает лучшими по-
казателями очистки, чем комбинация фильтров.
Некоторые данные по этим фильтрующим системам приведены
в табл. 19.
Последняя ступень очистки масла — грязесборники в шатун-
ных шейках коленчатого вала. Через каждый грязесборник объе-
мом 40 см3 проходит практически все масло, подаваемое для смазки
соответствующего шатунного подшипника. В зависимости от за-
зора в подшипнике, частоты вращения коленчатого вала, темпера-
туры масла и нагрузки на двигатель количество масла, проходя-
щего через грязесборник, может колебаться от 0,2 до 2 л/мин.
Радиус вращения крайней точки грязесборника равен 75 мм. Ско-
рость масла в нем при указанных выше расходах масла находится
в пределах 0,46—4,7 см/с.
133
19. Некоторые данные полнопоточной центрифуги
и комбинации фильтров
Параметры
По лнопоточная
центрифуга
Комбинация
фильтров
Максимальная частота вращения ро-
тора при давлении масла кгс/см2
в об/мин .........................
Рабочая емкость ротора вл . . . .
Давление масла, соответствующее взве-
шиванию ротора, в кгс/см2
Сухая масса ротора в сборе в кг
Количество масла, расходуемое на
привод ротора при давлении
3,0 кгс/см2, в л/мин .....
Количество отложений в роторе после
10 ч работы при очистке 15 л масла,
содержащего 1% загрязнений, в г
Время достижения ротором частоты
вращения 4500 об/мин при давлении
масла 3,0 кгс/см2 вс .............
Содержание воздуха в масле при ра-
боте двигателя на холостом ходу с
частотой вращения 1000 об/мин и
давлении масла 2,5 кгс/см2 в %
Содержание механических примесей
в масле при длительных пробегах
автомобиля со скоростью 75 км/ч
5500
1,2
3,15
1,25
8,5
390
45
4,8—6,7
Количество отложений в роторе после
пробега автомобилем 8 тыс. км в г
Плечо реактивного момента в мм
Сухая масса фильтра в кг..........
0,22
380—390
56
3,3
5300
1,0
2,47
1,25
8,3
360
0,3
280—300
56
6,2
По сравнению с центрифугой грязесборник менее эффективен,
однако в нем задерживаются наиболее опасные для подшипника
твердые и тяжелые частицы.
Сравнительные испытания показывают, что при введении грязе-
сборников уменьшаются взносы шатунных шеек на 50—60% по
сравнению с износом коленчатого вала, не имеющего грязесбор-
ников в шатунных шейках.
РАСХОД МАСЛА
На рис. 63 показана построенная по осредненным данным за-
висимость количества масла, протекающего через двигатель
ЗИЛ-130, от зазора в коренных подшипниках. При изменении за-
зора от 0,05 до 0,105 мм (допуск на изготовление деталей) расход
масла через двигатель может увеличиться в 2 раза (с 4,5 до
9 л/мин).
Предельный зазор в коренных подшипниках изношенного дви-
гателя ЗИЛ-130 достигает 0,17—0,20 мм, а расход масла
13— 19 л/мин при п = 1500 об/мин и 33 — 36 л/мин при
п = 3000 об/мин.
134
Увеличение зазоров в коренных и шатунных подшипниках
приводит к повышению количества масла, прокачиваемого через
двигатель. На первых двигателях ЗИЛ-130 нижний вкладыш
коренного подшипника не имел маслораспределптелыюй ка-
навки, и смазка к шатунному подшипнику подавалась в тече-
ние одной половины оборота коленчатого вала, поэтому увеличение
зазоров в шатунных подшипниках приводило лишь к незначи-
тельному повышению количества масла, прокачиваемого через
магистраль. Так, при увеличении среднего зазора в шатунных
подшипниках с 0,040 до 0,080 мм количество прокачиваемого
масла возрастало на 25%.
л/нин_
Рис. 63. Зависимость коли-
чества масла, проходящего
через двигатель ЗИЛ-130,
от зазора в коренных под-
шипниках (давление масла
2,1 кгс/см2 при температуре
75+6 ° С)
0,04 0,08 0,12 мн
Средний зазор В коренных
подшипниках
При повышении температуры увеличивается количество масла,
прокачиваемого через подшипники двигателя и зазоры между тол-
кателями и их направляющими, вследствие уменьшения вязкости.
Зависимость этого количества масла от давления его перед под-
шипниками (после масляных фильтров), частоты вращения колен-
чатого вала и кинематической вязкости масла может быть пред-
ставлена эмпирической формулой (в л/мин)
Qm-- У Рм
В / п \
\ Ю00)
где ры — давление масла в кгс/см2;
А, В, С, D — постоянные;
п — частота вращения коленчатого вала в об/мин;
v — кинематическая вязкость масла в сСт.
Для нового двигателя ЗИЛ-130 постоянные в зависимости от
исходных зазоров в соединениях имеют следующие значения:
А = 9,34-9,7; В = 0,94-1,8; С = 0,5; D = 0,134-0,14.
Как уже отмечалось, для повышения несущей способности наи-
более нагруженных нижних вкладышей коренных подшипников
последние на первых двигателях ЗИЛ-130 не имели маслораспре-
делительной канавки. При такой конструкции вследствие большой
относительной ширины вкладыша толщина масляной пленки в под-
шипнике увеличивается и, как следствие, уменьшаются потери на
трение и понижаются температуры вкладыша и вала. Эти несом-
ненные преимущества при длительной эксплуатации двигателя
исчезают. В подшипники вместе с маслом попадает некоторое ко-
личество загрязнений, которые циркулируют в кольцевой масля-
ной канавке коренного подшипника до тех пор, пока не будут вы-
брошены через зоны стыка вкладыша (так называемые холодиль-
ники) или через ненагруженные участки подшипника, в которых
зазор больше. Если нижний вкладыш не имеет маслораспреде-
лительной канавки, то частицы загрязнений из канавки верхнего
вкладыша затягиваются в зазор между коленчатым валом и ниж-
ним вкладышем, в результате чего на шейке вала появляются
риски и царапины. На нижнем вкладыше в зоне, соответствующей
маслораспределительной канавки на верхнем вкладыше, частицы
загрязнений прорезают канавку. Уже после пробега автомобилем
30—40 тыс. км глубина этой канавки достигает 0,1—0,2 мм, и
несущая способность вкладыша заметно уменьшается.
В нормальных условиях эксплуатации автомобиля и двига-
теля описанная система смазки работала надежно. Однако в не-
которых специфических условиях, например, при резком увели-
чении частоты вращения коленчатого вала до 3500—4500 об/мин
и холодном масле в картере, и особенно при засоренной отложе-
ниями сетке маслоприемника, наблюдались отдельные случаи за-
диров пли проворачивания шатунных вкладышей. При проведении
экспериментов с вкладышами с антифрикционным слоем из высоко-
оловянистого алюминия эти явления особенно заметны.
Для вкладышей этого типа были проведены опыты с непрерыв-
ной подачей смазки к шатунным подшипникам.
Непрерывная подача масла осуществлялась по двум схемам.
При схеме Б в нижнем вкладыше коренных подшипников была сде-
лана маслораспределительная канавка, аналогичная канавке
в верхнем вкладыше. При схеме А нижний вкладыш не имел ка-
навки, но в коренной шейке было сделано дополнительное отвер-
стие, которое позволило осуществить непрерывную подачу смазки
к шатуну от маслораспределительной канавки верхнего вкладыша.
Применение непрерывной подачи смазки к шатунным подшипни-
кам значительно увеличило количество масла, прокачиваемого
через них. Это количество масла увеличилось почти в 2 раза. Ниже
приведено количество масла, прокачиваемого через двигатель
(в л/мин) при различных схемах подвода смазки (в числителе —
при давлении масла 2,0—2,2 кгс/см2, в знаменателе— при 2,9—
3,1 кгс/см2):
Схема А . ......... 9—11/12—14
Схема Б ...........И—13/15—17
Серийная схема 4—6/7—9
Поскольку схема А отличается от серийной только наличием
дополнительного отверстия в коренной шейке, можно сделать
вывод, что количество прокачиваемого масла увеличивается лишь
136
за счет расходов масла через шатунные подшипники. При непре-
рывной подаче смазки к шатунным подшипникам температура
масла, выходящего из этих подшипников, понижается. При частоте
вращения 3200 об/мин и полностью открытой дроссельной заслонке
температура масла в двигателе ЗИЛ-130 уменьшается более чем
на 25° С.
При непрерывной подаче смазки по схеме Б на нижних вкла-
дышах коренных подшипников рисок и царапин образуется еще
больше, чем при серийной схеме, вследствие того, что центробеж-
ные силы, действующие в канале коренной шейки, отбрасывают
загрязнения, к нижнему вкладышу, где скапливаются загрязне-
ния, затягиваемые из маслораспределительной канавки верхнего
вкладыша.
Длительные эксплуатационные испытания двигателей ЗИЛ-130
с непрерывной подачей смазки к шатунным подшипникам с по-
мощью маслораспределительной канавки на нижнем коренном
вкладыше показали, что износ вкладышей и шеек коленчатого
вала при этом не увеличивается. В настоящее время все двигатели
ЗИЛ-130 имеют коренные подшипники с маслораспределительной
канавкой на обоих вкладышах.
Расход масла (угар) в двигателе ЗИЛ-130 складывается из
расходов масла через зазоры цилиндро-поршневой группы и
зазоры между направляющими втулками и стержнями впускных
и выпускных клапанов. Угар масла у обкатанного двигателя
ЗИЛ-130 с чугунными маслосъемными кольцами составляет
0,19—0,23 кг/ч. При этом расход масла через зазоры между стерж-
нями и направляющими втулками клапанов равен 0,06—0,07 кг/ч,
или 25—37% общего расхода масла. По мере износа двигателя
угар масла увеличивается. После работы двигателя в течение
1000 ч общий расход масла возрастает до 0,44—0,46 кг/ч, а расход
масла через зазоры втулок — до 0,16—0,19 кг/ч. Для уменьше-
ния расхода масла через эти зазоры на стержни клапанов надевают
защитные резиновые колпачки. Кроме того, на верхнем конце
направляющей втулки впускного клапана отверстие под стер-
жень выполнено с острой кромкой. Оба этих конструктивных
мероприятия позволяют уменьшить расход масла через зазоры
между направляющими втулками клапанов и их стержнями на
35—40%.
Угар масла в двигателе ЗИЛ-130 в значительной мере зависит
от конструкции маслосъемных колец. На основании данных сравни-
тельных испытаний чугунных и стальных пластинчатых хромиро-
ванных маслосъемных колец с осевым и тангенциальным расшири-
телями было установлено, что последние значительно лучше
копируют неровности внутренней рабочей поверхности цилиндра
и регулируют толщину масляной пленки, а также значительно
снижают расходы масла.
Испытания двигателей, проведенные на пяти автомобилях
ЗИЛ-130, показали, что при чугунных маслосъемных кольцах
137
расход масла после пробега 12 тыс. км состовлял примерно 0,35 кг
на 100 км. В случае установки стальных пластинчатых хромиро-
ванных маслосъемных колец расход масла после такого же про-
бега снизился до 0,09 кг на 100 км.
На двигателе, имеющем износ цилиндро-поршневой группы
в пределах 0,1—0,15 мм (пробег в условиях эксплуатации около
100 тыс. км) после замены чугунных поршневых колец на сталь-
ные пластинчатые угар масла уменьшается примерно в 4—5 раз.
Сила прижатия сегмента стального пластинчатого кольца
к гильзе цилиндра влияет на условия регулирования расхода
масла. Эта сила определяется упругостью собственно сегмента
и радиального расширителя кольца, а также величиной начального
и конечного зазоров между гильзой цилиндра и поршнем.
Влияние упругости радиального расширителя на расход масла
показано ниже:
Сила упругости расшири-
теля в кгс................ 0 2 3 4 6
(без рас-
ширителя)
Расход масла в кг/ч . . 0,18 0,07 0,045 0,040 0,038
Из этих данных следует, что близкий к минимальному расход
масла достигается при силе упругости радиального расширителя
3 кгс. Дальнейшее увеличение силы прижатия кольца к стенке
гильзы цилиндра незначительно изменяет расход масла. По чер-
тежу сила упругости расширителя равна 4—5 кгс. Расход масла
на этом же двигателе с чугунными маслосъемными кольцами равен
0,13 кг/ч.
Глава IV. СИСТЕМА ПИТАНИЯ
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К ПРИБОРАМ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ
Вследствие непрерывного совершенствования автомобильных
двигателей с искровым зажиганием (повышения их экономичности,
мощности и надежности) весьма высокие требования предъяв-
ляются к системе питания. Это объясняется тем, что от работы
приборов, входящих в нее, в значительной мере зависят показа-
тели двигателя.
Общими требованиями для всех приборов системы питания
являются:
— соответствие современному уровню техники и возможность
модернизации;
— сохранение выбранных параметров и оптимальных регули-
ровок неизменными в процессе эксплуатации автомобиля;
— высокие эксплуатационные качества, удобство монтажа
на двигателе и легкий доступ при проведении технического об-
служивания;
— минимальные габаритные размеры и масса приборов,
а также сочетаемость их форм с конфигурацией и компоновкой
двигателя;
— технологичность конструкции.
Наряду с этим каждый из приборов должен отвечать специ-
фическим для него требованиям, приведенным ниже.
КАРБЮРАТОР
Одним из требований, предъявляемых к карбюратору, является
легкий пуск двигателя при различных температурах окружающего
воздуха и наличие устройства автоматического или полуавтомати-
ческого типа для поддержания необходимого состава смеси при
прогреве двигателя. Дозирующие системы карбюратора должны
автоматически приготовлять смесь наивыгоднейшего состава для
установившихся и неустановившихся режимов, обеспечивать
плавный и быстрый переход работы двигателя с одного режима на
другой и быть нечувствительными (в особенности система холо-
139
стого хода) к резким торможениям и изменениям направления
движения автомобиля. Параметры карбюратора должны быть
такими, чтобы при полностью открытой дроссельной заслонке
мощность и крутящий момент двигателя были максимальными.
Поплавковый механизм должен поддерживать необходимый уро-
вень топлива в поплавковой камере при движении автомобиля
в различных дорожных условиях. Число подвижных деталей
в карбюраторе должно быть минимальным, а в системе регулирова-
ния состава смеси не должно быть упругих элементов и трущихся
соединений. Карбюратор должен бесперебойно подавать горючую
смесь в цилиндры при углах подъема дороги и бокового крена
автомобиля, оговоренных в техническом задании.
ТОПЛИВНЫЙ НАСОС
Топливный насос должен непрерывно подавать топливо из
бака в карбюратор и автоматически изменять его количество при
изменении режима работы двигателя. При механическом при-
воде насос должен иметь узел ручной подкачки для предваритель-
ного заполнения топливом поплавковой камеры карбюратора
при неработающем двигателе. Чтобы предотвратить образование
паровых пробок в системе питания, подача насоса должна в 3—
5 раз превосходить расход топлива двигателем при его работе
на режиме максимальной мощности.
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЬ
Основные требования, предъявляемые к воздухоочистителю,—
эффективная очистка воздуха, поступающего в двигатель, и
большой межпрофилактический период. Из масляной ванны не
должно уноситься масло при горизонтальном и наклонном поло-
жениях воздухоочистителя. Падение мощности двигателя при
работе с воздухоочистителем не должно быть более 1—2%.
ТОПЛИВНЫЕ ФИЛЬТРЫ
Топливо перед поступлением в приборы системы питания
должно быть тщательно очищено от механических примесей и
воды. В связи с этим предусматривается многократная фильтра-
ция топлива. Такая фильтрация даже сравнительно чистого
к моменту заправки топлива необходима еще и потому, что после
заправки при движении автомобиля механические примеси, пыль
и вода могут попасть в топливный бак. Например, при движении
автомобилей летом в колонне по проселочным дорогам в топливо
попадает большое количество пыли. В топливный бак пыль посту-
пает вместе с воздухом через впускной клапан пробки бака,
в котором по мере расхода топлива создается разрежение. Вместе
с воздухом в топливный бак проникают водяные пары, которые
140
в нем конденсируются. Вода, попадая в систему питания, вызы-
вает коррозию металла, а при низкой температуре замерзает,
что может вызвать прекращение подачи топлива. Кроме того,
в системе питания откладываются смолистые вещества, содержа-
щиеся в бензине, и механические примеси, вследствие чего приборы
системы питания и топливопроводы засоряются и подача топлива
прекращается. Таким образом, основные требования к топливным
фильтрам сводятся к следующим:
— высокая механическая прочность (в особенности это отно-
сится к фильтрам, установленным в магистрали на шасси);
— достаточная теплостойкость (особое внимание надо обра-
щать на фильтры, расположенные под капотом);
— малое гидравлическое сопротивление, чтобы оно не влияло
на основные характеристики двигателя;
— высокая очистительная способность, обеспечивающая бес-
перебойную работу других приборов питания;
— хорошая промываемость и возможность регенерации в экс-
плуатации.
ВЫБОР КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ ПРИБОРОВ
КАРБЮРАТОР
При выборе схемы карбюратора для двигателя ЗИЛ-130
предпочтение было отдано схеме карбюратора с падающим пото-
ком, который отличается простотой конструкции, так как воздуш-
ные каналы в нем не имеют поворотов, удобством монтажа на дви-
гателе и присоединения воздухоочистителя, а также легким до-
ступом при обслуживании. Кроме того, такой карбюратор обеспе-
чивает более высокий коэффициент наполнения двигателя, чем
карбюратор с восходящим потоком.
Одним из важнейших вопросов, решаемых при создании
карбюратора, является выбор способа компенсации состава
смеси.
Опыт производства и применения карбюраторов с различными
способами компенсации состава смеси показал следующее.
В случае использования способа компенсации при помощи
компенсационного колодца, как, например, у карбюратора
МКЗ-14 (рис. 64, а), требуются дополнительные основные регули-
ровочные элементы, которые, кроме конструктивных, технологи-
ческих и эксплуатационных затруднений, вызывают также затруд-
нение с регулировкой карбюратора, которая должна быть очень
точной для правильного взаимодействия системы компенсации
с его другими системами.
Применение способа компенсации состава смеси с помощью
дозирующей иглы, перемещающейся в главном жиклере (рис. 66, в),
например карбюраторы МКЗ-ЛЗ п ЛКЗ К-24, выявило значитель-
ные технологические трудности при изготовлении пары игла—
жиклер и сравнительно низкую эксплуатационную стабильность
141
Рис. 64. Принципиальные схемы карбюраторов с различными способами компен-
сации состава смеси:
а — с компенсационным колодцем и с питанием из него системы холостого хода; б —
с пневматическим торможением топлива в главной дозирующей системе и с системой
холостого хода, включенной после главного жиклера; в — с пневматическим торможе-
нием топлива в главной дозирующей системе, в которую включена система холостого
хода, и с дополнительным корректированием состава смеси дозирующей иглой (с механи-
ческим приводом); г — с регулированием разрежения в диффузоре в сочетании с работой
системы холостого хода; д —- с диффузором переменного сечения
даже при использовании в карбюраторах двигателей для легковых
автомобилей.
Для карбюраторов, в которых для компенсации состава смеси
используется диффузор переменного сечения (рис. 64, д), например
карбюраторы типа МКЗ К-80 и ЛКЗ К-22, характерно значитель-
ное изменение исходной заводской регулировки в эксплуатацион-
ных условиях.
При выборе способа компенсации состава смеси в проекти-
руемом карбюраторе для автомобиля ЗИЛ-130 было отдано пред-
почтение наиболее распространенному в настоящее время в отече-
ственном и зарубежном карбюраторостроении способу компенсации
с помощью пневматического торможения топлива (рис. 64, б).
Вначале в конструкции карбюратора для получения более
высокой мощности при полностью открытой дроссельной заслонке
были предусмотрены два экономайзера (с механическим и пневма-
тическим приводами). Это обеспечивало требуемую характеристику
карбюратора на установившихся режимах работы двигателя.
В качестве пускового устройства была применена воздушная
заслонка с автоматическим клапаном, кинематически связанная
с дроссельными заслонками в смесительных камерах.
Ускорительный насос поршневого типа, введенный в кон-
струкцию карбюратора для обогащения смеси при резком откры-
тии дроссельных заслонок, имел общий механический привод
с экономайзером.
Необходимая мощность и крутящий момент V-образного дви-
гателя ЗИЛ-130 могли быть получены при определенных про-
ходных сечениях впускного и выпускного трактов и при относи-
тельно равномерном распределении смеси по цилиндрам. Этим
требованиям удовлетворял карбюратор с двумя смесительными
камерами и диффузорами соответствующего сечения.
Чтобы работа карбюратора не зависела от сопротивления
воздухоочистителя, поплавковая камера была сделана сообща-
ющейся с входным воздушным патрубком.
ТОПЛИВНЫЙ НАСОС
При разработке конструкции топливного насоса для двигателя
ЗИЛ-130 был выбран насос диафрагменного типа с механическим
приводом (модель Б-9).
Компоновка двигателя такова, что насос приводится в движе-
ние штангой от специального кулачка распределительного вала.
Для заполнения топливом поплавковой камеры карбюратора
при неработающем двигателе в конструкции насоса предусмотрен
рычаг ручной подкачки.
Для обеспечения надежной работы системы питания подача
насоса была принята равной 125 л/ч при частоте вращения распре-
делительного вала 1400 об/мин. При оптимальных размерах
насоса необходима высокая степень герметизации клапанов и
144
снижение его общего сопротивления на всасывании. Это было
достигнуто применением двух всасывающих клапанов (из питриль-
ной резины) большой пропускной способности.
В связи с тем что на производство был поставлен также двига-
тель ЗИЛ-375 с рабочим объемом 7 л, была разработана унифици-
рованная конструкция топливного насоса, имеющего более вы-
сокую подачу (не менее 180 л/ч) при той же частоте вращения
распределительного вала (модель Б-10). Позднее в целях унифи-
кации и повышения надежности двигателя ЗИЛ-130 (предотвра-
щение возникновения «паровых пробок» в системе питания)
топливный насос Б-9 был заменен насосом Б-10, описание и резуль-
таты испытаний которого приводятся ниже.
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЬ
При решении вопроса о конструкции воздухоочистителя для
двигателя ЗИЛ-130 были рассмотрены наиболее распространенные
типы воздухоочистителей (рис. 65):
— одноступенчатые: смачиваемый (схема I) и сухой (схема IV);
— многоступенчатые: инерционно-масляный с фильтрующими
набивками (схема II); инерционно-масляный с циклоном (схема V);
пеномасляный (схема III).
Наиболее приемлемыми являются инерционные воздухоочисти-
тели, в которых воздух очищается вследствие действия на ча-
стицы пыли сил инерции, возникающих в воздушном потоке при
соответствующей его организации.
В воздухоочистителе, выполненном по схеме II, отделение
частиц пыли происходит при изменении направления движения
воздуха на 180°, а их улавливание производится маслом, находя-
щимся в масляной ванне. В воздухоочистителе, осуществленном
по схеме V, частицы пыли отделяются от воздуха также под дей-
ствием сил инерции, но в этом случае воздуху при помощи спе-
циальной крыльчатки, установленной на входе в циклон, сооб-
щается вращательное движение. Частицы пыли скапливаются
на стенке трубы и постепенно (под действием веса) перемещаются
вниз, а затем отсасываются эжекторным устройством.
В воздухоочистителях, выполненных по схемам II и V, окон-
чательно воздух очищается от пыли в фильтрующем элементе.
Воздухоочиститель ВМ-16, устанавливаемый на двигателе
автомобиля ЗИЛ-130, выполнен по схеме II. Он крепится к кар-
бюратору болтами и дополнительно к двигателю при помощи
кронштейна.
Фильтрующий элемент в виде металлической сетки, приме-
няемый ранее в воздухоочистителях, не обеспечивает требуемой
степени очистки и, кроме того, в этом элементе не вся его поверх-
ность участвует в очистке воздуха. Поэтому в воздухоочистителе
ВМ-16 используется фильтрующий элемент из капроновой ще-
тины.
10 Заказ 181 145
Воздухоочиститель ВМ-16 имеет отводной патрубок для по-
дачи чистого воздуха к компрессору.
Для облегчения обслуживания конструкция воздухоочистителя
сделана частично разборной: детали, соединяются при помощи
патрубка с приваренной шпилькой и гайки-барашка.
Рис. 65. Схемы воздухоочистителей различных типов
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ПРИБОРОВ
КАРБЮРАТОР
Конструкция карбюратора. Учитывая общие требования, предъ-
являемые к карбюратору, а также накопленный опыт производ-
ства и эксплуатации, для двигателя ЗИЛ-130 был выбран верти-
кальный двухкамерный карбюратор с падающим потоком и с ба-
лансированной поплавковой камерой.
Каждая смесительная камера имеет два диффузора. Необхо-
димый состав смеси получается вследствие пневматического тор-
146
можения топлива и применения экономайзеров с механическим
и пневматическим приводами.
Каждая камера имеет раздельные системы холостого хода
с питанием из главного топливного канала. Ускорительный
насос снабжен механическим приводом. Поплавковая камера,
ускорительный насос, экономайзеры и воздушная заслонка —-
общие для обеих камер.
Карбюратор состоит из трех основных частей (рис. 66): кор-
пуса 1 воздушной горловины, корпуса 26 поплавковой камеры и
корпуса 46 смесительных камер.
В корпусе воздушной горловины находятся: воздушная за-
слонка 16 с автоматическим клапаном 15, сетчатый фильтр 3,
пробка 4 фильтра, игольчатый клапан 2 подачи топлива и фор-
сунки 12 ускорительного насоса, а также балансировочная трубка
с отверстием 5. Форсунки и трубка отлиты как одно целое с кор-
пусом 1.
В корпусе поплавковой камеры размещены поплавок 55 с пру-
жиной 56, поршень ускорительного насоса, состоящий из ман-
жеты 19, пружины 18 и втулки 17 штока, шариковый впускной 35
и игольчатый нагнетательный 40 клапаны ускорительного насоса,
клапан 30 экономайзера с механическим приводом, клапан 51,
поршень 54, пружина 53 и жиклер 50 экономайзера с пневмати-
ческим приводом, два главных жиклера 47, два жиклера 6 хо-
лостого хода, два жиклера 8 полной мощности и два воздушных
жиклера 9.
В корпусе смесительных камер находятся дроссельные за-
слонки 45, два регулировочных винта 41 холостого хода. Валик
дроссельных заслонок установлен на подшипниках.
На валике со стороны корпуса диафрагменного механизма
находится манжета 68, поджатая пружиной 67.
В корпусе 59 диафрагменного механизма находятся шток 61
с диафрагмой 60, пружина 62 и рычаг 65 валика дроссельных
заслонок. С наружной стороны корпус закрывается крышками 63
и 57.
Для ограничения максимальной частоты вращения коленча-
того вала двигателя служит пневмоцентробежный ограничитель,
состоящий из двух механизмов: центробежного датчика, получа-
ющего вращение от распределительного вала двигателя, и встроен-
ного в карбюратор диафрагменного исполнительного механизма,
который воздействует на дроссельные заслонки карбюратора.
Центробежный датчик (рис. 67) состоит из трех основных
частей: корпуса 12, крышки 1 и ротора 9. От осевого перемещения
ротор удерживается шайбами 6 и 10. Крышка с корпусом, между
которыми для уплотнения установлена прокладка, соединены
винтами. В крышке находится уплотняющий сальник 5. В корпус
датчика запрессована металлокерамическая пористая втулка 11,
для смазки которой служит фитиль 13, пропитываемый маслом
через масленку 14. В роторе датчика установлены клапан 4,
10* 147
12 13 16 15
17 1819 20 21 22 23 20
6 7 8 9 10 11
25
56
55
56
53
52
51
50
26
38 37 36 35 30 33 32 31 30 29 28
61 90 39
копой камеры; 27 — тяга; 25 — толкатель; 29 — седло; 30 —
66
68 67
65
62
63
66 03 02
68
57
07
4'6 05
58 59 60 61
воздушной
2 — иголь-
клапан подачи
; 3 — сетчатый
4 — пробка
5 — отверстие
no-
Рис. 66. Схема кар-
бюратора К-88:
/ — корпус
горловины;
чатый г
топлива;
фильтр;
фильтра;
для балансировки
плавковой камеры; 6 —
жиклер холостого хода;
7 — вырез; 8 — жиклер
полной мощности; 9 —
воздушный жиклер;
10 — малый диффузор;
11 — кольцевая щель;
12 — форсунка; 13 —
воздушная полость;
14 — полый винт; 15 —
автоматический клапан;
16 — воздушная заслон-
ка;// — втулка; 18, 20,
31 и 53 — пружины; 19 —
манжета; 21, 24 и 61 —
штоки; 22 — кольцевая
канавка; 23 — планка;
25, 38 и 52 — проклад
ки; 26 — корпус поплав-
______... , ________, _ ... клапан экономайзера с ме-
ханическим приводом; 32 —- конусный клапан; 33 — топливный канал; 34 —• отверстие
для подвода топлива в экономайзер; 35 —• впускной клапан; 36 и 48 — пробки; 37 —
рычаг; 39 и 44 — каналы; 40 — нагнетательный клапан; 41 — регулировочные винты
холостого хода; 42 — прямоугольное отверстие; 43 — отверстие системы холостого хода;
45 — дроссельная заслонка; 46 — корпус смесительных камер; 47 — главный жиклер;
49 — канал системы клапана экономайзера с пневматическим приводом; 50 — жиклер
экономайзера с пневматическим приводом; 51 — клапан; 54 — поршень; 55 — поплавок;
56 — пружина поплавка; 57 и 63 — крышки; 58 — отверстие для присоединения трубо-
провода от центральной части датчика; 59 — корпус диафрагменного механизма; 60 —
диафрагма; 62 — пружина диафрагменного механизма; 64 и 66 т жиклеры; 65 — рычаг;
67 — пружина манжеты; 68 — манжеты валика дроссельных заслонок; 69 — отверстие
для присоединения трубопровода от корпуса датчика
его седло 3, регулировочный винт 7 и пружина 8. Для доступа
к регулировочному винту в корпусе датчика имеется отверстие,
закрываемое пробкой. Ротор датчика получает вращение от рас-
пределительного вала двигателя при помощи ведущей лопатки,
входящей в паз 2.
Расчет элементов карбюратора. Поплавковый механизм должен
поддерживать требуемый уровень топлива в поплавковой камере
и обеспечивать герметичность клапана подачи топлива в закрытом
положении.
Для расчета приняты следующие обозначения (рис. 68): Fr—
вес рычажка и припоя; F2— сила от давления топлива; F3—
Рис. 67. Схема центробежного датчика
вес иглы; F4 — запирающая си-
ла, необходимая для герметиза-
ции клапана; — вес двух
поплавков без рычажка; F6 —
выталкивающая сила поплавка;
/’7 — сила пружины поплавка;
а—расстояние от центра кача-
Рис. 68. Схема сил, действующих
на поплавковый механизм
пня поплавка до центра тяжести рычажка и припоя; b — рас-
стояние от центра качания поплавка до точки приложения веса
топлива и иглы и запирающей силы; с — расстояние от центра
качания поплавка до точки приложения выталкивающей силы;
d— расстояние от центра качания поплавка до точки прило-
жения силы пружины.
Геометрические параметры поплавкового механизма: а =
= 6,2 мм; b = 9 мм; с = 28,5 мм; d = 8 мм; ширина поплавка
h = 27 мм; радиус поплавка г = 16,5 мм; уменьшение объема
поплавка за счет скруглений v = 1,46 см3; центральный угол
дуги затопленной части поплавка ср = 212°.
В результате взвешивания деталей поплавка и запорной иглы
были найдены: Ft = 6 гс; F3 = 1,2 гс; ГБ = 13,6 гс.
Сила от давления топлива
F 2 = pSc,
где р — давление топлива при закрытой игле; р = 0,3 кгс/см2 =
= 3 гс/мм2;
149
Sc — площадь проходного сечения седла клапана топлива;
Sc = 4,9 мм2 при отверстии диаметром 2,5 мм.
Подставив числовые значения, получим F2 = 14,7 гс.
По данным В. И. Грибанова и В. А. Орлова, /;4 = 1,5 гс.
Сила пружины поплавка
Gfdt
“ 8125^ = 5’44 гс’
где G — модуль упругости материала пружины;
f — осадка пружины;
d0 — диаметр проволоки пружины;
i — число рабочих витков пружины;
D — средний диаметр пружины.
Составим уравнение моментов сил относительно оси качания
поплавка:
F7d 4- FeC—F^ — b (F2 J - - F4) — F6c = 0,
отсюда
^=v77i+4(F2+Fs+^)+^-/774-
Подставив числовые значения, получим F6 = 18,6 гс.
Объем затопленной части поплавка
V = h -~г лг2 — v = 26,04 см3,
oOv
где h и г — высота и радиус затопленной части поплавка.
При плотности бензина р = 0,715 г/см3 выталкивающая сила
поплавка F6 = Гр = 18,64 гс.
Таким образом, выталкивающая сила поплавка, определен-
ная из уравнения момента сил, действующих на поплавковый
механизм, равна выталкивающей силе, вычисленной по объему
затопленной части поплавка и плотности бензина.
Расчет воздушного тракта. Рабочий объем двигателя ЗИЛ-130
Vh = 6,0 л, коэффициент наполнения цу = 0,7. Частота вращения,
соответствующая максимальной мощности по ограничителю ча-
стоты вращения, п = 3200 об/мин.
Расход воздуха находим по формуле
G = доз 3.
в 2-1000 м/ч>
Проходные сечения смесительной камеры карбюратора типа
К-88 определяем, исходя из скорости воздуха в смесительной
камере, принятой для двухкамерных карбюраторов 52—55 м/с,
в частности, для карбюратора К-84М, расход воздуха для ко-
торого GB = 310 м3/ч, а диаметр смесительной камеры составляет
32 мм.
150
Скорость воздуха вычисляем по формуле (предварительно
определив площадь Ксм проходного сечения смесительной камеры
диаметром dCM = 32 мм):
W*~ 2-3600Дсм =53,7 М/С-
Затем находим площадь Ксм и диаметр dCM смесительной ка-
меры карбюратора К-88 при условии сохранения максимальной
скорости воздуха wB = 53,7 м/с:
2F»=«r = 2100
Ксм = 1050 мм2;
4м=]/^- = 36,5 мм.
Принимаем диаметр смесительной камеры равным 36,0 мм.
Для определения размеров диффузора вычисляем объем воз-
духа, поступающего в единицу времени в течение такта впуска;
V’b = СцС,п1]у,
где /ц — площадь поперечного сечения цилиндра в см2;
ст — средняя скорость поршня при расчетной частоте вра-
щения коленчатого вала в м/с.
На основании уравнения неразрывности потока можем на-
писать
V = F w
* в 1 д^д>
где Кд — площадь узкой части диффузора в см2;
wR — скорость воздуха в узкой части диффузора в м/с; для
современных двигателей wR 85,0 м/с.
Приравняв правые части выражений, приведенных выше,
получим
р ___ ГуртПУ
Р ~
Для двигателя ЗИЛ-130 (i = 8, S = 9,5 см)
f« = -e- = 79^
Ст ~ 1000 СМ/С,
о U
следовательно, Кд = 6,5 см2.
Диаметр узкой части диффузора
d1/ = 29 мм.
д Т л
151
Модернизация конструкции карбюратора. На основании резуль-
татов исследований, данных эксплуатации, а также работ по по-
вышению надежности двухкамерных карбюраторов для двига-
теля ЗИЛ-130 была создана модернизированная конструкция
карбюратора — модель К-88А.
Карбюратор К-88А имеет ту же принципиальную схему, что
и карбюратор К-88: он двухкамерный, с падающим потоком, ком-
пенсация состава смеси осуществляется пневматическим тормо-
Рис. 69. Общий вид карбюратора К-88А:
1 —- корпус воздушной горловины; 2 — рычаг воздушной заслонки; 3 —
корпус поплавковой камеры; 4 — корпус смесительной камеры; 5 — шток;
6 — тяга; 7 — рычаг связи с воздушной заслонкой; 8 — диафрагменный
исполнительный механизм
жением топлива, снабжен клапаном экономайзера и ускоритель-
ным насосом с механическим приводом. Система холостого хода
питается из главной системы.
Основные данные карбюраторов К-88 и К-88А приведены
в табл. 20. Ниже приведены только отличительные особенности
карбюратора К-88А по сравнению с карбюратором К-88.
В карбюраторе К-88А в отличие от предыдущей модели отсут-
ствует клапан экономайзера с пневматическим приводом, вслед-
ствие чего существенно упростилось устройство карбюратора.
Карбюратор К-88А (рис. 69) состоит из четырех основных
узлов: корпуса 1 воздушной горловины, корпуса 3 поплавковой
камеры, корпуса 4 смесительных камер и диафрагменного испол-
нительного механизма 8, при помощи которого ограничивается
максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя.
Все корпусные детали отлиты под давлением из цинкового
сплава, кроме корпуса смесительных камер, который отлит из
152
20. Основные данные карбюраторов К-88 и К-88А
Параметры К-88 К-88 А
Диаметр диффузора в мм: малого . 8,5 8,5
большого 29,0 29,0
Диаметр смесительных камер в мм 36,0 36,0
Диаметр воздушной горловины в мм 60,0 60,0
Пропускная способность дозирующих элементов при проверке водой под напором 1000 мм вод. ст. при 20+ 1° С (ГОСТ 2095—43) в см3/мпн: главного жиклера 325 315
жиклера полной мощности . . . 365 1150
жиклера клапана экономайзера с механическим приводом . . 175 215
воздушного жиклера 105 850
Диаметр отверстия топливного жик- лера холостого хода в мм .... 0,6 0,6
Расстояние от уровня топлива в по- плавковой камере до верхней пло- скости разъема ее корпуса в мм 18—19 18—19
Масса поплавка в г 19,2+0,5 19,2+0,5
Расстояние между кромкой дроссель- ной заслонки тгстенкой смеситель- ной камеры, соответствующее мо- менту открытия клапана экономай- зера с механическим приводом, в мм 9,0 9,0
Разрежение, соответствующее моменту открытия клапана экономайзера с пневматическим приводом, в мм рт. ст. 125 -—
Диаметр седла игольчатого клапана подачи топлива в мм 2,5 2,5
серого чугуна. В корпусе 1 воздушной горловины (рис. 70) рас-
положен узел воздушной заслонки 6, в котором увеличены про-
ходные сечения автоматического клапана 7 и коническая пружина
заменена цилиндрической пружиной 5. Конструкция клапана
разборная (применен шплинт 4). В воздушной заслонке введено
дополнительное круглое отверстие А.
В корпусе 8 поплавковой камеры расположен шариковый кла-
пан 15 экономайзера с механическим приводом, собранный в узел
с промежуточным толкателем 14. Момент включения клапана
можно регулировать при помощи специального узла, имеющего
шток 12, фасонную гайку 9, обжимаемую после регулировки (чтобы
избежать самоотвертывания), и пружину 13. Узел крепится на
жесткой планке 11 в направляющей 10, верхнюю часть которой
развальцовывают.
Поплавок 19 имеет контактирующую пластину 20 из тонкой
нержавеющей стали толщиной 0,2 мм. В диффузорной части кор-
пуса поплавковой камеры для более равномерного распределения
153
смеси по цилиндрам двигателя непосредственно в отливке сделаны
дополнительные симметричные перемычки Б.
Изменена конструкция жиклеров 17 полной мощности и жик-
леров 2 холостого хода. Главные 18 и воздушные 3 жиклеры
имеют другую пропускную способность.
В корпусе 16 смесительных камер расположен валик 22 уве-
личенного диаметра с прорезью в середине для крепления дрос-
сельных заслонок. Соответственно увеличен диаметр внутреннего
кольца подшипника 23 валика 22. Втулка 21 корпуса привода
металлокерамическая.
Для повышения долговечности привода ускорительного насоса
и клапана экономайзера (общего для обоих узлов) тяга 6 (см.
рис. 69) на участках контакта с рычагом 7 и штоком 5 сделана
круглого сечения диаметром 5 мм и подвергается термической
обработке. Кроме того, уменьшен зазор между этой тягой и от-
верстием в рычаге 7.
Система холостого хода раздельная для каждой камеры.
Диаметр топливных каналов карбюратора увеличен до 4 мм,
что сохраняет его работоспособность при использовании топлива
с большим содержанием смолистых веществ и облегчает сверление
этих каналов.
154
В карбюраторе К-88А улучшена конструкция регулировочных
винтов холостого хода, повышена надежность крепления дрос-
сельных заслонок и т. и. Все это вместе взятое также повышает
надежность карбюратора.
Исследования и контрольные испытания карбюраторов К-88А,
а также проверка их в эксплуатационных условиях выявили ряд
преимуществ по сравнению с карбюраторами К-88. Изменение
пускового приспособления карбюратора — введение связи между
дроссельной и воздушной заслонками, позволяет при полностью
закрытой воздушной заслонке открывать дроссельную заслонку
на 1,9+0-2 мм, что значительно облегчает пуск двигателя при
низкой температуре окружающего воздуха.
Измененная конструкция клапана экономайзера с механиче-
ским приводом исключает отказ в работе из-за заеданий толкателя.
Этот клапан отличается еще и тем, что в его корпус встроен жиклер,
вследствие чего клапан, кроме проверки герметичности, подвер-
гается еще тарировке для обеспечения определенной пропускной
способности. Клапан всегда затоплен, что исключает подсос
воздуха.
Усовершенствованная конструкция привода клапана экономай-
зера облегчает регулировку момента включения клапана и повы-
шает надежность фиксации после регулировки (обжатие верхней
части гайки 9, см. рис. 70). На предыдущей модели карбюратора
регулировка осуществлялась подгибанием планки, которую вслед-
ствие этого нельзя было сделать более жесткой.
Введение на рычажке поплавка контактирующей пластины из
нержавеющей стали значительно увеличивает долговечность по-
плавка. Ранее, до применения этой пластины, после пробега
автомобилем 30—40 тыс. км на латунном рычажке поплавка
в месте контакта с игольчатым клапаном подачи топлива в резуль-
тате износа появлялась лунка глубиной 0,8—0,9 мм, что приво-
дило к заеданию пары клапан — поплавок и переливу топлива.
В конечном итоге в рычажке толщиной 1 мм образовывалось сквоз-
ное отверстие, приводившее к отказу в работе поплавкового ме-
ханизма. Контактирующая пластина при том же пробеге практи-
чески не изнашивается — игольчатый клапан оставляет на ней
след глубиной 0,01—0,02 мм.
Введение дополнительных симметричных перемычек Б в диф-
фузорной части корпуса поплавковой камеры улучшает равно-
мерность наполнения цилиндров двигателя горючей смесью при-
мерно на 5%, и крутящий момент при малой частоте вращения
повышается на величину до 2 кгс-м. Максимум крутящего
момента двигателя при этом смещается влево (по внешней ско-
ростной характеристике) на 150—200 об/мин, а угол опережения
зажигания возрастает на 5°.
Вследствие увеличения диаметра (9 мм вместо 8 мм) и изменения
конструкции валика дроссельных заслонок — наличие прорези
в середине для крепления дроссельных заслонок, повысилась его
155
жесткость. Прогибы валика уменьшились в 2,5 раза, что полностью
исключило имевшиеся ранее случаи заедания дроссельных за-
слонок в корпусе смесительной камеры.
В эксплуатации была выявлена и другая пара деталей в кар-
бюраторе с недостаточной долговечностью: валик привода —
втулка 21 привода (рис. 70). После замены латунной втулки
металлокерамической долговеч-
ность детали возросла в 3,5 раза.
Вместо щелей размером 0,8 X
Х4 мм в системе холостого хода
предусматривается введение двух
пар круглых выходных отверстий
диаметром 0,8 мм, которые можно
более точно расположить по от-
ношению к кромкам дроссельных
заслонок, что, в свою очередь,
повысит устойчивость работы дви-
гателя на режимах малой частоты
вращения холостого хода.
На рис. 71 приведены ха-
рактеристики двигателя ЗИЛ-130
с карбюраторами К-88 и К-88А
при работе с полностью открытой
дроссельной заслонкой. Удель-
ный расход топлива для карбюра-
торов К-88А составляет около
230 г/(л. с. ч).
Рис. 71. Характеристики двигателя
ЗИЛ-130 с различными карбюра-
торами:
-------К-88А;----------К-88
Изменение схемы и конструкции карбюратора дает возможность
сохранить стабильность его регулировки в эксплуатации, что
благоприятно отражается на топливной экономичности автомо-
биля.
ТОПЛИВНЫЙ НАСОС
Топливный насос Б-10 диафрагменный, герметизированный,
с тремя выпускными и тремя впускными клапанами и рычагом
для ручной подкачки топлива. Он установлен слева в верхней
части двигателя и приводится в действие эксцентриком распре-
делительного вала с помощью штанги.
Насос состоит из трех основных частей (рис. 72): крышки /,
головки 4 и корпуса 12, отлитых под давлением из цинкового
сплава. В корпусе размещены коромысло 7 с возвратной пружи-
ной 6 и рычаг 8 для ручной подкачки топлива. Между корпусом
и головкой топливного насоса закреплена диафрагма 5, которая
собрана на толкателе 10 с двумя тарелками. Коромысло действует
на толкатель через текстолитовую опорную шайбу 9. Под диафраг-
мой установлена возвратная пружина И. В головке насоса рас-
положены три впускных 3 и три выпускных 13 клапана. Отвер-
стие А в корпусе соединяет полость под диафрагмой с атмосферой.
156
При перемещении диа-
фрагмы вниз топливо из бака
по трубке поступает через
сетчатый фильтр 2 к впуск-
ным клапанам, а затем в по-
лость над диафрагмой. Ког-
да диафрагма перемещается
вверх, топливо нагнетается,
через выпускные клапаны
13 в полость головки, откуда
оно направляется в фильтр
тонкой очистки, а затем
в карбюратор.
В зависимости от расхода
топлива меняется и его ко-
личество, подаваемое насо-
сом. Изменение расхода вы-
зывает колебание уровня
топлива в поплавковой ка-
мере и, следовательно, изме-
нение запирающей силы
игольчатого клапана карбю-
ратора; поэтому в топливо-
проводе, соединяющем насос
с карбюратором, создается
противодавление, которое
тем больше, чем меньше от-
крыт игольчатый клапан,
т. е. чем меньше расход топ-
лива. При наличии противо-
давления диафрагма переме-
щается вверх в соответствии
с расходом топлива в дан-
ный момент.
Подача насоса равна
180 л/ч (не менее) при частоте
вращения распределительно-
го вала 1300—1400 об/мин.
Максимальное давление при
нулевой подаче не более
225 мм рт. ст. Параметры топ-
ливного насоса определя-
лись опытным путем.
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЬ
Конструкция воздухоочи-
стителя. Воздухоочиститель
ВМ-16 состоит из четырех
Рис. 72. Топливный
насос
157
основных частей (рис. 73): корпуса фильтрующего элемента 5
с крышкой в сборе (неразборная конструкция), масляной ванны
3, переходника 4 для крепления фильтра на карбюраторе и воз-
духозаборника 1.
Места соединения основных частей уплотнены прокладками.
В крышке фильтра имеется патрубок 2 для отбора воздуха в ком-
прессор, а также закреплена резьбовая втулка с гайкой-барашком.
Стяжной винт приварен к переходнику 4. Воздухозаборник 1
крепится на масляной ванне при помощи винта с гайкой-барашком.
Рис. 73. Схема воздухоочистителя ВМ-16
Для крепления воздухоочистителя на карбюраторе служат пере-
ходник 4 и три винта. Между фланцами переходника и карбюра-
тора устанавливается уплотнительная прокладка.
Запыленный воздух под действием разрежения, создаваемого
двигателем, через воздухозаборник поступает во входную коль-
цевую щель воздухоочистителя и, двигаясь по ней вниз, сопри-
касается с маслом, при этом происходит инерционная очистка
воздуха от наиболее крупных частиц пыли.
Вместе с потоком воздуха масло, находящееся в полости над
отражателем, частично забрасывается в фильтрующий элемент 5
и смачивает его, вследствие чего повышается эффективность
очистки. Лишнее масло через кольцевые окна в наклонной поверх-
ности отражателя перетекает в масляную ванну 3.
Таким образом, масло циркулирует по наклонной поверхности
отражателя и смывает с него пыль, которая осаждается на дне
масляной ванны.
Питание воздухоочистителя воздухом происходит через воз-
душный канал в капоте двигателя, с которым воздухозаборник
соединен резиновым патрубком.
158
Расчет проходных сечений. Площади проходных сечений
воздухоочистителя ВМ-16, относящегося к семейству унифици-
рованных воздухоочистителей МКЗ, рассчитывают так, чтобы
в различных сечениях его скорости воздуха имели определенные
значения, которые были найдены опытным путем при доводке
этого семейства:
Проходное сечение
(рис. 73)...... Fo F\ F2 F3 F6
Скорость в м/с со=1О c1=13,4 ca=17,0 ti3=3,2 c4=45,0 t>5=35,0
Для сохранения унификации воздухоочистителей ВМ-16 с вы-
пускаемыми ранее воздухоочистителями ВМ-15 диаметры Р4 и D6
оставлены без изменения.
Максимальный расход воздуха для воздухоочистителя ВМ-16
GB = 420 м3/ч = 0,117 м3/с (с небольшим запасом).
Тогда площадь проходного сечения
F3 = = 0,0365 м2,
3 v3
откуда
D3 = 216 мм.
Диаметр
D2 = Ds ф- 2t = 217,0 мм,
где t — толщина стенки корпуса фильтрующего элемента.
При радиусе скругления корпуса фильтрующего элемента R =
= 8 ммD-, ^D2 — 2R =201 мм и расстояние от корпуса фильтру-
ющего элемента до уровня масла
Нг — Св = 0,011 м = 11 мм.
Определим диаметр D^.
Di = 0,24 м = 240 мм.
Находим входной зазор при D8 = 245 мм
Н2 = ——в — — 0,015 м = 15 мм.
Таким образом, основные размеры ВМ-16, полученные расчетом,
следующие: Dr = 240 мм; D2 = 217 мм; Ds = 216 мм; О4 =
= 69,2 мм; Z?5 = 51,4 мм; D6 = 57 мм; D1 =201 мм; Ds = 245 мм;
= 11 мм; Т/2 = 15 мм.
159
ТОПЛИВНЫЕ ФИЛЬТРЫ
Магистральный топливный фильтр-отстойник устанавливается
на переднем кронштейне топливного бака.
В корпусе 2 (рис. 74) фильтра-отстойника, закрытого крыш-
кой 3, расположен фильтрующий элемент 6, который через опор-
ную шайбу прижимается к крышке пружиной 8. Корпус соеди-
нен с крышкой стяжным болтом 4. Для герметичности под болт
и по плоскости разъема между корпусом и крышкой поставлены
Рис. 74. Схема магистрального топливного фильтра-
отстойника
прокладки: соответственно фибровая и паронитовая. Для слива
отстоя в корпусе внизу имеется отверстие, закрываемое пробкой 1.
Пластинчатый фильтрующий элемент состоит из большого
количества пластин, изготовленных из латунной или алюминиевой
ленты толщиной 0,14 мм. Пластины 9 имеют выступы Б высотой
0,05 мм, двенадцать отверстий В для прохода топлива и два от-
верстия А, с помощью которых пластины собираются на стержни 7,
закрепленные в корпусе фильтрующего элемента. Между послед-
ним и крышкой 2 поставлена прокладка. Спускная пробка также
уплотнена прокладкой.
Топливо из бака поступает через входное отверстие крышки
в корпус, на дне которого отстаиваются вода и крупные механи-
ческие частицы.
Между фильтрующими пластинами 9 имеются зазоры 0,05 мм,
образованные выступами Б, поэтому в отверстия В проходит
только топливо с частицами, размер которых менее 0,05 мм.
160
Фильтр тонкой очистки топлива (рис. 75) с сетчатым фильтру-
ющим элементом и съемным пластмассовым стаканом-отстойником
установлен на двигателе между топливным насосом и карбюрато-
ром. Топливо, подаваемое насосом, поступает через отверстие А
в пластмассовый стакан-отстойник 3, в котором часть примесей
выпадает в виде осадка. Затем топли
через фильтрующий элемент 4.
Фильтр собирается в узел на кор-
пусе 1 с помощью скобы 5 крепления
стакана-отстойника, втулки 6, винта
8 и гайки 7. Между стаканом-отстой-
ником и корпусом устанавливается
прокладка 2 из бензомаслостойкой ре-
зины.
МАТЕРИАЛЫ
фильтруется, проходя
Рис. 75. Схема фильтра тон-
кой очистки топлива
При выборе материалов для изго-
товления деталей и узлов приборов
системы питания необходимо учитывать
такие факторы, как массовость произ-
водства, точность изготовления (2—3-й
классы), перепад температур, при ко-
торых работают приборы, их антикор-
розионная стойкость, надежность и мас-
са. В частности, при производстве кор-
пусных деталей карбюраторов, топлив-
ных насосов, датчиков ит. п. широко применяются детали, отлитые
под давлением из цинковых сплавов. Применение для деталей
приборов легко обрабатываемой латуни ЛС 59-1, автоматной
стали, листовой стали 08, тонкопрокатного освинцованного листа
(воздухоочистители) позволяет в массовом производстве внедрять
автоматизированное и механизированное оборудование, автомати-
ческие линии и агрегатные станки.
Для уменьшения массы изделий и повышения их антикорро-
зионной стойкости некоторые детали изготовляют из различных
пластмасс. Использованию пластмасс в приборах топливной аппа-
ратуры предшествовали опытно-конструкторские работы раз-
личных организаций (центральной лаборатории отдела главного
конструктора ЗИЛ, МВТУ им. Н. Э. Баумана, ЦНИТА, Кара-
чаровского завода пластмасс, Московского завода электроизделий
№ 2, орехово-зуевского завода «Карболит» и др.). При разра-
ботке конструкции деталей и подборе материалов был решен
ряд вопросов, связанных с особенностями массового производства,
различными условиями эксплуатации, требованиями экономиче-
ской эффективности, обеспечением надежности и т. п.
В приборах питания двигателя автомобиля ЗИЛ-130 пласт-
массы применяются для изготовления различного рода фильтров,
11 Заказ 181 161
уплотнительных элементов, каркасов фильтрующих элементов,,
крышки датчика и др.
В зависимости от назначения деталей были использованы
следующие виды пластических масс: АГ-4 (В) по ГОСТу 10087—62,
капрон, капроновые нити, пресспорошки К-18-2 и др.
Особо следует отметить пластмассу АГ-4 (В), которая отвечает
высоким требованиям по тропикостойкости и теплостойкости.
Так, например, корпусная деталь — стакан-отстойник фильтра
тонкой очистки топлива, в эксплуатации подвергается воздей-
ствию температурных перепадов (при испытаниях перепад был
от —58 до 100° С и более). Наряду с этим деталь должна обладать,
высокой механической прочностью, а в месте контакта с уплот-
нительной прокладкой •— быть плоской и гладкой. Раньше ана-
логичные детали изготавлялись из толстостенного стекла и в ряде
случаев они не соответствовали указанным требованиям.
Сравнительные испытания различных пластмасс (табл. 21)
показали, что пластмасса АГ-4 (В) —• материал, который наиболее
полно отвечает указанным выше требованиям.
21, Результаты сравнительных испытаний пластмасс
Параметры АГ-4 (В) К-18-2 К-18-12
Статическая нагрузка, при которой наступает разрушение, в кгс . . . 1500 525 325
Максимальная высота падения шара весом 1,8 кгс, при которой насту- пает разрушение детали, в мм 800 300 200
В качестве примера пластмассовой детали сложной конфигу-
рации можно привести каркас фильтрующего элемента фильтра
тонкой очистки топлива (рис. 75). Подобные детали для умень-
шения трудоемкости их изготовления в массовом производстве
обычно делают из цветных металлов методом литья под давлением.
В случае использования пластмасс для этих деталей экономится
цветной металл и уменьшается их масса. Например, крышка
центробежного датчика ограничителя частоты вращения также
изготовляется из пластмассы АГ-4 (В).
Для фильтрующих элементов воздушных и топливных фильтров
широко используются капроновые нити. У воздухоочистителя
двигателя автомобиля ЗИЛ-130 фильтрующий элемент изготовлен
из капроновой щетины, образуемой витыми нитями длиной до
200 мм и диаметром 0,27 мм. Эти нити набиваются в металлические
формы (по массе), имеющие по периметру отверстия, через которые
набивка обмазывается специальной эмульсией-скрепителем, а за-
тем для сохранения конфигурации фильтрующего элемента за-
крытую форму нагревают. Следы от склеивающей эмульсии обычно
162
допускаются только на периферийных поверхностях, чтобы не
уменьшалась активная площадь фильтрующего элемента, т. е.
эффективность и очистительная способность фильтра.
Применение фильтрующих элементов из капрона вместо метал-
лических значительно снижает массу фильтров.
В топливном насосе в каркас сетчатого фильтра, изготовлен-
ный из капрона, заливается плетеная латунная сетка. Размеры
и форма каркаса таковы, что он плотно прилегает к корпусу на-
соса.
Применявшиеся ранее бескаркасные фильтры были менее на-
дежны, а фильтры с каркасом из латунной ленты, в котором
сетка заштамповывалась или припаивалась, слишком трудоемки
и дороги в изготовлении.
К числу деталей из новых материалов следует отнести детали,
полученные методом порошковой металлургии. Необходимо также
отметить прогрессивный метод изготовления заготовок — точное
стальное литье по выплавляемым моделям.
ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДОПУСКИ И ПОСАДКИ
Допуски и посадки для деталей приборов системы питания
выбирались с учетом условий современного массового производ-
ства, основой которого, как известно, является взаимозаменяе-
мость, позволяющая осуществлять высокую степень механизации
и автоматизации производственных процессов.
При разработке чертежей предусматривалась максимальная
унификация диаметров, длин, резьб и других конструктивных
элементов, классов точности, а также применение стандартизо-
ванных, нормализованных и типовых деталей и узлов.
Приборы системы питания автомобиля — карбюратор, топлив-
ный насос, топливные фильтры и воздухоочиститель — по тре-
бованиям, которые предъявляются к их чистоте и точности обра-
ботки, можно разбить на две группы. Детали карбюратора и топ-
ливного насоса являются более сложными и ответственными
и изготовляются в основном по 2—3-му классам точности, в то
время как детали топливных фильтров и воздухоочистителей вы-
полняются преимущественно по 4—5-му классам точности.
Примером высокой точности изготовления является узел
валика дроссельных заслонок карбюратора К-88 (рис. 76), в ко-
тором допуски и посадки соответствуют 1 и 2-му классам точности.
В узле должна быть выдержана соосность валика 1 и подшипни-
ков 3, легкость движения и правильное расположение кромки
дроссельной заслонки 2 относительно отверстия в смесительной
камере 4.
Узел валика воздушной заслонки карбюратора, к которому
предъявляются менее жесткие требования, изготовляется по 3-му
классу точности, так же как и узел валика ручного привода топлив-
ного насоса.
11
163
По чистоте поверхности наиболее высокие требования предъяв-
ляются к запорному элементу игольчатого клапана 2 подачи топ-
лива (см. рис. 66), имеющему чистоту, соответствующую 9-му
классу, что необходимо для обеспечения герметичности клапана.
Дозирующие элементы карбюратора — топливные жиклеры —
выполняются по 1-му классу точности, что обусловлено получе-
ниям заданной пропускной способности в соответствии с требова-
ниями технических условий.
Рис. 76. Узел валика дроссельных заслонок кар-
бюратора:
/ — валик; 2 — дроссельная заслонка; 3 — подшипник;
4 — смесительная камера
В деталях воздухоочистителей, изготовляемых, как правило,
методом холодной штамповки, на элементы, ограничивающие
проходные сечения, допуски назначаются по 3—4-му классам
точности. Посадочные размеры имеют допуски по 4—5-му классам
точности.
ОСОБЕННОСТИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ, СБОРКИ
И ПРОВЕРКА ПРИБОРОВ
Современные приборы системы питания, как известно, от-
носятся к числу наиболее сложных и точных устройств, устанав-
ливаемых на автомобиле. Карбюратор имеет 150—350 деталей,
образующих ряд взаимодействующих систем.
Технологический процесс изготовления деталей, сборки и
контроля приборов характеризуется рядом особенностей.
КАРБЮРАТОР
Сложность формы, малые габаритные размеры н масса, точность
изготовления и массовый характер производства предопределили
метод получения заготовок для большинства корпусных деталей
карбюратора — литьем под давлением из цинкового или алюми-
ниевого сплавов.
Одной из характерных особенностей конструкции карбюрато-
ров типа К-88 является устройство поплавкового механизма:
одна часть этого механизма — узел клапана подачи топлива —
164
расположена в корпусе воздушной горловины, а другая — узел
поплавка — установлена в корпусе поплавковой камеры. Основ-
ной параметр карбюратора и уровень топлива в поплавковой ка-
мере должны выдерживаться с точностью ±0,5 мм. Эта точность
зависит от точности выполнения около 40 размеров и других
параметров входящих в узел деталей. Точность изготовления
в значительной мере обусловливается обработкой обеих корпусных
деталей «за один уставов» на общем приспособлении-спутнике
(выполненном по 1-му классу точности) на одной автоматической
линии, включающей 53 рабочие головки. При этом методе обра-
ботки возможно получение глубоких (l/d до 15) пересекающихся
каналов малого диаметра (до 4 мм) в цинковом сплаве. Выполне-
ние таких каналов в корпусах карбюраторов до настоящего вре-
мени относится к наиболее трудоемким процессам. Почти во всех
деталях и узлах приборов системы питания необходима герме-
тичность. С этой целью сопрягаемые плоскости делают перпенди-
кулярными к оси присоединительных резьб. Герметичность узлов
проверяют под давлением не менее 225 мм рт. ст. (при максималь-
ном давлении, создаваемым топливным насосом).
ТОПЛИВНЫЙ НАСОС
Важным требованием, предъявляемым к корпусным деталям
топливных насосов, является плоскостность и чистота плоскостей
разъема, между которыми устанавливаются диафрагма и про-
кладка и к которым прилегают клапаны; в связи с этим для ме-
ханической обработки корпусов используют специальные агре-
гатные станки.
Топливные насосы собирают на конвейере. Для контроля ка-
чества их деталей применяется ряд приспособлений, шаблонов и
установок.
При установке клапанов топливного насоса используют при-
способление, которое запрессовывает сразу три обоймы с клапа-
нами в заданный размер.
Для того чтобы упругость диафрагмы топливного насоса не
влияла на его подачу и давление в линии нагнетания, диафрагму
предварительно вытягивают на специальном приспособлении.
Для контроля расположения приводного конца коромысла
относительно шпилек крепления топливного насоса к двигателю
также создано специальное контрольное приспособление. От силы,
действующей на приводной конец коромысла топливного насоса,
зависит долговечность и износостойкость кулачка привода, по-
этому указанную силу, которая не должна превышать 18 кгс,
необходимо проверять.
Окончательный контроль топливного насоса осуществляется
на полуавтомате по основным параметрам: герметичности впуск-
ных (рис. 77, а) и выпускных (рис. 77, б) клапанов; разрежению
на линии всасывания (рис. 77, в) и подачи (рис. 77, г). Рабочим
165
телом является воздух. Такой метод проверки по сравнению с про-
веркой бензином дал возможность без снижения качества увели-
чить количество проверяемых топливных насосов и облегчить
труд оператора.
Рис. 77. Установка для испытания топливных насосов
ВОЗДУХООЧ МСТИТЕЛЬ
Большинство деталей воздухоочистителя ВМ-16 изготовляется
из стального освинцованного листа путем штамповки и после-
дующей сварки. Масляная ванна штампуется в три перехода.
К узлам, детали которых соединяются сваркой, предъяв-
ляются высокие требования в отношении надежности. На заводе
впервые в стране с помощью института электросварки им. Е. О. Па-
тона внедрена сварка в среде углекислого газа. Этот метод очень
эффективен и при его применении получается чистый, ровный и
бездефектный шов высокой прочности. Полуавтоматические сва-
рочные машины, которые используются для сварки патрубка
фильтра, обусловливают не только высокое качество сварки, но
и значительный рост производительности труда.
166
Воздухоочиститель окрашивается в электростатическом поле,
что обусловливает равномерное покрытие поверхностей и мини-
мальный расход краски.
ТОПЛИВНЫЕ ФИЛЬТРЫ
При изготовлении и сборке топливных фильтров необходимо
следить за тщательностью обработки поверхностей прилегания
прокладок (плоскостность, перпендикулярность и чистота поверх-
ностей), от которой зависит герметичность разъемов. При контроле
герметичность топливных фильтров проверяют сжатым воздухом
под давлением до 0,3 кгс/см2
Детали, составляющие фильтрующие элементы, не должны
иметь заусенцев, в противном случае элемент становится «не-
смываемым» —• задержанные частицы не попадают на дно стакана-
отстойника, в результате чего через сравнительно небольшой
промежуток времени (пробег автомобиля) фильтр закупоривается.
В связи с указанными требованиями пластины щелевых фильтру-
ющих элементов топливных фильтров-отстойников штампуют на
пресс-автомате, имеющем «бреющие» штампы.
СТЕНДОВЫЕ
И ЛАБОРАТОРНО-ДОРОЖНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
КАРБЮРАТОР
Испытания проводятся с целью определения параметров
карбюратора и его соответствия двигателю.
Программа предусматривала как стендовые, так и лабораторно-
дорожные испытания.
Стендовые испытания карбюратора проводились на двигателе
ЗИЛ-130, который за исключением компрессора, насоса гидравли-
ческого усилителя рулевого механизма и вентилятора был пол-
ностью укомплектован. Частота вращения коленчатого вала дви-
гателя измерялась электротахометром и контролировалась руч-
ным тахоскопом. Температура воды и масла в двигателе поддержи-
валась в пределах 75—80° С.
С двигателя снимались следующие характеристики: регули-
ровочные по расходу топлива, скоростные, нагрузочные и хо-
лостого хода.
По регулировочным характеристикам были выявлены опти-
мальные показатели двигателя, они же служили для оценки сте-
пени совершенства регулировки карбюратора. Состав смеси из-
мерялся при помощи специальных конических регулировочных
игл, вводимых в главные жиклеры карбюратора, диаметр которых
делается увеличенным для обогащения состава смеси. Угол опе-
режения зажигания подбирался оптимальным для данного рас-
хода топлива. Регулировочные испытания проводились при изме-
1(57
няющемся положении дроссельной заслонки и постоянной частоте
вращения коленчатого вала.
Результаты регулировочных испытаний двигателя ЗИЛ-130
с карбюратором К-88 приведены на рис. 78, а—а; его итоговая
внешняя скоростная характеристика показана на рис. 79; на-
грузочные характеристики для различных постоянных частот
Рис. 78. Регулировоч-
ные характеристики
двигателя ЗИЛ-130:
а и б — при полностью
открытой дроссельной
заслонке; в и г —- при
прикрытой дроссельной
заслонке; / — нормаль-
ная регулировка; II —
регулировка максималь-
ной мощности
168
Рис. 79. Внешняя скоростная
характеристика двигателя
ЗИЛ-130:
Дрк — разрежение в выпускном
трубопроводе
Рис. 80. Нагрузоч-
ные характеристи-
ки двигателя
ЗИЛ-130:
I —п = 1200 об/мин;
2 — п= 1600 об/мин;
3 — п = 2000 об/мин;
4 — п = 2400 об/мин
вращения изображены на рис. 80; характеристика холостого хода
карбюратора К-88 на двигателе дана на рис. 81.
Приведенные характеристики показывают, что с данной регу-
лировкой карбюратора К-88 двигатель ЗИЛ-130 при полном от-
Рис. 81. Характеристика холостого хода кар-
бюратора К-88 на двигателе ЗИЛ-130
не менее 150 л. с. при п = 3000
Рис. 82. Дорожно-экономическая харак-
теристика автомобиля ЗИЛ-130 (Q100—
расход топлива при пробеге 100 км, га —
скорость автомобиля)
крытии дроссельной заслонки развивает максимальную мощность
об/мин и имеет минимальный
удельный расход топлива
230 г/(л. с. ч).
При работе на частичных
нагрузках двигателя ЗИЛ-130
с этим карбюратором мини-
мальный удельный расход
составляет 220 г/(л. с. ч).
Лабораторно - дорожные
испытания проводились на
автомобиле ЗИЛ-130, у ко-
торого передаточное отноше-
ние в главной передаче равно
5,89, а полезная нагрузка
составляла 5,5 тс.
В процессе испытаний определялись дорожно-экономические
(рис. 82) и динамические характеристики (рис. 83) автомобиля
на мерном километре, проводились заезды с постоянными ско-
ростями движения и имитировалась городская езда.
Расходы топлива замерялись расходомером и мерным сосудом
(с колбами).
170
Из графиков на рис. 83 следует, что при разгоне автомобиля
ЗИЛ-130 на прямой передаче для достижения скорости 75 км/ч
необходим путь 1000 м. При разгоне с переключением передач
автомобиль достигает скорости 76 км/ч за 63 с.
Рис. 83. Динамическая характеристика автомобиля:
а — при разгоне на прямой передаче; б — при разгоне с пере-
ключением передач {t — время разгона автомобиля, S — путь
разгона)
ТОПЛИВНЫЙ НАСОС
Испытания проводились с целью определения параметров
топливного насоса Б-10 и его соответствия двигателю ЗИЛ-130.
При этом подбирались такие соотношения параметров, которые
обеспечивали максимальную подачу, а давление при нулевой
подаче не превышало 225 мм рт. ст.
Испытания включали следующее:
— подбор характеристики диафрагменной пружины;
— определение положения диафрагмы при сборке топливного
насоса;
— установление оптимального количества клапанов;
— определение диаметров верхней и нижней опорных шайб
диафрагмы;
— подбор пружин клапанов;
— определение влияния демпфера;
— определение параметров механизма ручной подкачки.
Установка для испытания топливных насосов показана на
рис. 84. Подача топливного насоса определялась с помощью мер-
ного бачка и секундомера. Кулачковый вал приводился в дви-
жение электродвигателем; частота вращения этого вала «к,
регулируемая жидкостным реостатом в диапазоне 300—
2000 об/мин, измерялась дистанционным тахометром. Давление
на линии нагнетания и разрежение на линий всасывания опреде-
лялись с помощью ртутных пьезометров.
Характеристики пружины диафрагмы подбирали из условия
максимально допустимого давления при нулевой подаче. С увели-
чением жесткости пружины одновременно возрастали подача
171
топливного насоса и давление при нулевой подаче. В результате
испытаний была выбрана пружина с характеристикой, при кото-
рой на контрольной точке при пк = 1400 об/мин и нулевой по-
даче давление было не более 225 мм рт. ст. Параметры пружины,
обеспечивающей этот показатель, следующие:
Высота в свободном состоянии в мм 4О+0,1
Наружный диаметр в мм ............................... 24
Диаметр проволоки в мм 2
Общее число витков 6,6±0,5
Число рабочих витков...............................4,5±0,5
Усилие, необходимое для сжатия пружины на 26,5 мм,
в кгс 8,0+°’5
Рис. 84. Схема установки для испытания топливных насосов:
1 — тахометр; 2 — электродвигатель; 3 — кулачковый вал; 4 —
испытываемый топливный насос; 5 и 6 — ртутные пьезометры; 7 —
мерный бачок; 8 — сливной бак; 9 — жидкостный реостат
Предварительная «вытяжка» диафрагмы влияет на подачу
топливного насоса и давление на линии нагнетания при нулевой
подаче. Поэтому оптимальную «вытяжку» выбирали путем сравне-
ния характеристик топливного насоса с диафрагмами, имеющими
разные «вытяжки» (рис. 85). «Вытяжка» диафрагмы при сборке
насоса производилась на специальном приспособлении. Наилуч-
шие параметры имел топливный насос с «вытяжкой» диафрагмы
3 мм.
172
На рис. 86 нанесены
результаты испытаний топ-
ливного насоса, работав-
шего с разным числом
всасывающих и нагнета-
тельных клапанов. Наи-
лучшие характеристики
получены с шестью и
четырьмя клапанами (три
всасывающих и три на-
гнетательных и два вса-
сывающих и два нагне-
тательных).
После снятия ряда ха-
рактеристик было установ-
лено, что сила, прижи-
мающая всасывающий кла-
пан к седлу, должна быть
больше силы, прижимаю-
щей нагнетательный кла-
пан. Это объясняется тем,
что давление топлива на
всасывающие клапаны на-
правлено против силы
пружины, стремящейся
закрыть эти клапаны,
в то время как в нагне-
тательной магистрали дав-
ление топлива способст-
вует более плотному за-
крытию нагнетательных
клапанов. Если сила, при-
жимающая всасывающие
клапаны, недостаточна,
то возможно «перекрытие»
клапанов, когда одновре-
менно открыты всасываю-
щие и нагнетательные кла-
паны во время такта на-
гнетания (когда диафраг-
ма идет вверх). Вслед-
ствие этого уменьшается
подача насоса, так как
часть топлива выталки-
вается во всасывающую
магистраль через неплотно
прикрытые всасывающие
клапаны (перепуск топ-
ЛРВс’
Рис. 85. Характеристика топливного насоса
при различных «вытяжках» диафрагмы
(Арвс — разрежение на линии всасывания;
/)н — давление на линии нагнетания; /)п —
давление при нулевой подаче; V — подача
насоса):
О — вытяжка 2 мм; • — вытяжка 2,5 мм; Д —
вытяжка 3 мм; □ — вытяжка 3,5 мм
173
Рис. 86. Характеристика топлив-
ного насоса с различным числом
клапанов:
О — шесть клапанов; А — заглушен
один всасывающий клапан; • — за-
глушены один всасывающий и один
нагнетательный клапаны; □ — заглу-
шены два нагнетательных клапана н
один всасывающий; X — заглушены
два всасывающих и два нагнетатель-
ных клапана
Рис. 87. Характеристика топливно-
го насоса с опорными шайбами
различного диаметра:
О — 64 мм; X — 55 мм; А — 44 мм
Рис. 88. Характеристика топливного
Б-10
Лива). Количество перепускаемого топлива увеличивается с по-
вышением частоты вращения кулачкового вала.
Результаты выбора оптимальных диаметров опорных шайб
диафрагмы приведены на рис. 87. Максимальный диаметр опорных
шайб 64 мм был выбран из условия минимального допустимого
зазора между стенками корпуса топливного насоса и шайбами.
Установлено, что при уменьшении диаметра этих шайб снижается
подача насоса и резко возрастает давление на линии нагнетания
при нулевой подаче. Края шай-
бы должны иметь плавные пере-
ходы и быть без заусенцов,
чтобы не повредить диафрагму.
Клапаны насоса должны
быть герметичны. Падение дав-
ления (допустимая негерметич-
ность) не должно превышать
20 мм рт. ст. в минуту при
разрежении 250+10 мм рт. ст.
у впускных и нагнетательных
клапанов.
Внутренний диаметр магистральных трубок равен 6 мм.
При 60—80 качаниях в минуту топливо начинает подаваться
через 6—8 с. При этом подача насоса равна 70—80 л/ч. Максималь-
ное разрежение на всасывании (при перекрытой всасывающей
магистрали) составляет 370 мм рт. ст.
На рис. 88 показана характеристика топливного насоса Б-10
после доводки.
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЬ
Испытания воздухоочистителя ВМ-16 с целью определения
его параметров и соответствия двигателю ЗИЛ-130 включали
следующее:
— снятие характеристики по сопротивлению в зависимости
от расхода воздуха;
— определение количества масла, уносимого при горизон-
тальном и наклонном положениях воздухоочистителя;
— снятие характеристики по расходу воздуха при начальной
запыленности его 0,4 г/м3;
— подбор фильтрующего элемента.
Воздухоочистители испытывали на безмоторной вакуумной
установке (рис. 89).
Для измерения расхода воздуха, который изменялся в диа-
пазоне 100—450 м3/ч, служил дифференциальный манометр, тари-
рованный с помощью эталонных расходных сопл. Сопротивление
фильтра измерялось водяным пьезометром.
Количество уносимого масла определяли взвешиванием воз-
духоочистителя до и после испытаний. Путем подбора формы масля-
ной ванны удалось при сохранении неизменными высоты входной
175
щели и расстояния от нижней кромки кассеты фильтрующего
элемента до поверхности масла полностью устранить унос по-
следнего.
17 76
L
20
Рис. 89. Схема безмотор-
ной установки для испы-
тания воздухоочистите-
лей:
19 18
1 — вакуумный насос; 2 —
задвижка; 3 — водяной диф-
ференциальный манометр
основного расходомера; 4 —
основной расходомер; 5 и
20 — ртутные пьезометры;
6 — испытываемый воздухо-
очиститель; 7 — водяной
пьезометр; 8 — манометр;
9 — кран подачи воздуха
к эжектору; 10 — эжектор;
11 — трубка подачи пыли;
12 — стеклянный патрон;
13 — трубка частичного
отбора; 14 — абсолютный фильтр; 15 — резервуар с пылью; 16 — ресивер; 17 — кран
магистрали сжатого воздуха; 18 — расходомер в зоне частичного отбора воздуха; 19 —
водяной дифференциальный манометр расходомера в зоне частичного отбора воздуха
Рис.
90. Характеристика воздухо-
очистителя ВМ-16
При выбранной форме масляной ванны показатели работы воз-
духоочистителя соответствуют требованиям технического задания.
В ванну заливается 500 г трансформаторного масла (ГОСТ 982—-68).
При расходе воздуха 450 м3/ч
в горизонтальном положении воз-
духоочистителя уноса масла прак-
тически нет. При расходе воздуха
400 м3/ч и наклоне воздухоочи-
стителя на 12° 30' потери масла
также практически отсутствуют
(2 г за & мин). Характеристика
сопротивления воздухоочистителя
показана на рис. 90. Падение
давления в воздухоочистителе при
расходе воздуха 450 м3/ч должно
быть не более 240 ±10 мм вод. ст.
ФИЛЬТР тонкой ОЧИСТКИ ТОПЛИВА
В процессе испытаний определялись сопротивление и пропуск-
ная способность фильтрующих элементов тонкой очистки топлива
(рис. 91). Сопротивление фильтрующего элемента измеряли диф-
176
ференциальным водяным манометром, а пропускную способ-
ность — при помощи мерной колбы и секундомера. Испытания
проводились на бензине. Перед началом испытаний были установ-
лены сопротивление (115 мм вод. ст.) и пропускная способность
корпуса фильтра тонкой очистки топлива без фильтрующего эле-
мента (150 л/ч). В этом корпусе в дальнейшем устанавливали испы-
тываемые элементы. Результаты испытаний приведены в табл. 22.
Рис. 91. Схема установки для испытания топливного
фильтра:
1 — бак с мерной трубкой; 2 — латунная трубка; 3 —
водяной дифференциальный манометр; 4 — корпус фильтра;
5 — фильтрующий элемент; 6 — мерная колба
22. Результаты испытаний фильтрующих элементов
№ фильтрую- щего эле- мента Сопротивле- ние фильтра В ММ Бод. Ст. Пропускная способность фильтра в л/ч № фильтрую- щего эле- мента Сопротивле- ние фильтра в мм вод. ст. Пропуски ая способность фильтра л/ч
1 125 149,0 14 120 149,5
2 127 148,0 15 120 149,5
4 126 148,0 17 125 149,0
6 125 149,0 18 123 149,0
7 135 147,0 19 135 147,5
9 130 147,5 20 125 149,0
10 127 148,0 22 125 148,5
И 122 149,0
12 Заказ 181
177
ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ ПРИБОРОВ ПИТАНИЯ
Совершенствование приборов системы питания с целью повы-
шения экономичности двигателей — одна из основных задач,
решаемых при их создании. Наряду с этим сохранение в эксплуа-
тации в течение длительного времени приборами системы пита-
ния исходных заводских параметров также следует отнести
к одной из важнейших задач.
В результате проведения конструкторско-экспериментальных
работ был изменен ряд деталей и узлов системы питания двига-
теля ЗИЛ-130. Так, был разработан, испытан и внедрен в произ-
водство более надежный клапан экономайзера. Изменениям под-
верглись его корпус, седло и пружина. Увеличена длина пру-
жины, вследствие чего повысилась ее усталостная прочность.
Увеличена также наружная фаска седла, поэтому уменьшилась
его деформация при запрессовке в гнездо, что способствовало
сохранению после запрессовки круглой запорной кромки.
Существенно повышена долговечность привода ускорительного
насоса (тяги и рычага привода дроссельных заслонок).
Разработана конструкция поплавковой камеры повышенной
долговечности с применением противоизносной втулки в качестве
направляющей штока привода ускорительного насоса. Это меро-
приятие практически полностью ликвидирует износы направ-
ляющей штока, обеспечивает безотказную работу привода насоса,
а также снижает подтекание топлива в зазор между штоком при-
вода и направляющей.
Разработана конструкция и проведены эксплуатационные испы-
тания поплавков из синтетических материалов, при установке
которых уменьшается износ клапанов подачи топлива.
В качестве материала для уплотняющего запорного элемента
клапана подачи топлива применен синтетический каучук СКУ-6.
По данным НИИАТ, ЦНИТА и Московского карбюраторного
завода, указанное мероприятие повышает надежность клапанов
в 3—5 раз. Использование этого материала для изготовления уп-
лотняющего (запорного) элемента клапана экономайзера с меха-
ническим приводом повысило его надежность и предотвратило
случаи перерасхода топлива в эксплуатации.
В эксплуатации в топливном насосе иногда слышался стук
верхней шайбы о головку вследствие прогиба шайбы при затяжке
гайки крепления деталей на штоке диафрагмы. Введение кольце-
вых выштамповок на шайбах повысило их жесткость и устранило
дефект.
Кроме того, в эксплуатации замечались случаи нарушения
заводской регулировки ограничителя частоты вращения. Уве-
личение шага накатки регулировочного винта позволило надежно
закреплять пружину и сохранять заводскую регулировку в течение
длительного времени.
178
Глава V. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМЕ
ОХЛАЖДЕНИЯ. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ
СЕРДЦЕВИНЫ РАДИАТОРА
Система охлаждения должна поддерживать заданный темпе-
ратурный режим двигателя в самых тяжелых условиях эксплуата-
ции при максимально возможной температуре окружающего
воздуха.
Система охлаждения двигателя
ЗИЛ-130 должна нормально ра-
ботать при температуре окружаю-
щего воздуха 50° С. Допускается
повышение температуры охлаж-
дающей жидкости до 119° С, что
возможно при закрытой системе
охлаждения, находящейся под
давлением 1 кгс/см2.
Количество тепла, рассеивае-
мое радиатором, зависит от его
конструкции, параметров венти-
лятора, условий входа воздуха
в радиатор и выхода его из под-
Рис. 92. Охлаждающий элемент
трубчато-ленточного радиатора
капотного пространства.
При выборе конструкции радиатора руководствовались тепло-
выми и прочностными параметрами радиаторов различных типов.
Исследования, проведенные в НАМИ, показали, что трубчато-
ленточные радиаторы характеризуются наибольшим теплосъемом
с единицы массы сердцевины по сравнению с радиаторами других
типов. Это можно объяснить высоким коэффициентом оребрения,
обусловленным большими расстояниями между трубками по
фронту радиатора (14 мм вместо 9,5 мм у трубчато-пластинчатых
радиаторов) и малыми расстояниями между ребрами. Однако
вследствие значительных расстояний между трубками по фронту
радиатора необходимо для оребрения использовать материалы
с большим коэффициентом теплопроводности, чтобы обеспечить
12*
179
температуру ребра, наиболее близкую к температуре стенки
трубки. По этой же причине должно быть повышено качество
пайки охлаждающих ребер к трубкам.
К преимуществам трубчато-ленточного радиатора следует
отнести возможность использования оребрения специальной
формы, создающего турбулентное движение потока воздуха
(рис. 92). На охлаждающих лентах радиаторов ЗИЛ сделаны вы-
давки пирамидальной формы (рис. 93).
Рис. 93. Охлаждающая пластина радиатора (лента); материал—медь М3
толщиной 0,08 мм
На рис. 94, а и б приведены сечения охлаждающих трубок
трубчато-пластинчатого и трубчато-ленточного радиаторов. Длина
поперечного сечения трубки уменьшена для повышения прочности
радиатора, так как внутреннее давление может достигать 1 кгс/см2.
Прочность трубчато-пластинчатых радиаторов обусловливается
жесткой связью охлаждающих пластин с трубками посредством
пайки почти по всему периметру сечения трубок. В трубчато-
ленточном радиаторе контакт трубок с лентами достигается сжа-
тием пакета до состояния, когда выпуклые трубки спрямляются,
после чего производится пайка.
180
Трубки радиатора ЗИЛ-130 изготовляются из томпака Л90,
который устойчив против межкристаллической коррозии и отве-
чает требованиям технологии изготовления трубок в массовом
производстве.
Для производства трубчато-ленточных радиаторов требуются
несложные приспособления при прокатке охлаждающих лент и
сравнительно простые механиз-
мы для сборки сердцевин ра-
диаторов.
РАСЧЕТ
СЕРДЦЕВИНЫ РАДИАТОРА
Для выбранной конструк-
ции сердцевины были получены
уравнения, по которым может
быть определена площадь по-
верхности охлаждения в зави-
симости от основных размеров
элементов сердцевины.
Площадь поверхности ох-
лаждения трубок
С ___ 1 Fh 7
*^тр —~ £'трл 1
где /тр — периметр попереч-
ного сечения трубок;
Н — высота радиатора;
гр — число рядов трубок;
?Ф — число трубок в ряду.
Площадь поверхности ох-
лаждения лент
5л = 4/л£р^=^(гф+1),
*'Л
Рис. 94. Сечения охлаждающих трубок
радиаторов:
а — трубчато-пластинчатый; б — трубча-
то-ленточный
где 1п — длина развертки половины гофра охлаждающей ленты;
£р — глубина сердцевины;
/л — шаг гофр охлаждающей ленты.
Суммарная площадь поверхности охлаждения
*^сум == *^тр—
Глубина сердцевины радиатора
Ьр = (гр-1)/рД2/к,
где /р — шаг расположения трубок по глубине радиатора;
/к— расстояние от края сердцевины до оси крайней трубки.
Ширина сердцевины радиатора
в = (г'ф-г — а.
181
где /ф — шаг расположения трубок по фронту радиатора;
а — меньший размер поперечного сечения трубки.
Для выбранной конструкции охлаждающих трубок и лент,
параметры, входящие в приведенные выше уравнения, имеют сле-
дующие численные значения: /тр = 34,5 мм, 1Л = 14,2 мм, /к =
= 8,5 мм, а = 2 мм, /л = 3,9 мм, /р = 20 мм, /ф = 14 мм.
Из условия размещения радиатора на автомобиле были при-
няты размеры сердцевины радиатора: В = 684 мм, Н = 528 мм,
zp = 3, определено число трубок в ряду, расположенных по
фронту радиатора, = 48. За-
тем найдены L„ = 57 мм, З'тр =
= 2,62 м2, Зл = 21 м2, 5сум =
= 23,6 м2.
Коэффициент оребрения
£ _ $СУМ __ g
8тр
Максимальная мощность
двигателя ЗИЛ-130 равна
150 л. с., следовательно, удель-
ная поверхность охлаждения ра-
диатора составляет 0,15 м2/л.с.
Сопоставляя эту величину
Рис. 95. Производительность вентиля-
торов Qp системы охлаждения дви-
гателя ЗИЛ-164 в зависимости от п
при установке четырехрядного труб-
чато-пластинчатого радиатора:
1 — вентилятор № 1 (шесть лопастей,
угол установки их 38°, диаметр венти-
лятора 485 мм); 2 — вентилятор № 2
(шесть лопастей, угол установки их 30°,
диаметр вентилятора 485 мм)
с удельными поверхностями
охлаждения радиаторов авто-
мобилей, аналогичных по
грузоподъемности автомобилю
ЗИЛ-130 (табл. 23), можно при-
знать поверхность охлаждения
его радиатора достаточной.
Для предварительного ра-
счета теплорассеивающей спо-
собности радиатора было принято, что производительность вен-
тилятора в условиях подкапотного пространства автомобиля
ЗИЛ-130 будет такой же, как и на автомобиле ЗИЛ-164. На рис. 95
показана зависимость производительности двух вентиляторов
с различными углами установки лопастей системы охлаждения
двигателя ЗИЛ-164 от частоты вращения коленчатого вала.
На основании этих зависимостей для расчета теплорассеиваю-
щей способности радиатора ЗИЛ-130 расход воздуха GB через
него при п = 2000 об/мин был принят равным 1,8 м3/с
(2,12 кг/с).
Расход охлаждающей жидкости бж приняли равным 180 л/мин.
Массовая скорость воздуха на расчетном режиме при плот-
ности воздуха рв = 1,18 кг/м3
РЦ, = = 5,9 кг/(м2 с).
182
23. Поверхности охлаждения радиаторов грузовых автомобилей
Наименование ЗИЛ-164 (4X2) ЗИЛ-164А (4X2) ЗИЛ-157К (6x6) Рио F22R-1 (4X2) Додж СЗ-ТА8 (4X2) Студебеккер (4X2)
Тип двигателя ... Число цилиндров . . 6 Ряд 6 НЫЙ 6 6 V-обр 8 азный 8
Мощность двигателя в л. с. и соответствующая ей ча- стота вращения по огра- ничителю в об/мин . . . 97/2600 97/2600 104/2600 128/3200 200/3200 134/4000
Тип радиатора и расположе- ние трубок . Трубчато- Трубчато-л енточный, Трубчато-ш тастинчатый, Трубчато-
пластинчатый, коридорное шахматное ленточный,
Лобовая поверхность радиа- тора (ЯХ B=F) в м2 . . шахматное 0,597-0,497== 0,597-0,460= 0,597-0,460= 0,515-0,615= 0,554-0,592= коридорное 0,510-0,640—
=0,296 =0,274 =0,274 =0,317 =0,328 =0,326
Глубина остова радиатора в мм 91 57 57 80 78 56
Объем остова радиатора в м3 0,027 0,0154 0,0154 0,0254 0,0256 0,0183
Число рядов трубок (в чис- лителе) и общее число трубок (в знаменателе) 4/198+4 3/96 3/96 4/192 3/132 3/135
Диаметр и толщина стенки трубки в мм распорных 19X2 16X2,2 16X2,2 18X2 18X2 16X2,2
Шаг трубок в мм: по фронту 9,5 14 14 12,7 8,75 14
по глубине . 21,3 20 20 —— •— 20
Материал трубок Шаг охлаждающих пластин (лент) в мм и число пластин (рядов лент) 3,02/195 Томпак Л90 4,50/33 4,50/33 2,03/302 2,30/263 3,90/46
Материал пластин (лент) Латунь Л62 Медь М3 — — Медь
183
184
Продолжение табл. 23
Наименование ЗИЛ-164 (4x2) ЗИЛ-164А (4X2) ЗИЛ-157К (6X6) Рио F22R-1 (4X2) Додж СЗ-ТА8 (4X2) Студебеккер (4x2)
Площадь поверхности охла- ждения трубок STp в м2 4,96 2,30 2,30 3,46 2,87 2,37
Площадь поверхности охла- ждения пластин (лент) в м2 14,70 13,20 13,20 18,75 19,45 18,86
Суммарная площадь поверх- ности охлаждения ScyM в м2 19,66 15,50 15,50 22,21 22,32 21,23
Масса радиатора в кг 23,0 18,5 18,5 23,6 23,6 —
Емкость радиатора вл . . 8,0 7,6 7,6 — — .—.
Вентилятор: число лопастей .... 6 6 6 4 4 -—
угол установки лопа- стей 30° 38° 38° .— -
диаметр в мм ... 485 485 485 480 515 .—.
Передаточное число привода вентилятора ...... 1,17 1,17 1,17 — .—.
Вылет лопасти из кожуха в мм 9 41 41 .— — .—_
Зазор между концом лопа- сти и кожухом в мм . . 27,5 27,5 27,5 22 30 —
Поверхность охлаждения, приходящаяся на 1 л. с. мощности двигателя, в м2: трубок ...... 0,0512 0,0237 0,0221 0,0270 0,0144 0,0177
пластин (лент) . . 0,147 0,136 0,127 0,146 0,097 0,141
радиатора 0,203 0,160 0,145 0,174 0,111 0,159
Внутренний диаметр патруб- ков радиатора в мм: подводящего .... 34 34 34 42 43
отводящего 35 35 35 47 37 .—
Площадь проходного сече- ния окон облицовки ра- диатора в м2 0,178 0,178 0,178 — .—. —
Скорость воды в трубках радиатора в м/с
v =_____9™____
ж 60-ЮООЛк
где /'ж — площадь проходного сечения трубок в м2;
р z
л ж тр*
Площадь проходного сечения трубки FTp = 27,2 мм2.
Подставив численные значения в формулу для скорости воды
в трубках, получим
ож = 0,765 м/с.
Для указанных скоростей воздуха и воды на основании экспе-
риментальных данных НАМИ был принят коэффициент тепло-
передачи k = 65 ккал/(ч-м2-°С).
Количество тепла, рассеиваемое радиатором, в ккал/ч
бк А
^5Сум 2;"рВОв 20ж
где /ж и /в — температура соответственно охлаждающей жидко-
сти и воды;
срв — теплоемкость воздуха при постоянном давлении;
срв = 0,24 ккал/(кг-°С).
Подставив численные данные в эту формулу и приняв /ж— tB =
= 70° С, получим Q = 72 000 ккал/ч.
По экспериментальным данным количество тепла, передавае-
мое двигателем ЗИЛ-130 охлаждающей жидкости при работе по
внешней характеристике с частотой вращения коленчатого вала
2000 об/мин, равно 60 000 ккал/ч. Следовательно, расчетное зна-
чение Q должно обеспечивать нормальный тепловой режим дви-
гателя. Однако, учитывая ряд допущений, принятых при расчете,
окончательную оценку работоспособности системы охлаждения
двигателя ЗИЛ-130, можно было дать только после специальных
испытаний.
ВЫБОР РАЗМЕРОВ ВОДЯНОГО НАСОСА
Для проектирования водяного насоса необходимо знать коли-
чество прокачиваемой охлаждающей жидкости при работе дви-
гателя на режиме максимальной мощности и сопротивление
системы охлаждения.
Напор, обеспечивающий требуемый расход охлаждающей жид-
кости, был определен по эмпирической формуле (в м вод. ст.)
На = 1,24-10~4 Сж,
где Сж — расход охлаждающей жидкости в л/мин.
Количество протекающей через систему охлаждения жидкости
при работе двигателя с максимальной мощностью оценивалось
185
по имеющимся в литературе данным и было принято равным
2,84 л на 1 л. с. Таким образом, на режиме максимальной мощ-
ности количество жидкости, прокачиваемой через систему охлаж-
дения, должно быть бж = 2,84-150 л/мин.
Следовательно, при данном Сж напор, создаваемый водяным
насосом Нн = 22,5 м вод. ст.
Наружный диаметр рабочего колеса определялся по формуле,
рекомендованной для лопатки с радиальным направлением на
выходе (в см),
D = 8300 ] ''74 — = 11,6 см,
где пв — частота вращения валика водяного насоса в об/мин;
пв — 3500 об/мин.
Наружный диаметр рабочего колеса водяного насоса сначала
был округлен до 120 мм, однако в дальнейшем для удобства сборки
его пришлось уменьшить на 1 мм.
Для определения диаметра поверхности, на которой распо-
ложены лопатки, использовалась формула
d0 = 1 ф- dn — 6,2 см,
|/ 4,7ГЯН
где dn — диаметр ступицы рабочего колеса в см.
Эта формула была получена в предположении, что скоростной
напор на входе в насос составлял 1/20 общего напора, развивае-
мого насосом.
Толщина лопаток влияет на площадь поперечного сечения
радиального потока. Предполагая уменьшение этой площади
(с учетом литейных радиусов и уклонов) равным 40%, высота
лопатки на входе в рабочее колесо была найдена из соотношения
/г =0,42 °. -п =1,8 см.
\ d0 J
Однако в связи с тем, что литое рабочее колесо обладает не-
достаточно гладкой поверхностью, для создания более благоприят-
ных условий для течения жидкости высота h была принята рав-
ной 2,1 см.
Угол лопаток на входе в рабочее колесо вычислялся с учетом
указанного выше скоростного напора:
₽. = arctg 1910 = arctg 1910 = arctg °.42 = 23°-
1 1 ь пва0 ь 3500-6,2
Этот угол измеряется между касательной к окружности диа-
метром d0 и направлением лопатки.
На выходе принято радиальное направление лопатки, что
обеспечивает удовлетворительные к. п. д. и подачу водяного
насоса.
186
Лопатка выполнена по дуге окружности, для построения ко-
торой были определены значения R и р путем решения системы
из двух уравнений (рис. 96):
T^slnp = R [1 — sin (Pj + P)J; 1
R2 = Rt cos p + R sin (90° — Pi — P), J
где ^ = 4-; ^^4-
Число лопаток принято равным восьми. Высота лопаток на
выходе меньше, чем на входе, что необходимо для уменьшения
изменений поперечного сечения потока. Так,
Рис. 96. Параметры рабочего колеса водяного насоса
С целью частичного превращения кинетической энергии в по-
тенциальную уже на рабочем колесе эта высота была увеличена
до 1,5 см.
Затем необходимо было определить геометрические размеры
спиральной камеры нагнетания (улитки). Однако при спиральных
камерах, выполненных в пределах пространства между передним
торцем блока и впускным патрубком водяного насоса, не удалось
получить требуемой подачи водяного насоса и необходимой равно-
мерности распределения охлаждающей жидкости по правой и
левой группам цилиндров. Поэтому была принята другая кон-
струкция полости нагнетания, обеспечивающая удовлетвори-
тельные указанные выше параметры (рис. 97).
На рис. 98 приведено сопротивление системы охлаждения
двигателя ЗИЛ-130 до введения байпаса увеличенного сечения
(патрубка, соединяющего полость расположения датчика термо-
стата с всасывающей полостью водяного насоса) и после этого
мероприятия.
Используя графики на рис. 98, можно определить показатели
режима работы водяного насоса при любой частоте вращения
коленчатого вала: напор Нв, подачу Сж, требуемую мощность Na,
187
Рис. 97. Водяной насос двигателя ЗИЛ-130 (на виде спереди шкив
условно не показан):
1 — полость нагнетания водяного насоса (на виде спереди показана штри-
ховыми линиями); // — место расположения переднего торца блока; III —
выпускной патрубок водяного насоса (на виде сбоку показан условно в раз-
вернутом виде)
к. п. д. ц насоса. Из приведенных данных следует, что при вве-
дении байпаса увеличенного сечения режим работы водяного
насоса сместился из зоны оптимального к. п. д. вправо; при
этом мощность, потребляемая водяным насосом, возросла на
25—30%, что связано с большим количеством прокачиваемой
охлаждающей жидкости через двигатель, а также с работой
Рис. 98. Универсальная характеристика водяного насоса двигателя ЗИЛ-130:
1 — расчетное сопротивление системы охлаждения двигателя ЗИЛ-130 без байпаса уве-
личенного сечения; 2 — сопротивление системы охлаждения двигателя ЗИЛ-130 без
байпаса увеличенного сечения, полученное опытным путем; 3 — суммарное сопротивле-
ние системы охлаждения двигателя ЗИЛ-130 с байпасом увеличенного сечения, полу-
ченное опытным путем
водяного насоса в этом случае при более низком к. п. д.
Однако увеличение сечения байпаса было признано целесо-
образным, так как при этом устранялись местные перегревы
двигателя.
Линии одинакового к. п. д. на универсальной характеристике
водяного насоса не замкнуты снизу из-за трудности получения на
имеющемся стенде показателей работы при малой частоте вра-
щения коленчатого вала.
На рис. 99 изображены безразмерные характеристики водя-
ного насоса, построенные по результатам его стендовых испы-
таний.
189
Данные, на основании которых построены графики на рис. 98
и 99, были получены при температуре воды во время испытаний
водяного насоса, приблизительно равной 20° С. При другой
температуре воды результаты могут значительно отличаться от
полученных.
Рис. 99. Безразмерные характеристики водяного
насоса двигателя ЗИЛ-130
УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Система охлаждения двигателя жидкостная, закрытая, с при-
нудительной циркуляцией жидкости (рис. 100). Температура
охлаждающей жидкости должна находиться в пределах 80—95° С.
В период прогрева двигателя, когда термостат закрыт, цирку-
ляция охлаждающей жидкости осуществляется помимо радиа-
тора. Для этого в систему охлаждения введен байпас.
Радиатор — трубчато-ленточный с трубками овального сече-
ния, трехрядный. Пробка наливной горловины радиатора гер-
метичная, с двумя клапанами: впускным (воздушным) и выпуск-
ным (паровым). Выпускной клапан, нагруженный пружиной,
поддерживает в системе охлаждения давление 1 кгс/см2.
Средцевина трубчато-ленточного радиатора состоит из обыч-
ных плоскоовальных трубок и гофрированных лент (оребрения),
размещенных между ними.
Форма верхнего бачка радиатора выбрана с таким расчетом,
чтобы он не деформировался при давлении в системе, равном
1 кгс/см2. Емкость этого бачка равна 4,5 л, что составляет
около 15% емкости системы охлаждения.
Диаметры верхнего и нижнего патрубков радиатора соответ-
ственно равны 44 и 50 мм. Как показали испытания, принятые
190
cop; 6 — байпас от нижнего патрубка к водяному насосу; 7 — термостат
проходные сечения патрубков обеспечивают скорость жидкости
в допустимых пределах.
На рис. 101 изображены верхние бачки радиаторов ЗИЛ-164
и ЗИЛ-130 и схемы соединения с ними опорных пластин.
Рис. 101. Соединение опорной пластины с бачком радиатора:
а —двигателя ЗИЛ-164; б — двигателя ЗИЛ-130
Другие элементы радиатора ЗИЛ-130 существенно не отли-
чаются от элементов радиаторов предыдущих конструкций.
Первые опытные радиаторы устанавливались на переднюю
поперечину рамы автомобиля ЗИЛ-130 на двух резиновых по-
Рис. 102. Схема подвески радиатора и оперения автомобиля ЗИЛ-130:
1 — подушка подпески радиатора; 2 — вентилятор; 3 — кожух вентилятора;
4 — радиатор; 5 — рамка подвески радиатора и оперения автомобиля; 6 —
кронштейн крепления оперения автомобиля; 7 — задняя опора двигателя;
8 — опоры кабины автомобиля
душках. Специальной рамки для подвески радиатора не было.
Верхняя часть радиатора соединялась с двигателем при помощи
тяги и резиновых амортизаторов. Непосредственной связи с обли-
192
цовкой радиатор не имел. После испытаний автомобилей отказа-
лись от этой схемы подвески радиаторов из-за преждевременного
их разрушения.
В настоящее время подвеска радиатора ЗИЛ-130 включает
рамку П-образного профиля с усилителем в нижней части, уста-
навливаемую на подушку и соединяемую с передней поперечиной
рамы.
К верхней части рамки присоединена передняя часть опере-
ния кабины, которое таким образом имеет общую опору с радиа-
тором на передней поперечине рамы. Радиатор и оперение пред-
ставляют собой одну систему и колеблются вместе.
Относительно близкое расположение на раме автомобиля
задней опоры двигателя (рис. 102) и передних опор кабины позво-
лило получить сравнительно небольшое перемещение радиатора
относительно двигателя.
ДОВОДКА АГРЕГАТОВ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Трехрядный трубчато-ленточный радиатор имел лобовую по-
верхность 0,361 м2 и суммарную поверхность охлаждения 23,6 м2.
В результате испытаний радиатора в аэродинамической трубе при
различных расходах воды были получены зависимости приведен-
ной теплоотдачи, коэффициента теплопередачи и аэродинамиче-
ского сопротивления от массовой скорости воздуха перед радиа-
тором (рис. 103).
На двигателе ЗИЛ-130 предусматривалась установка шести-
лопастного вентилятора (наружный диаметр 485 мм) с лопастями,
расположенными под углом 38°. Передаточное отношение ремен-
ного привода вентилятора было равно 1. В воздушном потоке
перед водяным радиатором устанавливается масляный радиатор,
вследствие чего повышается температура воздуха перед водяным
радиатором и снижается его эффективность. В этих условиях
водяной радиатор должен рассеивать тепло, отдаваемое двигате-
лем охлаждающей жидкости и маслу.
Эффективность системы охлаждения автомобиля ЗИЛ-130
оценивалась на стенде с беговыми барабанами в сравнении с эффек-
тивностью систем охлаждения автомобилей ЗИЛ-164 и Додж.
Нагрузка при испытаниях устанавливалась таким образом, чтобы
двигатели работали с частотой вращения коленчатого вала
1800 об/мин при полностью открытой заслонке карбюратора. Все
опыты начинались при температуре выходящей из двигателя
воды 70° С и температуре масла в картере двигателя 65—71° С.
Испытания продолжались до стабилизации температуры воды на
входе в радиатор или до начала ее кипения в нем. В процессе
испытания через каждые 5 мин фиксировались температуры:
воды на выходе из двигателя и радиатора; масла в картере дви-
гателя; воздуха в помещении испытательного стенда и в подкапот-
ном пространстве (около топливного насоса).
13 Заказ 181 193
Температура воздуха в помещении во время испытаний меня-
лась не более чем на 5° С. В связи с этим результаты испытаний
приводились к температуре 20° С.
Испытания показали, что в указанных выше условиях ста-
билизация температуры воды в системе автомобиля ЗИЛ-130
происходила при 108° С, а автомобиля ЗИЛ-164 — при 96° С.
Рис. 103. Приведенная теплоотдача Q®o> коэффициент
теплопередачи К и аэродинамическое сопротивление
Лрв радиатора ЗИЛ-130 в зависимости от массовой
скорости воздуха рсв перед радиатором (шж — расход
воды)
Для определения производительности вентиляторов к обли-
цовке радиатора монтировалась прямоугольная мерительная труба
длиной 1200 мм. Скорость воздуха, поступающего в радиатор,
измерялась в шести точках сечения трубы лопастным анемоме-
тром, устанавливаемым на расстоянии 900 мм от облицовки.
Замеры проводились в диапазоне частоты вращения коленчатого
вала 1000—2500 об/мин. Для изучения распределения воздуха
в подкапотном пространстве был изготовлен прозрачный капот
и под ним установлена проволочная сетка с матерчатыми лентами.
Направление движения воздуха определялось визуально по
отклонению этих лент.
194
На основании результатов замеров скоростей воздуха, а также
визуального наблюдения за направлением воздушных потоков
в подкапотном пространстве автомобиля ЗИЛ-130 (беспорядоч-
ность потока, слабый поток вдоль наружных боковых стенок блока
цилиндров, рециркуляция части воздуха из подкапотного про-
странства в радиатор) стала очевидной необходимость изменения
конструкции вентилятора и условий выхода воздуха из подка-
потного пространства.
В процессе испытаний были последовательно проведены сле-
дующие конструктивные изменения:
— повышена частота вращения вентилятора путем увеличе-
ния передаточного отношения с 1 до 1,17;
— улучшен выход воздуха из подпокапотного пространства
вследствие наличия щелей в правом и левом брызговиках и на
левой стороне капота.
Эти мероприятия дали возможность повысить скорость воздуха
перед радиатором на 29% и снизить рабочую температуру воды
до 93,5° С. Применение вентилятора с лопастями, которые уста-
новлены под углом 30° и концы которых отогнуты в направле-
нии вращения, позволило дополнительно увеличить скорость
воздуха перед радиатором на 26% и уменьшить рабочую темпе-
ратуру воды до 85,5° С.
На рис. 104 показаны изменения температуры воды на выходе
из двигателя, воздуха в подкапотном пространстве и масла в кар-
тере в процессе испытаний. Таким образом, удалось понизить не
только температуру воды, но и температуры масла в картере
двигателя и воздуха в подкапотном пространстве. За счет увели-
чения скорости воздуха температура масла в картере в оконча-
тельном варианте системы охлаждения снизилась на 16° С, а воз-
духа в подкапотном пространстве — на 20° С. Снижение темпе-
ратуры воздуха в подкапотном пространстве значительно улуч-
шило работу системы питания двигателя.
В первоначальном варианте системы охлаждения в процессе
испытаний наблюдались перебои в работе двигателя из-за обра-
зования паровых пробок в системе питания. После введения ука-
занных выше изменений паровые пробки не возникали.
Следует отметить, что вентилятор с отогнутыми концами ло-
пастей потребляет на 15% больше мощности, чем первоначально
устанавливаемый вентилятор. Однако при этом расход воздуха
возрастает на 26%. На рис. 105 приведены кривые потребляемой
мощности нового и первоначально запроектированного вентиля-
торов в зависимости от их производительности. Вентилятор с ото-
гнутыми концами лопастей при одинаковой производительности
потребляет почти вдвое меньшую мощность. При равной мощ-
ности его производительность на 22% больше, чем у первона-
чально запроектированного вентилятора.
Таким образом, проведенные в процессе доводки автомобиля
испытания показали, что обеспечение требуемого расхода воздуха
13* 195
через радиатор является важным моментом при проектировании
и доводке системы охлаждения двигателя. Система охлаждения
автомобиля ЗИЛ-130 в окончательном варианте остается работо-
способной при температуре окружающего воздуха до 50° С.
Сохранение запроектированных характеристик агрегатов си-
стемы охлаждения при массовом выпуске автомобилей также
следует отнести к задачам, решаемым в процессе доводки авто-
мобиля.
Рис. 104. Влияние конструктивных изменений на температуру воды и масла
в двигателе, а также воздуха в подкапотном пространстве при испытании авто-
мобиля ЗИЛ-130 на стенде с беговыми барабанами (температура воздуха в поме-
щении 20° С):
I — система охлаждения двигателя в первоначальном исполнении; 2 — система охлаж-
дения с рекомендуемыми конструктивными изменениями;----------температура воды
в системе охлаждения двигателя; —---— температура воздуха около топливного на-
соса; — —• — — температура масла в картере двигателя
Проведение регулярных испытаний радиаторов в аэродинами-
ческой трубе позволило установить, что одним из основных фак-
торов, влияющих на теплоотдачу радиаторов, является высота
пирамидальной выдавки на охлаждающей ленте. В случае умень-
шения этой высоты (см. рис. 93) уменьшается поверхность охлаж-
дения лент и ухудшается турбулизация воздушного потока, что
приводит к сокращению теплоотдачи. При уменьшении высоты
выдавки на 10% теплоотдача радиатора понижается на 2—3%.
Основное внимание при доводке водяного насоса было уделено
повышению прочности и надежности его основных элементов:
подшипников, ступицы вентилятора, валика и уплотнения, а также
улучшению циркуляции воды в системе охлаждения (в частности,
увеличению циркуляции воды по малому кругу).
196
Привод водяного насоса осуществляется двумя клиновыми
ремнями, один из которых одновременно приводит в движение
вал генератора, а другой—вал насоса гидроусилителя рулевого
механизма. От шкива вентилятора
приводится во вращение также
компрессор. Таким образом, через
шкив вентилятора валик водяного
насоса нагружается силами натя-
жения трех ремней.
На первых образцах двига-
телей валики водяных насосов
ломались по переднему торцу
большого подшипника или по
шпоночному пазу, который распо-
лагался вблизи торца подшип-
ника— самого нагруженного места
валика водяного насоса двигателя
ЗИЛ-130 (рис. 106).
Прочность валика водяного
насоса значительно повысилась
после замены улучшенной стали
40Х сталью 45 и введения за-
калки т. в. ч. его поверхности
(HRC 52—62). Кроме того, было
изменено расположение шпонки,
чтобы удалить ее из опасной
зоны (зоны действия высоких на-
пряжений). При этом продолжи-
Произ/Ыите/юность вентилятора
2 3 4 5 6 м/с
Скаррсть ^6 о з др л а
перед ради а отбор ом
Рис. 105. Зависимость мощности,
необходимой для привода венти-
лятора, от его производительности
или скорости воздуха перед радиа-
тором:
1 — первоначальный вентилятор; 2 —
новый вентилятор с отогнутыми кон-
цами лопастей
дельность работы закаленного валика в условиях форсированных
стендовых испытаний возросла по сравнению с валиками других
вариантов более чем в 10 раз.
Рис. 106. Дефектный валик водяного насоса
Для увеличения продолжительности работы были применены
подшипники с повышенным коэффициентом работоспособности
(у переднего подшипника он равен 29 000, а у заднего 17 100,
вместо соответственно 17 100 и 11 300), улучшены условия напол-
нения смазкой полости между подшипниками без разрушения
181 197
их уплотнений. Устранена возможность попадания воды и вымы-
вания смазки из полости подшипников.
Во время эксплуатации автомобилей при отсутствии пробки
в канале для контрольного выхода смазки из полости между под-
шипниками, смазка в нем твердела и при повторной набивке не
выходила из него, а просачивалась через уплотнения подшипни-
ков, разрушая их. В дальнейшем смазка вытекала из подшипников
через эти уплотнения, что приводило к выходу из строя всего
узла. С установкой контрольной пробки, которую необходимо
вывертывать при очередной набивке смазки, отвердение смазки
не наблюдается — дефект был устранен.
Чтобы обеспечить легкость разборки, ремонта и замены наи-
более часто выходящих из строя деталей, рабочее колесо водяного
насоса сделано легкосъемным. Это позволяет производить монтаж
и демонтаж его без использования специального оборудования.
Герметичность сопряжения поверхностей валика и рабочего колеса
была достигнута применением отожженной медной шайбы и
выполнением с повышенной точностью и чистотой торцов рабочего
колеса и болта крепления.
Значительные трудности в отношении герметичности представ-
ляла установка шпилек, соединяющих корпуса подшипников
и водяного насоса и выходящих в полость нагнетания. В резуль-
тате стендовых испытаний была достигнута требуемая герметич-
ность вследствие применения тугой резьбы и установки шпилек
на резиловой смоле.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В СИСТЕМЕ
ОХЛАЖДЕНИЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КАВИТАЦИОННОГО
ЗАПАСА
В процессе доводки системы охлаждения было уделено внима-
ние необходимому кавитационному запасу насоса. Под кавита-
цией понимается местное понижение давления жидкости до дав-
ления парообразования при данной температуре, вследствие чего
происходит разрыв потока жидкости. При последующем повы-
шении давления пар конденсируется. Образовавшаяся жидкость
с большой скоростью устремляется в пустоты, которые были за-
полнены паром, причем энергия частиц жидкости настолько
велика, что длительную «бомбардировку» этих частиц металл не
выдерживает. Обычно зоны кавитации располагаются при входе
на лопатки рабочего колеса центробежного насоса вследствие
того что скорость здесь максимальная, а давление минималь-
ное. Металл в этих местах становится губчатым и разру-
шается.
Для определения кавитационного запаса двигатель ЗИЛ-130
был смонтирован на стенд с гидравлическим тормозом и оборудо-
ван собственной системой охлаждения. Чтобы поддерживать
температуру охлаждающей жидкости в заданных пределах, радиа-
198
тор был помещен в водяную ванну для создания интенсивного
протока воды сквозь сердцевину радиатора.
Для определения потерь напора на отдельных участках цирку-
ляции жидкости в системе охлаждения установлены ртутные
манометры в следующих местах (рис. 107): на входе в центробеж-
ный насос Не, на выходе из на-
соса — на входе в блоки цилин-
дров — Н<, и Н10, на выходе из
задних каналов блоков цилин-
дров — Нг и Hs, на выходе из
передних каналов блоков цилин-
дров — Я 2 и -^4. на входе в ра-
диатор— Не, на выходе из радиа-
тора —- Н7, на выходе из блоков
цилиндров (общий) — 775.
Температура охлаждающей
жидкости /Е определялась по ртут-
ным термометрам с ценой деления
0,1°, установленным на входе
в водяной насос и в патрубке,
отводящем воду из двигателя.
Количество охлаждающей жид-
кости, прокачиваемое насосом
через систему охлаждения на раз-
личных режимах, измеряли при
помощи водомера, включенного
в систему циркуляции на участке
между отводящим патрубком и
входом в радиатор.
Потери напора в системе цир-
куляции определяли на режиме
полностью открытой дроссельной
заслонки.
Частота вращения коленчатого
вала двигателя изменялась в пре-
делах 1000—3000 об/мин. При
этом температура охлаждающей
жидкости в двигателе поддержи-
валась постоянной.
Опыты повторялись для темпе-
ратур охлаждающей жидкости на
Рис. 107. Напор Н в различных
точках открытой системы охлаж-
дения при разной температуре во-
ды на входе в насос tB (п =
= 3000 об/мин, без термостата):
/ — кривая последовательной потери
напора воды в различных точках си-
стемы охлаждения; 2 — 4 — давление
парообразования при разной темпе-
ратуре /в — 63; 75 и 86°С; ДЛ^. = 2,2
м вод. ст.; A h 2 — 4,5 м вод. ст.;
Айз — 5,85 м вод. ст.
оде в насос: 63; 75, 86; 97;
108° С для закрытой системы при работе без термостата.
Для оценки влияния термостата (устанавливался термостат
с твердым наполнителем) на потери напора и количество воды,
прокачиваемой через систему охлаждения, опыты производились
при температуре воды на входе в насос 86 и 97° С. Чтобы сравнить
работу закрытой и открытой систем охлаждения, были опреде-
лены потери в открытой системе при температуре охлаждающей
199
жидкости на входе в насос 63; 75; 86° С. В различных точках
системы охлаждения определяли абсолютное давление в метрах
водяного столба. Кавитационный запас находили как разность
между абсолютным давлением в данной точке и давлением паро-
образования при заданной температуре.
На рис. 107 приведена кривая последовательной потери напора
охлаждающей жидкости в разных точках открытой системы охлаж-
дения на режиме п = 3000 об/мин при температуре жидкости на
Рис. 108. Напор Н в различных точках закрытой системы охлаждения при разной
температуре воды на входе в насос (п = 3000 об/мин, без термостата, давление
открытия клапана 1 кгс/см2):
1 — 5 — кривые последовательной потери напора воды в различных точках системы ох-
лаждения при разных температурах tB, 6—10 — давление парообразования при раз-
личных температурах tB, — кавитационный запас при tB — 108° С; Л/г2 — при
== 97° С; Д/?3 — при tB = 86° С; Д/z^ — при = 75° С; Д/г& — при = 63° С
входе в насос 63; 75 и 86° С. Термостат был удален из системы
охлаждения. При работе с открытой системой охлаждения верх-
ний бачок радиатора свободно сообщался с атмосферой, вследствие
чего давление в нем на всех режимах было постоянным и прак-
тически равным атмосферному. Абсолютное давление в любой
точке системы в этом случае определялось как сумма атмосферного
давления и перепада между давлением в верхнем бачке радиатора
и давлением в данной точке системы.
Так как указанные перепады давлений не зависят от темпе-
ратуры охлаждающей жидкости, то при атмосферном давлении
в верхнем бачке радиатора абсолютное давление в любой точке
системы одинаково для всех температур охлаждающей жидкости.
Вследствие этого кривая последовательной потери напора в системе
200
охлаждения едина для всех трех температур (63; 75 и 86° С).
Из графика на рис. 107 следует, что кавитационный запас А/г
на входе в насос изменяется от 5,85 м вод. ст. при tB — 63° С до
2,2 м вод. ст. при tB = 86° С.
Таким образом, при одинаковом абсолютном давлении на входе
в насос кавитационный запас уменьшается из-за повышения дав-
ления парообразования с ростом температуры охлаждающей
жидкости. Если считать, что кавитационный запас не должен быть
меньше 0,1 напора насоса, то в дан-
ном случае минимальный кавита-
ционный запас превосходит эту
величину.
На рис. 108 приведены кри-
вые последовательной потери на-
пора в различных точках закры-
той системы охлаждения при уда-
ленном термостате. Испытания
проводили на том же режиме для
температур охлаждающей жидко-
сти на входе в насос 63; 75; 86;
97 и 108° С. Паровое простран-
ство верхнего бачка радиатора
было сообщено с атмосферой при
помощи дренажного клапана
в пробке радиатора, отрегулиро-
ванного на давление 1 кгс/см2.
При повышении температуры
охлаждающей жидкости в закры-
той системе охлаждения в верх-
нем бачке радиатора абсолютное
давление возрастало. Минималь-
ное абсолютное давление ограни-
чивалось давлением парообразо-
вания при данной температуре,
Рис. 109. Зависимость давления
парообразования и абсолютного
давления иа входе в насос от тем-
пературы воды tB (п = 3000 об/мин,
дроссельная заслонка открыта пол-
ностью, без термостата)
а максимальное — затяжкой пружины дренажного клапана.
Из-за наличия воздуха, а возможно и газов, давление в паро-
вой полости бачка радиатора выше давления парообразования
при данной температуре. Это давление определяет давление во
всех точках системы охлаждения. Вследствие этого кривые после-
довательной потери напора в различных точках закрытой системы
охлаждения расположились на неодинаковой высоте при разных
температурах охлаждающей жидкости. Кавитационный запас
в этом случае изменяется от 7,75 м вод. ст. при /в = 63° С до
2,3 м вод. ст. при tB = 108° С.
На рис. 109 показаны зависимости от температуры давления
парообразования (кривая 7) и абсолютного давления охлажда-
ющей жидкости при входе в насос для закрытой (кривая 3) и
открытой (кривая 2) систем охлаждения.
201
Для одних и тех же температур кавитационный запас при
работе с закрытой системой (А/г3) значительно выше, чем при
работе с открытой системой (A/i0). Штриховой линией показано
предполагаемое продолжение кривой при дальнейшем увеличении
температуры охлаждающей жидкости. Из графика на рис. 109
также следует, что абсолютное давление охлаждающей жидкости
на входе в насос в закрытой системе с ростом температуры повы-
шается.
дроссельная заслонка полностью открыта; давление в системе 1 кгс/см2):
—— ------с термостатом; — — — — без термостата; / 4 — потери напора в системе;
5 и 6 — давление парообразования при разной температуре ^в; и АЛд — кавитацион-
ные запасы при — 86° С; A/ig и АЛ^ — при — 97° С
Однако закон изменения абсолютного давления на входе в насос
отличен от закона изменения давления парообразования в зави-
симости от температуры. Вследствие этого несмотря на повышение
абсолютного давления охлаждающей жидкости кавитационный
запас с увеличением температуры жидкости в системе охлажде-
ния уменьшается.
С понижением кавитационного запаса кавитация возникает
постепенно в отдельных участках потока, в которых, как указы-
валось выше, абсолютное давление жидкости падает до давления
парообразования при данной температуре. В точках пересечения
кривыми 2 и 3 кривой 1 можно ожидать наступления разрыва
сплошности потока, т.е. прекращение циркуляции. Если абсо-
202
лютное давление на всей линии всасывания понизится до давле-
ния парообразования при данной температуре, разрыв струи
жидкости в открытой системе должен наступить при температуре
93° С. При закрытой системе (без термостата) прекращения цирку-
ляции следует ожидать при тепературе жидкости на входе в насос
около 119° С.
На рис. 110 приведены кривые потери напора в системе охлаж-
дения при работе с термостатом. Для сравнения нанесены анало-
гичные кривые (штриховые) для системы охлаждения без термо-
стата. Как следует из этого графика, наличие термостата в си-
стеме охлаждения вызывает некоторое увеличение давления на
выходе из насоса и соответствующее уменьшение давления па входе
в него. Давление в точках, расположенных за термостатом, также
заметно уменьшается, что вызывает понижение кавитационного
запаса.
Следует напомнить, что при описываемых испытаниях в си-
стему был включен водомер, поэтому некоторую часть потери
напора надо отнести на его счет. Сопротивление водомера весьма
незначительно, однако удаление его из системы должно вызвать
некоторое уменьшение гидравлических потерь, давления па входе
в насос и, следовательно, некоторое увеличение кавитационного
запаса.
В результате проведенной работы был сделан вывод, что
при закрытой системе охлаждения и давлении в ней 1 кгс/см2
двигатель работает нормально на всех режимах до температуры
воды на выходе из него 120° С,
Глава VI. ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВА.
ПРЕДПУСКОВОЙ ПОДОГРЕВАТЕЛЬ
ПУСКОВЫЕ КАЧЕСТВА ДВИГАТЕЛЯ ЗИЛ-130
При создании V-образного двигателя ЗИЛ-130 большое вни-
мание было уделено его пусковым качествам при отрицательных
температурах окружающего воздуха. Во время испытаний и
доводки двигателя проводились работы по подбору пусковых
регулировок карбюратора, определению минимальной частоты
вращения коленчатого вала при пуске, скорости его провертыва-
ния в зависимости от состояния аккумуляторной батареи, сорта
применяемого масла и его вязкости.
Испытания велись в холодильной камере, где можно было
создать и длительное время поддерживать температуру окружа-
ющего воздуха от 0 до —50° С. Для определения теплового состоя-
ния двигателя в его деталях были установлены хромелькопеле-
вые термопары, которые подключались к электронному потен-
циометру. К испытаниям и замерам приступали только в тот
момент, когда температуры всех проверяемых деталей двигателя
и окружающего воздуха были одинаковыми или различались не
более чем на ГС.
Процесс пуска двигателя записывался на пленку осцилло-
графа, при этом фиксировались время, частота вращения колен-
чатого вала, сила тока и напряжение на клеммах стартера.
ПОДБОР ПУСКОВОЙ РЕГУЛИРОВКИ КАРБЮРАТОРА
Одним из основных факторов, определяющих надежность пуска
холодного двигателя при отрицательных температурах окружа-
ющего воздуха, является правильно выбранная регулировка
карбюратора на пусковых режимах.
При пуске холодного двигателя процесс смесеобразования
значительно ухудшается из-за низкой скорости потока во впуск-
ном трубопроводе и резкого ухудшения испаряемости бензина
с понижением температуры окружающего воздуха. Поэтому смесь
в начале пуска должна быть как можно более богатой. Однако
экспериментальным путем в процессе доводки двигателя уста-
204
новлено, что чрезмерное обогащение смеси (коэффициент избытка
воздуха менее 0,05) приводит к забрасыванию свечей жидкой
фазой бензина и к прекращению искрообразования. При увели-
чении расчетного коэффициента избытка воздуха более 0,07
необходимо повышать минимальную пусковую частоту вращения
коленчатого вала.
После того как двигатель начнет работать устойчиво с закры-
той воздушной заслонкой, расход топлива должен быть таким,
при котором коэффициент избытка воздуха приближается к низ-
шему пределу воспламеняемости топлива. Это необходимо для того,
чтобы при прогреве двигателя не прекратилось воспламенение
топливо-воздушной смеси, т. е. чтобы двигатель не перестал
работать.
Получить такой расход топлива при устойчивой работе дви-
гателя с карбюратором К-88 после пуска с одновременным обеспе-
чением а = 0,055ч-0,07 на пусковых режимах не представлялось
возможным. Произведенные эксперименты показали, что холод-
ный двигатель устойчиво работает с закрытой воздушной заслон-
кой при отрицательных температурах до температуры прогрева
6—10° С, если коэффициент избытка воздуха равен 0,27. При
коэффициенте избытка воздуха менее 0,27 двигатель после пуска
останавливается.
Во время испытаний было установлено, что, кроме качествен-
ного состава смеси, на пуск двигателя влияет аэродинамическое
сопротивление карбюратора, характеризующееся разрежением
после него. При температуре окружающего воздуха —10° С
двигатель пускался с закрытой воздушной заслонкой, но при
различных углах открытия дроссельных заслонок. Поставленный
эксперимент показал, что при угле открытия дроссельной за-
слонки 6° появляются вспышки в цилиндрах и частота вращения
коленчатого вала увеличивается до 230—260 об/мин, после чего
двигатель останавливается. Только при угле открытия дроссель-
ных заслонок 12° двигатель после появления вспышек в цилин-
драх устойчиво работает при п~ 1000ч-1200 об/мин, при этом
коэффициент наполнения = 0,55ч-0,65. Увеличение этого
коэффициента (уменьшение разрежения после карбюратора) при-
водило к повышению частоты вращения коленчатого вала после
пуска до 2000—2500 об/мин; такая высокая частота вращения
холодного двигателя нецелесообразна с точки зрения долговечности
его деталей.
Из полученных экспериментальным путем данных следует,
что карбюратор К-88 должен иметь такую пусковую характе-
ристику чтобы обеспечивать:
— состав смеси с расчетным коэффициентом избытка воздуха
0,055—0,07 при частоте вращения коленчатого вала стартером
30—100 об/мин;
— коэффициент избытка воздуха не менее 0,27 при устойчивой
работе двигателя с закрытой воздушной заслонкой после пуска;
205
— коэффициент наполнения 0,55—0,65.
После доводочных работ по снижению минимальной пусковой
частоты вращения двигателя в холодном состоянии путем подбора
оптимального качественного и количественного состава смеси
карбюратор был отрегулирован на безмоторной вакуумной уста-
новке. Продувка карбюратора производилась с закрытой воздуш-
ной заслонкой при различном расходе воздуха, проходящего через
него. При каждом расходе воздуха замерялись расход топлива и
разрежение за карбюратором. Зависимость расхода топлива и
разрежения после карбюратора от расхода воздуха называется
пусковой характеристикой карбюратора.
Рис. Ill. Пусковые характеристики карбюратора
К-88:
----— — запроектированная при разработке карбю-
ратора; -------—— рекомендованная после доводки
Снятая на безмоторной установке пусковая характеристика
карбюратора (запроектированная) не соответствовала параметрам,
полученным при его доводке. Рекомендованная пусковая харак-
теристика карбюратора (рис. 111) была получена путем подбора:
— угла открытия дроссельных заслонок при закрытой воз-
душной заслонке;
— площади проходного сечения окна клапана воздушной
заслонки;
— хода клапана воздушной заслонки;
— жесткости пружины и ее конфигурации.
Кроме того, было введено дополнительное отверстие в воздуш-
ной заслонке.
МИНИМАЛЬНАЯ ПУСКОВАЯ ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ
Под минимальной пусковой частотой вращения подразуме
вается наименьшая скорость провертывания коленчатого вала
стартером, при которой двигатель начинает устойчиво работать
после двух (не более) попыток пуска для данной температуры
206
окружающего воздуха. Эта частота вращения различна в зависи-
мости от теплового состояния двигателя и температуры окружа-
ющего воздуха. Минимальную пусковую частоту вращения опре-
деляли при разной температуре окружающего воздуха при работе
двигателя на летнем бензине А-76 следующим образом. При за-
данной частоте вращения коленчатого вала стартером производили
не более трех попыток пуска. Если двигатель в первом опыте
начинал работать только с третьей попытки, то в следующем опыте
частоту вращения коленчатого вала увеличивали до тех нор,
пока двигатель не стал пускаться со второй попытки. При обра-
ботке полученного материала определяли: среднюю частоту вра-
щения коленчатого вала перед появлением первой вспышки
в цилиндрах, среднюю частоту вращения при устойчивой работе
двигателя после пуска, время до появления первой вспышки
и время от начала пуска до начала устойчивой работы двигателя.
На рис. 112 приведены зависимости минимальной пусковой
частоты вращения двигателя ЗИЛ-130 от температурь! окружа-
ющей среды при подобранном установочном угле опережения
зажигания и соответствующей регулировке карбюратора. В ре-
зультате доводочных работ минимальная пусковая частота враще-
ния значительно снизилась. Так, при температуре —5° С она
уменьшилась с 60 до 18 об/мин, а при —15° С — с 78 до 20 об/мин.
Такое снижение минимальной пусковой частоты вращения
в значительной степени улучшает пусковые качества двигателя.
Однако при температурах до —15° С время от появления первой
йспышки до начала устойчивой работы двигателя составляет
3—5 с. При дальнейшем понижении температуры это время увели-
чивается до 9—11 с, что в значительной степени зависит от рез-
кого ухудшения испаряемости летнего бензина А-76. Для опре-
деления влияния топлива на минимальную пусковую частоту
вращения были проведены испытания с использованием бензина
различных сортов: летнего бензина А-76, зимнего бензина А-76,
24. Физико-химические свойства бензинов
Показатели А-76, летний А-76, зимний А-76, утяжеленный «Экстр а»
Октановое число (по мо- торному методу) . . . 76,5 77,4 76 87
Температура начала пе- регонки в °C ... 46 30 68 38
Температура перегонки в °C: 10% 63 58 80 74
50% ЮЗ 90 104 ПО
90% 162 142 141 134
Давление насыщенных паров в мм рт. ст. 430 650 220 390
207
приготовленного по техническим требованиям завода им. И. А. Ли-
хачева, бензина А-76 утяжеленного фракционного состава, по-
лученного методом выпаривания легких фракций, и бензина
«Экстра». Некоторые физико-химические свойства этих бензинов
приведены в табл. 24.
На рис. 113 приведена зависимость минимальной пусковой
частоты вращения от температуры при использовании бензина
различных сортов. Из графика следует, что сорт бензина оказы-
вает большое влияние на эту минимальную частоту вращения.
Рис. 112. Минимальная пусковая ча-
стота вращения коленчатого вала в за-
висимости от температуры окружаю-
щего воздуха t:
1 — до доводочных работ по улучшению
пусковой характеристики карбюратора
К-88; 2 — в соответствии с рекомендован-
ной пусковой характеристикой карбюра-
тора К-88
Рис. ИЗ. Влияние сорта бензина^на
минимальную пусковую частоту вра-
щения двигателя:
1 — зимний бензин А-76; 2 — летний бен-
зин А-76; 3 — бензин «Экстра»; 4 — утя-
желенный бензин А-76
Она значительно меньше в случае применения зимнего бензина
А-76, чем при использовании летнего бензина А-76. Это особенно
сказывается при низких отрицательных температурах окружа-
ющего воздуха. Например, при температуре —35° С минимальная
пусковая частота вращения снижается почти вдвое.
При частоте вращения коленчатого вала, равной минимальной
пусковой частоте вращения двигателя при работе на летнем бен-
зине А-76, пуск двигателя на зимнем бензине А-76 происходит
значительно быстрее. Время от появления первой вспышки до
начала устойчивой работы двигателя уменьшается вдвое, вслед-
ствие чего снижается износ деталей двигателя во время пуска.
Пусковые качества двигателя при использовании бензина
«Экстра» ухудшаются по сравнению с таковыми в случае работы
его на летнем бензине А-76 и при температуре —30° С для
надежного пуска двигателя частоту вращения коленчатого вала
208
необходимо увеличить с 40 до 58 об/мин. Применение утяжелен-
ного бензина приводит к резкому повышению минимальной пу-
сковой частоты вращения. При температуре —16° С она возра-
стает в 4 раза по сравнению
с минимальной пусковой часто-
той вращения при работе дви-
гателя на летнем бензине А-76.
Проведенные исследования по
определению влияния физико-
химических свойств бензинов
на пусковые качества двигателя
показали, что важным факто-
ром, от которого в значительной
степени зависит минимальная
пусковая частота вращения,
является давление на сыщенных
паров. На рис. 114 показана
зависимость давления насы-
щенных паров бензина от тем-
пературы.
Сравнивая графики на
рис. ИЗ и 114, видим, что
кривые минимальной пусковой
частоты вращения по мере по-
нижения температуры окру-
Рис. 114. Зависимость давления насы-
щенных паров бензина р от темпера-
туры окружающего воздуха I.
1 — зимний бензин А-76; 2 — летний бен-
зин А-76; 3 — бензин «Экстра»; 4 — утя-
желенный бензин А-76
жающего воздуха становятся
более крутыми, при этом чем больше давление насыщенных па-
ров бензина, тем при более низкой температуре и при меныпей
частоте вращения возрастает крутизна этих кривых.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
ПРИ ПРОВЕРТЫВАНИИ ЕГО СТАРТЕРОМ
Частоту вращения коленчатого вала при провертывании его
стартером определяли при работе двигателя на моторных маслах
двух сортов с разной вязкостной характеристикой: АС-8 и АСЗп-6.
Для определения влияния теплового состояния двигателя и
степени зарядки аккумуляторной батареи на частоту вращения
коленчатого вала использовали: батарею, имеющую температуру
двигателя (холодная батарея) и 75%-ную степень зарядки; ба-
тарею, имеющую положительную температуру (теплая батарея)
и 75%-ную степень зарядки и полностью заряженную теплую
батарею. Во всех случаях питание стартера осуществлялось от
аккумуляторной батареи 6-СТ-78. При испытаниях температура
электролита батареи отличалась от заданной на 1—2° С, а плот-
ность электролита не более чем на 0,01 г/см3. В процессе испытаний
определяли среднюю частоту вращения коленчатого вала, тем-
пературу и плотность электролита, среднюю силу тока, потреб-
14 Заказ 181 209
Ляемого стартером, и напряжение на клеммах аккумуляторной
батареи.
На рис. 115 изображены кривые зависимости частоты вращения
коленчатого вала от температуры окружающей среды, сорта
масла и состояния аккумуляторной батареи. Из графиков следует,
что наибольшая частота вращения достигается при применении
загущенного моторного масла АСЗп-6 и питании стартера от теп-
п об/мин лой аккумуляторной батареи.
Рис. 115. Зависимость от температуры t
Например, при температуре
двигателя —20° С в случае
применения масла АС-8 хо-
лодная батарея с 75%-ной
степенью зарядки обеспечи-
вает частоту вращения ко-
ленчатого вала 27 об/мин,
а теплая батарея — частоту
вращения 43 об/мин. При за-
мене масла АС-8 маслом
АСЗп-6 частота вращения
становится соответственно 44
и 60 об/мин.
ПУСКОВЫЕ КАЧЕСТВА
ДВИГАТЕЛЯ ПОСЛЕ ДОВОДКИ
Минимальная пусковая
частота вращения коленча-
того вала и частота вращения
его при провертывании стар-
частоты вращения п коленчатого вала,
провертываемого стартером, питающимся
от аккумуляторной батареи 6-СТ-78:
--------масло АС-8; — — — — масло
АСЗп-6; 1 — теплая, полностью заряженная
аккумуляторная батарея; 2 — теплая акку-
муляторная батарея, 75%-ная степень за-
рядки; 3 — холодная аккумуляторная бата-
рея, 75%-ная степень зарядки
тером в основном характери-
зуют пусковые качества дви-
гателя. Надежным считается
такой пуск, когда двигатель,
имеющий температуру окру-
жающего воздуха, пускается
с двух (не более) попыток (по
10 с каждая с интервалом 1 мин). Предельной для надежного пуска
является такая температура, при которой возможен пуск охлаж-
денного двигателя с помощью стартера, питающегося от аккуму-
ляторной батареи, имеющей температуру двигателя и 75%-ную
степень зарядки. В условиях эксплуатации температура электро-
лита аккумуляторной батареи может быть выше температуры
охлажденного двигателя, а степень зарядки больше 75%, напри-
мер, при постановке на автомобиль новой аккумуляторной бата-
реи или после подзарядки ее на зарядной станции. Поэтому
на практике надежный (предельно возможный) пуск может
осуществляться при температуре, которая ниже предельной.
На рис. 116 приведена зависимость минимальной пусковой
частоты вращения двигателя от температуры окружающего воз-
210
духа i и сорта бензина. Из графика следует, что при использова-
нии летнего бензина А-76 и масла АС-8 надежный пуск двигателя
возможен до температуры —21° С, а в случае применения масла
АСЗп-6 до —25° С. Предельно возможный пуск при работе дви-
гателя на масле АС-8 осуществляется до температуры —24° С, а на
масле АСЗп-6 до —27° С. Применение зимнего бензина А-76
Рис. 116. Характеристика пусковых качеств двигателя ЗИЛ-130:
DEF — зона надежного пуска при использовании масла АС-8 и летнего бензина А-76;
АВС — зона надежного пуска при использовании масла АСЗп-6 и зимнего бензина А-76;
———-----масло АС-8; —.— — — масло АСЗп-6; I — изменение минимальной пусковой
частоты вращения; Z7 — изменение частоты вращения коленчатого вала, провертывае-
мого стартером, питающимся от аккумуляторной батареи; 1—зимний бензин А-76; 2 —
летний бензин А-76; 3 — бензин «Экстра»; 4 — холодная аккумуляторная батарея,
75%-ная степень зарядки; 5 —теплая аккумуляторная батарея, 100%-ная степень
зарядки; 6 — утяжеленный бензин А-76
25. Результаты контрольных пусков двигателя ЗИЛ-130
(масло АСЗп-6, степень зарядки аккумуляторной батареи 75%)
Параметры Зимний бензин А-76 Летний бензин А-76
Температура в СС: двигателя . —27 —25
аккумуляторной батареи .... - -25 —26
воздуха в холодильной камере —27 —25
Средняя частота вращения коленча- того вала в об/мин . ..... 28 30
Число попыток 2 3
Время до начала устойчивой работы двигателя вс ........ 10,2-|-2,8 10,5 | 10,2 j 5,8
14*
в сочетании с загущенным маслом АСЗп-6 позволяет расширить
интервал температур надежного пуска двигателя.
Проведенный комплекс исследований двигателя в холодиль-
ной камере показал, что двигатель ЗИЛ-130 обладает надежным
пуском при отрицательных температурах. Контрольные пуски,
результаты которых приведены в табл. 25, подтвердили выводы
о хороших пусковых качествах двигателя ЗИЛ-130.
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ЭЛЕМЕНТОВ
ПРЕДПУСКОВОГО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ
Как показывает практика и результаты экспериментальных
исследований, предпусковой подогрев — наиболее эффективный
способ осуществления надежного пуска двигателя зимой. Поэтому
на всех выпускаемых ЗИЛом автомобилях предусматривается
возможность установки предпускового подогревателя, а часть
автомобилей оборудуется системой предпускового подогрева на
заводе.
В настоящее время известно большое количество предпуско-
вых подогревателей, отличающихся принципом действия, сте-
пенью эффективности, видом используемого теплоносителя, спо-
собом передачи тепла двигателю, видом потребляемого топлива
и конструкцией.
Выбор типа предпускового подогревателя для автомобиля
ЗИЛ-130 был продиктован конструкцией двигателя и условиями
его эксплуатации. Предпусковой подогреватель должен обеспе-
чивать достаточную эффективность подогрева, быть постоянно
готовым к действию, надежным, безопасным в пожарном отноше-
нии, иметь малый расход электроэнергии, кроме того, конструк-
ция должна быть компактной и технологичной.
ТИП ГОРЕЛКИ
Применявшиеся до 1961 г. на автомобилях ЗИЛ и ГАЗ пред-
пусковые подогреватели с паяльными лампами имели ряд прин-
ципиальных недостатков:
— сгорание топлива в них происходило без принудительной
подачи воздуха, вследствие чего их тепловая производительность
не превышала 9000 ккал/ч при относительно большом расходе
топлива (до 3 кг/ч);
— имелась пожарная опасность из-за догорания топлива
на выходе из котла, для ограждения пламени устанавливался
большой лоток;
— розжиг паяльной лампы был недостаточно удобен и наде-
жен из-за частого засорения капсул.
Бесфорсуночная горелка низкого давления, примененная на
предпусковом подогревателе типа П-100 для новых автомобилей
ЗИЛ, лишена этих недостатков. Топочный воздух в горелку по-
212
дается принудительно специальным вентилятором. Распиливание
топлива в горелке осуществляется вихревым потоком воздуха.
Для лучшего испарения топлива камера сгорания имеет футе-
ровку из листового асбеста. Диаметр и объем камеры сгорания
выбраны из расчета сгорания в ней 2 кг топлива в час.
При выбранном соотношении расходов воздуха и топлива
происходит наиболее полное сгорание внутри котла без пламени
и копоти на выпуске. Бензиновые горелки указанного типа отно-
сительно просты в изготовлении, обеспечивают надежный пуск
двигателя при любых температурах окружающего воздуха и горят
без копоти. На привод вентилятора требуется небольшое коли-
чество электроэнергии.
При коэффициенте избытка воздуха 1,1 предпусковой подо-
греватель П-100 имеет тепловую производительность 14 000 ккал/ч
и расход бензина 2 кг/ч. Расход воздуха при этом составляет
28,2 м3/ч.
СИСТЕМА ПОДАЧИ ТОПЛИВА
Для того чтобы работа горелки была надежной, система пита-
ния предпускового подогревателя типа П-100 максимально упро-
щена. Топливо подается самотеком из специального бачка, заправ-
ляемого вручную. От заправки бачка топливным насосом двига-
теля пришлось отказаться, так как в этом случае необходима
установка герметичных кранов в напорной части топливной
магистрали между насосом и бачком.
Удобны в эксплуатации и безопасны в пожарном отношении
электромагнитные диафрагменные топливные насосы отопитель-
ных установок. Но имеющиеся на производстве такие насосы
недостаточно надежны и могут работать только до температуры
—30° С поэтому их не применяют для предпусковых подогрева-
телей.
Чтобы расход топлива был постоянным при уменьшении его
уровня в бачке, на автомобилях ЗИЛ-157К и первых автомобилях
ЗИЛ-130 устанавливался поплавковый регулятор подачи топлива
(рис. 117). Расход топлива в этом случае определяется высотой
расположения регулятора по отношению к котлу и степенью
открытия дозирующей иглы. В процессе эксплуатации автомобиля
регулятор подачи топлива не всегда заполнялся бензином. Это
приводило к разрушению поплавка.
Чтобы избежать переливания топлива и связанной с этим
пожарной опасности, была принята новая топливная система без
регулятора. Отказаться от последнего стало возможным после
установки на достаточно большой высоте от котла топливного
бачка плоской формы. Количество топлива в таком бачке мало
влияет на работу предпускового подогревателя и в этом случае
дозирующую иглу можно устанавливать так, чтобы при нижнем
уровне топлива в бачке тепловая производительность была бы
213
не менее 14 000 ккал/ч, а при верхнем уровне— не выбрасыва-
лось бы пламя из выпускного патрубка котла. В таком положнии
иглу пломбируют.
Рис. 117. Регулятор подачи топ-
лива предпускового подогрева-
теля:
1 — электромагнитный клапан;
2 — дозирующая игла; 3 — попла-
вок; 4 — топливный фильтр
НЕОБХОДИМАЯ ТЕПЛОВАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ
ПОДОГРЕВАТЕЛЯ
По техническим условиям на автомобиль ЗИЛ-130 требуется,
чтобы предпусковой подогреватель обеспечивал надежный пуск
двигателя за 30 мин при температуре наружного воздуха —30° С.
Из экспериментальных данных известно, что для надежного
пуска двигателя ЗИЛ-130 температура головок блоков должна
быть 80—90° С, а средняя температура коренных подшипников
—5° С. Эти данные в совокупности с основными параметрами
двигателя служили исходными величинами для определения
необходимой тепловой производительности предпускового подо-
гревателя. Определить точно аналитическим путем потребное
количество тепла с учетом возможных потерь не представлялось
возможным вследствие сложности процессов, происходящих при
передаче тепла двигателю (неустановившийся процесс теплооб-
мена, неодинаковые температуры различных частей двигателя
и ряд других факторов). Известные способы расчета этого коли-
чества тепла для подогрева двигателя сводятся к тому, что вся
силовая установка или ее части приравниваются к условным телам
с постоянными теплоемкостями, определенными опытным путем.
214
Так, для двигателя ЗИЛ-130, имеющего массу 435 кг, условная
теплоемкость подшипников, по данным НАМИ, отнесенная к этой
массе, равна 2,8 кДж/(кг-°С). Этот же параметр для головки
блока цилиндров составляет 0,45 кДж/(кг-'?С). Указанные дан-
ные были получены уже после того, как закончилось проектиро-
вание автомобиля ЗИЛ-130 и велась подготовка его производства.
Поэтому эти цифры были использованы для поверочных расчетов
уже установленного на двигатель предпускового подогревателя
типа П-100 с тепловой производительностью 14 000 ккал/ч.
Подшипники коленчатого вала прогреваются медленнее, чем
головки блока цилиндров, поэтому необходимую тепловую про-
изводительность можно рассчитать из условия прогрева подшип-
ников по следующей формуле:
О —
~ 60т ’
где kt — условная теплоемкость подшипников коленчатого
вала;
А/пш—перепад температур подшипников до прогрева и
после него;
т — время прогрева.
Для двигателя ЗИЛ-130 (kt = 2,8-435 = 1220 кДж/ ’С; А/пш =
= 30 — 5 = 25° С; т = 30 мин)
Qn = -дд-д!" = кВт?> 14600 ккал/ч.
Таким образом, тепловая производительность предпускового
подогревателя близка к расчетной. Достаточную эффективность
его показывают и результаты испытаний. Практически двигатель
ЗИЛ-130 можно пустить при температуре —20° С уже после
15-минутного прогрева, а при температуре —40° С — после
работы предпускового подогревателя в течение 25 мин.
СИСТЕМА ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ
Количество электричества, расходуемое аккумуляторными ба-
тареями на прогрев двигателя с применением предпускового
подогревателя, определялось по формуле
п __ I Л-^2
4 ~~ 3600 1 3600 ’
где /СЕ— сила тока, потребляемого свечой, в А;
—• время работы свечи в с;
1Э — сила тока, потребляемого электромагнитным клапаном
и двигателем, в А;
t2 — время работы электромагнитного клапана и электро-
двигателя в с.
215
Для предпускового подогревателя 11-100
15-120 . 2,6-1800 , сл
<? = ^бо^-+~збоо-==1’8Ач-
Для зажигания горючей смеси в предпусковом подогревателе
П-100 установлена свеча накаливания. Искровая свеча потреб-
ляет значительно меньшую мощность, но она не может надежно
воспламенять неиспаренное топливо при отрицательных темпе-
ратурах.
Для обеспечения пожарной безопасности предпускового подо-
гревателя в системе подачи топлива установлен электромагнитный
клапан, сблокированный с электродвигателем вентилятора. В слу-
чае понижения напряжения в электросети частота вращения вала
электродвигателя падает, и вентилятор подает недостаточное
количество воздуха, при этом горение сопровождается выбрасы-
ванием пламени из выпускного патрубка. Если напряжение очень
мало, электромагнитный клапан закрывает доступ бензина в ка-
меру сгорания, и, таким образом, прекращается работа подо-
гревателя.
ТИП ВЕНТИЛЯТОРА
Первоначально для предпускового подогревателя был запроек-
тирован вентилятор от отопителя кабины автомобиля ГАЗ-51
с электродвигателем МЭ-11 мощностью 4 Вт. Подогреватель
с этим вентилятором предназначался для рядных двигателей
ЗИЛ. Он прошел стендовые испытания, но при установке на
автомобиль и при испытаниях в холодильной камере выявились
некоторые недостатки конструкции: теплообменник покрывался
нагаром, уменьшались проходные сечения, увеличивалось сопро-
тивление газового тракта и мощности электродвигателя было не-
достаточно для вращения вентилятора. С уменьшением частоты
вращения вентилятора увеличивалось отложение нагара. Вслед-
ствие этого была проведена дополнительная работа по подбору
вентилятора и расположению его на автомобиле ЗИЛ-157К.
Электродвигатель МЭ-11 был заменен электродвигателем МЭ-201,
а вентилятор перенесен из-под капота в кабину, чтобы подаваемый
им в горелку воздух не содержал отработавших газов. Воздух
нагнетается по шлангу, проходящему через отверстие в мотор-
ном щите.
Учитывая этот опыт, на автомобиле ЗИЛ-130 вентилятор,
установленный под капотом, был снабжен воздухозаборником для
питания подогревателя наружным воздухом.
СИСТЕМА ПОДАЧИ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ.
РАЗМЕЩЕНИЕ СИСТЕМЫ ПОДОГРЕВА НА АВТОМОБИЛЕ
Циркуляция жидкости в системе, как известно, может осу-
ществляться или принудительно, или термосифонным способом.
Принудительная циркуляция не могла быть применена на авто-
216
Мобиле ЗИЛ-130 из-за сложности системы, а также вследствие
больших затрат электроэнергии на привод насоса. При термо-
сифонной циркуляции гравитационный напор определяется пере-
падом между температурой нагретой жидкости в котле и темпе-
ратурой охлажденной жидкости в блоке цилиндров двигателя,
а также взаимным расположением котла и блока.
На автомобиле ЗИЛ-130 для достижения максимально воз-
можного гравитационного напора котел расположен достаточно
низко по отношению к блоку цилиндров.
Напор определялся по формуле (в м вод. ст.)
У/__ h (Рз Pi)
Ро ' ’
где h — расстояние между центрами нагрева и охлаждения;
h = 0,5 м;
р 2 — плотность воды при температуре ее в котле 50° С; р 2 =
= 988,1 кг/м3;
р2 — плотность воды при температуре ее в блоке двигателя
80° С; рх = 971,8 кг/м3;
Ро — плотность воды при нормальных условиях; р0
= 1000 кг/м3.
Подставляя в формулу численные величины, получим Н =
= 0,008 м вод. ст.
Полученный напор мал, поэтому коммуникации между котлом
и блоком цилиндров выполнены так, чтобы они имели малое ги-
дравлическое сопротивление (без крутых перегибов и обрат-
ных уклонов, достаточное сечение труб и минимальная их
длина).
При решении вопроса о размещении системы подогрева на
автомобиле ЗИЛ-130 учитывалась довольно плотная компоновка
его подкапотного пространства. Оказалось целесообразным рас-
членить систему подогрева на отдельные агрегаты, разместив их
в различных частях автомобиля.
Так, пульт управления находится в наиболее доступном месте
на моторном щите, бачок с топливом установлен на компрессоре
тормозной системы, вентилятор с электродвигателем в сборе кре-
пится на рамке радиатора.
КОНСТРУКЦИЯ ПРЕДПУСКОВОГО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ
Предпусковой подогреватель двигателя автомобиля ЗИЛ-130
состоит из следующих основных узлов: котла предпускового
подогревателя, вентилятора, топливного бачка, электромагнит-
ного клапана, пульта управления и системы электрооборудо-
вания, соединительных трубопроводов и лотка подогрева
масла.
217
Котел предпускового подогревателя (рис. 118) представляет
собой неразборную конструкцию, состоящую из камеры сгорания
и теплообменника. На входе в камеру сгорания воздух закручи-
вается десятью равномерно расположенными по окружности
лопатками 2 завихрителя. Закрученный поток воздуха смеши-
вается с топливом, поступающим в камеру сгорания через штуцер 9.
К корпусу камеры сгорания приварен также штуцер 3, в котором
закреплена свеча накаливания. Стенки камеры сгорания выло-
жены футеровкой 4 из листового асбеста, укрепленного сеткой 5,
изготовленной из листа нержавеющей стали толщиной 0,5 мм.
Рис. 118. Котел предпускового подогревателя П-100:
I —- выпускной патрубок; 2 — лопатки завихрителя; 3 — штуцер крепления свечи;
4 — футеровка; 5 — сетка; 6 — диффузор; 7 — жаровая труба; 8 — полость теплооб-
менника; 9 — топливный штуцер
Огневой диффузор 6, через который пламя и горячие газы выходят
в жаровую трубу теплообменника, также сделан из нержавеющей
стали толщиной 1 мм. Все остальные детали камеры сгорания
и теплообменника изготовлены из листовой стали 08 толщиной
1—1,5 мм.
Через стенки жаровой трубы и газоходов теплообменника
тепло от газов передается жидкости (воде или антифризу), запол-
няющей полость 3 теплообменника. Наружные и внутренние
стенки газоходов и кожух котла состоят из двух половин, соеди-
ненных газовой сваркой. По всей длине котла стенки газоходов
образуют щели, которые способствуют улучшению термосифонной
циркуляции охлаждающей жидкости. Овальная форма придает
стенкам котла упругость, предохраняя его от разрушения в слу-
чае замерзания в нем воды.
Сгоревшие газы из котла выходят через выпускной патрубок,
изготовленный из трубы диаметром 60 мм, и с помощью лотка 2
(рис. 119), сделанного из стали 08 толщиной 1 мм, направляются
218
на масляный поддон двигателя. Проходное сечение раструба
лотка по площади равновелико выпускному патрубку котла.
Лоток крепится на выпускном патрубке с помощью специального
хомута и двух лапок, удерживающих его от выпадания в случае
ослабления крепления.
Для снабжения горелки предпускового подогревателя топоч-
ным воздухом служит центробежный вентилятор 3 с электро-
Рис. 119. Установка предпускового подогревателя на двигателе автомобиля
ЗИЛ-130:
I — котел; 2 — лоток; 3 — вентилятор; 4 — топливный бачок; 5 — электромагнитный
клапан; 6 — пульт
двигателем МЭ-202. Полезная мощность его равна 11 Вт, потреб-
ляемая мощность — до 42 Вт. Вентилятор подает воздух в камеру
сгорания через резиновый рукав с каркасом из стальной прово-
локи.
Топливный бачок 4 емкостью 2 л сварен из двух штампованных
половин из освинцованного листа толщиной 1 мм. Сверху на бачке
имеется горловина с укрепленной на цепочке пробкой, уплотнен-
ной прокладкой из бензостойкой резины. В нижней половине
бачка выштампован отстойник. Заборный кран с шариковым за-
порным устройством снабжен приемной трубкой (для забора топ-
лива с уровня не менее 20 мм от дна отстойника).
219
На автомобилях ЗИЛ-130, выпущенных до 1968 г., подогре-
ватель имел специальный регулятор подачи топлива, выполнен-
ный в одном корпусе с электромагнитным клапаном. Латунный
поплавок регулятора воздействовал на запорную иглу, изготовлен-
ную из нержавеющей стали, и поддерживал постоянный уровень
в поплавковой камере.
Электромагнитный клапан состоит из катушки, сердечника,
седла и пружины. В корпусе клапана размещена также регули-
ровочная игла, выполняющая функции дозирующего жиклера.
При нормальной работе подогревателя в процессе эксплуатации
пользоваться ею нет необходимости.
Начиная с 1968 г., на автомобили ЗИЛ-130 устанавливается
плоский топливный бачок и вместо регулятора применяется
электромагнитный клапан 5 с регулировочной иглой. Для сохра-
нения прежнего среднего расхода топлива проходные сечения под
иглой уменьшены, поэтому для лучшей фильтрации топлива
в корпусе электромагнитного клапана установлен объемный
топливный фильтр.
На моторном щите под капотом автомобиля расположен пульт
управления предпусковым подогревателем. На пульте размещен
выключатель пусковой свечи, контрольная спираль и трехпо-
зиционный переключатель. Пусковая свеча включена последова-
тельно с контрольной спиралью, изготовленной из нихромовой
проволоки диаметром 0,9 мм. По степени накала этой спирали
судят о работе свечи. В нулевом положении трехпозиционного
переключателя все выключено, в первом положении — включен
вентилятор, во втором положении — включен вентилятор вместе
с электромагнитным клапаном подачи топлива.
Водяная рубашка блока цилиндров двигателя соединяется
с водяной полостью котла подводящими и отводящими трубо-
проводами.
Горячая вода из котла выходит по трубопроводу, изготовлен-
ному из стальной трубы диаметром 32 мм (толщина стенки 1,2 мм).
Холодная вода из блока цилиндров поступает в котел по трубе
с наружным диаметром 22 мм (толщина стенки 1 мм). В блок
ввернуты штуцера, изготовленные из алюминиевого сплава литьем
под давлением. Штуцера и трубы соединяются резиновыми шлан-
гами с тканевой прокладкой. Шланги надеваются на трубы с на-
тягом 2 мм и затягиваются хомутами. Для более надежного креп-
ления шлангов концы труб развальцовывают. На котле и его
подводящей трубе расположены сливные краны игольчатого типа.
Трубопровод от топливного бачка к электромагнитному клапану
состоит из трубки диаметром 8 мм и шланга. Такой диаметр
выбран для сохранения стандартной арматуры, соединяющей
трубопровод с краником топливного бачка, который унифициро-
ван с заборным краном топливного бака автомобиля. Трубопровод
от электромагнитного клапана к котлу изготовлен из томпаковой
трубки диаметром 5 мм.
220
ИСПЫТАНИЯ И ДОВОДКА ПРЕДПУСКОВОГО
ПОДОГРЕВАТЕЛЯ
Для испытания предпусковых подогревателей и снятия тепло-
технических характеристик был изготовлен специальный стенд,
оборудованный двумя одинаковыми бачками 1 и 2 (рис. 120) для
создания термосифонной циркуляции. Верхние кромки бачков
расположены на одном уровне. Холодная вода из водопровода
через вентиль 10 направляется в бачок 1 и по трубопроводу 9 —
в нижний патрубок подогревателя. Избыток воды через верхнюю
кромку бачка 1 постоянно сливается по трубопроводу 11.
Рис. 120. Схема стенда для испытания предпусковых подогрева-
телей:
1 — бачок холодной воды; 2 —- бачок горячей воды; 3 — котел; 4 —
мерные колбы; 5 — регулятор подачи топлива; 6 — мерный бачок; 7 —
вентилятор; 8 — миливольтметр; 9 — подводящий трубопровод; 10 —
вентиль; 11 — сливной трубопровод
При неработающем подогревателе вода в бачках 2 и 1 на-
ходится на одном уровне. Когда подогреватель работает, нагре-
тая вода под действием гравитационного напора переполняет
бачок 2 и направляется в мерный бачок 6, при помощи которого
определяют расход воды через подогреватель при термосифонной
циркуляции.
Температура воды в бачках измеряется ртутными термометрами
с ценой деления 0,2° С, расход топлива подогревателем — мер-
ными колбами 4, температура отработавших газов — при помощи
термопары и милливольтметра 8. Для измерения расхода воздуха,
подаваемого вентилятором 7 в камеру сгорания подогревателя,
служит крыльчатый анемометр.
221
Работу подогревателя оценивали по тепловой производитель-
ности, расходам топлива, а также температурам и составу отра-
ботавших газов.
При отработке системы подсоединения подогревателя к двига-
телю автомобиля было обращено внимание на обеспечение термо-
сифонной циркуляции охлаждающей жидкости, полного слива
жидкости из системы охлаждения и пожарной безопасности.
Было опробовано несколько схем подсоединения. Наилучшей
по равномерности разогрева оказалась схема, при которой го-
рячая жидкость (вода или антифриз) от подогревателя подводится
к рубашкам блоков цилиндров со стороны маховика через два
отверстия в верхней части двигателя. Эффективность предпуско-
вого подогрева проверялась в холодильной камере.
Двигатель был оборудован системой термопар, расположен-
ных в стенках блока цилиндров и в подшипниках. Температура
в измеряемых точках фиксировалась электронным автоматическим
потенциометром ЭПП-09 с точностью до ± 1° С.
Перед каждым опытом двигатель с установленным на нем
подогревателем выдерживался до тех пор, пока температура под-
шипников не становилась равной температуре холодильной
камеры.
Эффективность разогрева двигателя проверялась при запол-
нении системы водой и антифризом.
В случае использования для подогрева двигателя воды, послед-
ний был готов к пуску при начальной температуре —55° С за
30 мин (рис. 121, а). При этом разогревался не только блок ци-
линдров, но также и масло в картере двигателя.
При заправке системы антифризом скорость разогрева дви-
гателя несколько меньше (рис. 121, б), однако время подготовки
его к пуску (при той же начальной температуре) не превышает
35 мин.
Из графиков на рис. 121, а и б следует, что с наибольшей
скоростью нагреваются стенки цилиндров двигателя в задней
части блока. В начальный период работы подогревателя темпе-
ратура передней части блока повышается несколько медленнее,
при этом неравномерность нагрева отдельных цилиндров подлине
блока составляет примерно 60° С. В конце разогрева эта неравно-
мерность уменьшается до 15° С.
Результаты проведенных исследований в холодильной камере
показали, что подогреватель П-100, обладающий тепловой про-
изводительностью 14 000—16000 ккал/ч, обеспечивает эффектив-
ный предпусковой разогрев V-образного двигателя ЗИЛ-130.
Вследствие высокой тепловой напряженности поверхностей
нагрева котла, изготовленного из обыкновенной углеродистой
стали, и неразборности конструкции теплообменника были необ-
ходимы длительные испытания его на долговечность. Для этой
цели три подогревателя были установлены на специальный стенд,
на котором они проработали по 500 ч каждый. Режим работы
222
подогревателей на стенде по возможности был приближен к режиму
их работы при разогреве двигателя. В результате испытаний
было установлено, что теплотехнические параметры (расход
топлива и производительность) почти не изменились.
Рис. 121. Зависимость температуры двигателя ЗИЛ-130 от времени
разогрева его:
а — водой; б — антифризом М-65; 1 — задняя часть правого блока; 2 —
верхний патрубок; 3 — передняя часть правого блока; 4 — задняя часть
левого блока; 5 — масло в поддоне двигателя
Отложение накипи и нагара привело к увеличению массы
каждого подогревателя в среднем на 300 г. Поэтому в инструк-
циях по эксплуатации автомобилей ЗИЛ-130 особое внимание
уделено сливу воды из системы охлаждения в зимний период.
Эффективность работы подогревателей на автомобилях прове-
рялась в суровых условиях Крайнего Севера.
В результате длительных эксплуатационных испытаний авто-
мобилей ЗИЛ-130С в условиях Крайнего Севера установлено, что
время для подготовки автомобиля к выезду при температуре
окружающей среды —54° С составляет 45—50 мин. Из этого
времени 35 мин затрачивается на разогрев двигателя предпуско-
вым подогревателем. Затем подогреватель выключают и делают
выдержку в течение 10 мин. За это время восстанавливается на-
пряжение аккумуляторной батареи и выравнивается в различных
точках температура двигателя. Сведения, получаемые заводом из
автохозяйств, свидетельствуют о том, что установка предпуско-
вых подогревателей намного облегчает условия эксплуатации
автомобилей ЗИЛ-130 в зимний период.
223
Глава VII. ПОКАЗАТЕЛИ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЯ ЗИЛ-130.
ДОРОЖНО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ
Эффективные энергетические и экономические показатели дви-
гателя ЗИЛ-130 зависят от продолжительности периода приработки
и от вспомогательных агрегатов, устанавливаемых на нем.
Технические условия предусматривают проверку эффективных
показателей двигателя ЗИЛ-130 после заводской обкатки в тече-
ние 51,5 ч без следующих агрегатов: коробки передач, вентилятора
системы охлаждения, компрессора тормозной системы, насоса
гидроусилителя рулевого механизма и генератора.
При контрольной проверке применяют бензин А-76 (ГОСТ
2084—67) и масло АС-8 (ГОСТ 10541—63). Угол опережения за-
жигания устанавливают оптимальным при полностью открытой
дроссельной заслонке и частоте вращения коленчатого вала
2000 об/мин и в процессе испытаний не корректируют.
В качестве контрольных показателей используют:
— эффективную мощность Аеном ПРИ номинальной частоте вра-
щения (3200 об/мин) и соответствующее эффективное давление
— максимальный крутящий момент /Иепих и максимальное
среднее эффективное давление регпах.
— минимальный удельный расход топлива при полной на-
грузке;
— минимальный удельный расход топлива при частичных
нагрузках при п — 1600 об/мин;
— среднее давление внутренних потерь при полностью откры-
той дроссельной заслонке и при номинальной частоте вращения
и частоте вращения, соответствующей максимальному крутя-
щему моменту;
— условный механический к. п. д.
* Ре
11м ~ Ре + Pip ’
224
где ре и ртр — средние соответственно эффективное давление
и давление внутренних потерь при одной и той
частоте вращения;
— часовой расход топлива при минимальной частоте враще-
ния холостого хода GTx х;
— условный удельный расход топлива на холостом ходу
У л
где Ул — рабочей объем двигателя.
Как видно из табл. 26, после заводской обкатки наблюдается
относительно небольшое рассеивание показателей, что косвенно
указывает на стабильность технологического процесса изготовле-
ния двигателей ЗИЛ-130.
26. Осредненные эффективные энергетические и экономические
показатели двигателя ЗИЛ-130 по результатам контрольных испытаний
Показатели Среднее значение Среднее квадратичное отклонение Коэффициент вариации
Эффективная мощность при п — — 3200 об/мин в л. с 157 6,5 0,0415
Среднее эффективное давление при п = 3200 об/мин в кгс/см2 . . 7,35 0,305 0,0415
Максимальное среднее эффективное давление в кгс/см2 8,6 0,105 0,012
Максимальный крутящий момент Меп1ах в кгс • м 41,5 0,5 0,012
Минимальный удельный расход топ- лива при полной нагрузке в г/(л. с. ч) 238 8 0,0337
Минимальный удельный расход топ- лива при частичной нагрузке в г/(л. с. ч) ..... 221 10 0,0453
Среднее давление внутренних потерь при п. = 3200 об/мин в кгс/см2 . . 2,32 0,06 0,0432
Среднее давление внутренних потерь При частоте вращения, соответствую- щей максимальному крутящему мо- менту, в кгс/см2 1,32 0,04 0,0303
Условный механический к. п. д. при номинальной частоте вращения . . 0,760 0,014 0,0184
Условный механический к. п. д. при частоте вращения, соответствующей максимальному крутящего моменту 0,867 0,008 0,009
Часовой расход топлива при минималь- ной частоте вращения холостого хо- да в кг/ч 2,09 0,15 0,072
Условный удельный расход топлива на режиме холостого хода .... 347 25 0,072
Неравномерность работы цилиндров 0,92 0,04 0,044
Частота вращения, соответствующая срабатыванию ограничителя макси- мальной частоты вращения, в об/мин 3040 47 0,0155
15 Заказ 181
225
Процесс приработки двигателя ЗИЛ-130 не завершается в те-
чение принятых заводом 51,5 ч. Если завершение процесса при-
работки понимать как стабилизацию энергетических показателей
двигателя, то этот процесс длится почти 80 ч.
Ниже приведены результаты опытов по установлению периода
работы двигателя до стабилизации его номинальной мощности.
Время работы в ч 5 10 20 30 50 70 90 ПО 130 150 170
Номинальная мощ-
ность в л. с. 151 154 156 158 159 159 160 160 160 161 162
Перед началом опытов двигатель прошел обкатку в течение
5 ч, а затем был переведен на работу с номинальной частотой
вращения при полностью открытой дроссельной заслонке и рабо-
тал на этом режиме до стабилизации номинальной мощности.
Соответственно росту этой величины улучшались и экономические
показатели двигателя.
Внутренние потери двигателя, определяемые при провертыва-
нии коленчатого вала от постороннего источника энергии, также
уменьшались с ростом номинальной мощности. В ходе этих опытов
было установлено, что среднее давление внутренних потерь сни-
зилось на 0,5—0,6 кгс/см2.
Центробежно-вакуумный ограничитель частоты вращения дви-
гателя ЗИЛ-130 вступает в действие примерно при п =
= 3000+10° об/мин, однако уже при частоте вращения, несколько
большей 2900 об/мин, наличие ограничителя вызывает некоторое
снижение эффективной мощности вследствие частичного дроссели-
рования потока смеси дроссельными заслонками при их неболь-
шом повороте. Обычно это снижение мощности не превышает
3—5 л. с.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Наиболее полное представление об энергетических и экономи-
ческих показателях двигателя ЗИЛ-130 на различных режимах
работы дает многопараметровая характеристика. Эту характе-
ристику строят на основе или серии нагрузочных характеристик,
или серии частичных скоростных характеристик. Она представляет
собой зависимость среднего эффективного давления от частоты
вращения при постоянном заданном удельном расходе топлива.
Такая многопараметровая характеристика двигателя ЗИЛ-130
без вспомогательных агрегатов после заводской обкатки показана
на рис. 122. На характеристике можно выделить зоны, соответ-
ствующие наиболее экономичным режимам работы. Область мини-
мальных удельных расходов топлива для данного двигателя на-
ходится в диапазоне п = 1000 <2000 об/мин и ре = 6 ~7 кгс/см2.
Она вытянута вдоль оси абсцисс, вследствие чего экономичность
двигателя в большей мере зависит от среднего эффективного дав-
ления (т. е. от нагрузки), чем от частоты вращения.
226
Вспомогательные агрегаты и оборудование, поглощая часть
эффективной мощности двигателя, ухудшают его экономичность.
Мощность, потребляемая некоторыми вспомогательными агрега-
тами, может существенно изменяться в процессе работы. Так,
насос гидроусилителя рулевого механизма увеличивает потреб-
ление мощности при повороте автомобиля, компрессор тормозной
системы — при падении давления воздуха в тормозной системе
автомобиля ниже установленного предела; мощность, отбираемая
Рис. 122. Многопараметровая характеристика двигателя
ЗИЛ-130
вентилятором системы охлаждения, изменяется в зависимости
от сопротивления движению воздуха, которое зависит от положе-
ния жалюзи радиатора системы охлаждения и температуры воды
в нем.
Для оценки влияния вспомогательных агрегатов на энерге-
тические и экономические показатели двигателя ЗИЛ-130, эти
агрегаты во время испытаний работали следующим образом:
— насос гидроусилителя рулевого механизма — с противо-
давлением на выходе, определяемым только гидравлическим со-
противлением системы без дополнительной нагрузки от рулевого
механизма;
15* 227
— компрессор тормозной системы — с 50%-ным расходом
воздуха при давлении в воздушной системе 5 кгс/см2;
— вентилятор системы охлаждения преодолевал аэродинами-
ческое сопротивление радиатора;
— генератор заряжал аккумуляторную батарею, имеющую
емкость не более 75% номинальной; при этом генератор дает
Рис. 123. Внешние характеристики двигателя
ЗИЛ-130:
— — ----- скоростная характеристика (на дви-
гателе установлены воздухоочиститель и водяной
насос); -------— эксплуатационная характери-
стика (двигатель снабжен воздухоочистителем,
водяным насосом, генератором, вентилятором,
компрессором тормозной системы, насосом гид-
роусилителя рулевого механизма, воздушным
коробом капота, коробкой передач и выпускной
системой автомобиля)
Энергетические и экономические
практически максималь-
ный зарядный ток;
— в коробке передач,
заправленной летним мас-
лом, включена прямая
передача; дополнительные
устройства отбора мощ-
ности отключены; темпе-
ратура масла в коробке
передач равна 50—60° С;
на выходном валу ее смон-
тирован диск ручного тор-
моза;
— водяной насос си-
стемы охлаждения преодо-
левает сопротивление во-
дяной рубашки двигателя,
открытого термостата и
лабораторной системы ох-
лаждения (радиатор от-
ключен).
Система выпуска была
установлена автомобиль-
ная, а вместо капота —
секция воздухозаборного
короба, заслонка которо-
го находилась в положе-
нии, соответствующем за-
бору внешнего воздуха.
Мощность, потребляе-
мая перечисленными выше
агрегатами, приведена
в табл. 27.
показатели двигателя со
вспомогательными агрегатами называются эксплуатационными.
На рис. 123 приведена эксплуатационная внешняя скоростная
характеристика двигателя ЗИЛ-130 со всеми вспомогательными
агрегатами. Мощность, отбираемая ими, достигает 25 л. с. Не-
которое увеличение крутящего момента в области малой частоты
вращения вызвано влиянием длинных выпускных труб и измене-
нием акустической характеристики впускного тракта с воздухо-
заборным коробом.
228
27. Мощность (в л. с.), потребляемая вспомогательными агрегатами
при различной частоте вращения коленчатого вала
Агрегат п—1000 об/мин #1=2000 об/мин п=3000 об/мин
Насос гидроусилителя руле- вого механизма .... 1,2 2,4 3,5
Компрессор тормозной си- стемы ..... 0,4 1,2 1,6
Генератор 0,15 0,3 0,45
Коробка передач 0,5 1,2 2,5
Система выпуска 0 1,4 3,5
Воздухозаборное устрой- ство 0 1,0 1,8
Водяной насос 0,45 1,4 3,2
Вентилятор 0,4 3,5 10,5
ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ
Индицирование двигателя ЗИЛ-130 проводилось пневмоэлек-
трическим индикатором типа МАИ-2 при полностью открытой
дроссельной заслонке в диапазоне п = 800 4-3200 об/мин и на
частичных нагрузках при п = 1200 об/мин.
Совмещенные индикаторные диаграммы показаны на рис. 124,
а некоторые показатели рабочего процесса, полученные в резуль-
тате обработки диаграмм, приведены в табл. 28.
Рабочий процесс в двигателе ЗИЛ-130 достаточно мягкий,
максимальная скорость нарастания давления при повороте ко-
ленчатого вала на 1° не превышает 1,32 кгс/см2, а максимальное
давление рг не более 35,0 кгс/см2 при оптимальных углах опереже-
ния зажигания для бензина А-76.
Средний показатель политропы сжатия при полной нагрузке
колеблется в пределах 1,33—1,37, а показатель политропы рас-
ширения— в пределах 1,22—1,27.
Максимальный индикаторный к. и. д. равен около 0,335,
что для степени сжатия 6,5 и овально-клиновой камеры сгорания
можно считать удовлетворительным.
Одновременно с индицированием производилось провертыва-
ние коленчатого вала двигателя от электродвигателя, что позво-
лило установить соотношение между действительным механиче-
ским к. и. д. двигателя ЗИЛ-130, полученным индицированием,
и условным механическим к. и. д., определенным по внутренним
потерям.
Соотношение между действительным т]ы и условным т]м ме-
ханическими к. п. д. показаны на рис. 125, из которого видно,
что для режима полностью открытой дроссельной заслонки с до-
статочной для практических целей точностью соотношение между
229
действительным и условным механическим к. и. д. выражается
эмпирической формулой
Т]М = 1.111Т]* — 0,072.
Индикаторные диаграммы на частичных нагрузках показаны
на рис. 126.
Рис. 124. Индикаторные диаграммы двигателя ЗИЛ-130 на режиме
полностью открытой дроссельной заслонки
В диапазоне от холостого хода до полной нагрузки максималь-
ное давление цикла изменяется от 13 до 30 кгс/см2. Максимальный
индикаторный к. п. д. на частичных нагрузках был равен 0,274
при наиболее бедной смеси (а = 1,09), которая соответствует
моменту выключения экономайзера (табл. 29).
Среднее давление внутренних потерь ртр, определенное по
индикаторным диаграммам, несколько отличается от среднего
условного давления внутренних потерь ртр. Соотношение между
ними выражается эмпирической формулой
ртр = 0,22 0,95ртр.
230
28. Некоторые показатели рабочего процесса двигателя ЗИЛ-130 при полностью открытой
дроссельной заслонке
Показатели Частота вращения в об/мин
800 1200 1600 2000 2400 2800 3200
Максимальное давление цикла в кгс/см2 25,5 30 32 34,5 34,8 35,0 34,5
Максимальная скорость нара- стания давления при поворо- те коленчатого вала на 1° в кгс/см2 0,65 1,05 1,15 1,32 1,25 1,18 1,08
Среднее индикаторное давле- ние в кгс/см2 - . . 8,13 9,67 9,75 9,83 9,75 9,70 9,60
Механический к. п. д. . . 0,903 0,886 0,867 0,849 0,824 0,797 0,760
Индикаторный к. п. д. 0,273 0,284 0,283 0,305 0,319 0,325 0,335
Показатели политроп сжатия (расширения) . . . — — — — — 1,34 (1,25) 1,33 (1,22)
231
Давление внутренних потерь немного возрастает при умень-
шении нагрузки главным образом за счет увеличения работы
наполнения.
На рис. 127 показано изменение ртр в зависимости от разре-
жения во впускной трубе (коэффициента наполнения). Для сравне-
ния показано изменение условного среднего давления внутренних
потерь для тех же режимов работы двигателя. Как видно, давле-
ние Ртр во всем диапазоне
Рис. 125. Соотношение между
действительным т]м и условным
механическими к. п. д.:
•м
С — е = 6,5; X — е = 8,0
нагрузок превышает давление ртр
примерно на 0,2 кгс/см2.
Погрешность, вносимая конечным
давлением срабатывания диафрагмы
датчика пневмоэлектрического ин-
дикатора, приблизительно соответ-
ствует этому значению, поэтому
в двигателе ЗИЛ-130 с достаточной
точностью среднее давление внутрен-
них потерь можно определять мето-
дом провертывания двигателя от
электродинамометра как при полной
нагрузке, так и при частичных.
Повышение степени сжатия вы-
зывает заметный рост максималь-
ного давления цикла и скорости на-
растания давления. При степени
сжатия 7,55 максимальное давление
цикла рг достигает 42 кгс/см2, а скорость нарастания давления
при повороте коленчатого вала на 1° 1,61 кгс/см2, т. е. скорость
нарастания давления увеличивается несколько быстрее, чем
максимальное давление цикла.
Некоторое представление об изменении индикаторных показа-
телей двигателя ЗИЛ-130 при степени сжатия 7,55 в сравнении
с его показателями при степени сжатия 6,5 дает табл. 30.
29. Индикаторные показатели двигателя ЗИЛ-130
иа частичных нагрузках
Среднее эффективное давление в кгс/см2
Показатели 8,33 7,13 5,56 3,79 2,23 0,56
Максимальное давление цикла в кгс/см2 . . . 30,0 27,5 22,5 18,0 15,0 13,0
Среднее индикаторное давление в кгс/см2 9,27 8,01 6,47 4,77 3,17 1,52
Механический к. п. д. 0,907 0,888 0,859 0,795 0,703 0,368
Индикаторный к. п. д. 0,232 0,252 0,274 0,271 0,232 0,152
232
Рис. 126. Индикаторные диаграммы двигателя ЗИЛ-130 при
работе с частичными нагрузками:
Кривая Ре в кгс/см2 Ме в кгс-м Кривая Ре Б КГС/СМ2 Ме В кгс-м
1 7,85 37,4 4 3,57 17,0
2 6,72 32,0 5 2,10 10,0
3 5,25 25,0 6 0,525 2,5
Рис. 127. Зависимость среднего давления внутренних
потерь ртр от разрежения во впускной трубе Дрк
181
30. Изменение некоторых показателей цикла двигателя ЗИЛ-130
при повышении степени сжатия 1
Частота вращения з об/мин
Показатели 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200
Среднее индикаторное дав- ление в кгс/см2 .... 8,13 9,67 9,75 9,83 9,75 9,70 9,60
8,74 10,05 9,96 10,85 10,15 10,55 10,2
Максимальное давление 25,5 34,5 34,8 35,0 34,5
цикла в кгс/см2 .... 30 32
27,5 35,2 36,5 42,0 39,5 40,5 39,0
Максимальная скорость на-
растання давления при
повороте коленчатого ва- ла на Г в кгс/см2 . . . 0,65 1,05 1,15 1,32 1,25 1,18 1,08
0,89 1,34 1,56 1,61 1,50 1,40 1,25
1 В числителе приведены показатели при степени сжатия 6,6, а в знаменателе —
при 7,55.
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
Наиболее важными компонентами теплового баланса авто-
мобильного двигателя являются количества тепла, отдаваемого
в охлаждающую воду и в масло. Эти компоненты определяют не-
обходимую охлаждающую поверхность воздушно-масляного ра-
диаторов.
Для измерения теплоотдачи в охлаждающую воду и масло
были проведены специальные исследования в условиях, исключаю-
щих потери тепла на излучение и конвекцию от наружных стенок
водяной рубашки и масляного картера. Чтобы свести до минимума
внутренние переходы тепла от охлаждающей воды к маслу и
наоборот, температуры воды на выходе из двигателя и масла в кар-
тере поддерживались постоянными, равными 80 ± 2° С.
Результаты измерения теплоотдачи на режиме полной нагрузки
приведены в табл. 31 для двигателя ЗИЛ-130 и нижнеклапанного
двигателя ЗИЛ-157К (рабочий объем 5,55 л, степень сжатия 6,5).
Из таблицы следует, что при полностью открытой дроссельной за-
слонке количество тепла, отдаваемого в воду, двигателями ЗИЛ-130
и ЗИЛ-157К прктически одинаково.
У двигателя ЗИЛ-130 максимальное количество отдаваемого
в воду тепла составляет 78,6-103 ккал/ч, или около 19,8% введен-
ного в двигатель тепла; в масло отдается 10,9-103 ккал/ч или
2,74%. Несмотря на большее число цилиндров, большие рабочий
объем и мощность, двигатель ЗИЛ-130 оказался в отношении
теплоотдачи в воду достаточно совершенным. Это объясняется
прежде всего верхнеклапанной компоновкой двигателя, при
234
31. Количество тепла, отдаваемого в воду и масло двигателями
ЗИЛ-130 и ЗИЛ-157К при полной нагрузке в ккал/ч-10~3 *
Показатели Частота вращения в об/мин
800 1200 1600 2000 2400 2800 3200
Количество тепла, отдавае- мого в воду 29,2 39,4 49,2 58,6 67,0 73,5 78,6
28,8 39,0 48,7 58,6 67,5 75,2 78,4
Количество тепла, отдавае- мого в масло ...... 3,2 5,1 7,2 9,0 10,9
—• 4,5 7,0 9,5 10,7
* Величины в числителе относятся к двигателю ЗИЛ-130. а в знаменателе — к дви-
гателю ЗИЛ-157К.
Рис. 128. Количество тепла Q, отдаваемого воде
двигателем при различных нагрузках и частотах
вращения:
--------ЗИЛ-130;-----------ЗИЛ-157К
которой значительно меньше площадь камеры сгорания, а
также использованием охлаждающей воды для подогрева смеси,
вследствие чего часть тепла, отдаваемого в охлаждающую воду,
вновь возвращается в цилиндры со всасываемым воздухом. Кроме
того, количество тепла, отдаваемого охлаждающей воде, умень-
шается из-за снижения внутренних потерь. На частичных на-
грузках количество тепла, передаваемого в охлаждающую воду,
у двигателя ЗИЛ-130 также невелико (рис. 128).
235
Тепловой баланс двигателя ЗИЛ-130 при номинальной ча-
стоте вращения п = 3200 об/мин на режиме полностью открытой
дроссельной заслонки имеет следующие составляющие (в скобках
указаны эти же составляющие в процентах введенного в двига-
тель тепла):
— полезная работа 98-Ю3 ккал/ч (24,6);
— химическая неполнота сгорания (при а = 0,87)
51,8-10® ккал/ч (13);
— потери в охлаждающую воду 78,6-103 ккал/ч (19,8);
— потери в масло 10,9-10® ккал/ч (2,74);
— потери с отработавшими газами на излучение и другие
потери 159-10® ккал/ч (39,8).
ДОРОЖНО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
Дорожно-экономические характеристики снимали в диапазоне
скоростей движения 30—80 км/ч. В качестве оценочных показа-
телей экономичности двигателя использовали: удельный расход
топлива & в л на 100 км пути и удельный расход топлива gT
в л при производстве автомобилем 100 т-км транспортной работы
32. Массы некоторых автомобилей в кг
Автомобили Снаря- женный автомо- биль Груженый автомо- биль Автомобили Снаря- женный автомо- биль Г руженый автомо- биль
ЗИЛ-130 . 4595 10 525 Форд D-700 . . . 3890 10 430
Форд Т-750 3525 10 200 Додж D-700 3570 10 435
33. Удельные расходы топлива в л некоторых автомобилей 1
Автомобили Скорость движения в км/ч
30 40 50 60 70 80
Без груза
ЗИЛ-130 Форд Т-750 . . . Форд D-700 . . . Додж D-600 . . . 20,4/4,44 18,2/5,17 15,6/4,01 14,3/4,01 21,2/4,61 17,4/4,94 16,4/4,21 14,4/4,04 22,4/4,88 18,5/5,25 18,1/4,66 15,6/4,37 24,2/5,27 20,4/5,80 20,4/5,25 17,3/4,85 26,5/5,77 23,1/6,74 23,2/5,97 19,7/5,52 29,2/6,36 26,8/7,61 26,0/6,69 22,8/6,39
С грузом (см. табл. 32 )
ЗИЛ-130 Форд Т-750 . . . Форд D-700 . Додж D-600 . . . 22,0/2,09 21,5/2,11 19,9/1,91 17,3/1,66 22,9/2,18 21,6/2,12 20,7/1,99 17,4/1,67 24,5/2,43 22,9/2,25 22,5/2,16 18,6/1,79 27,4/2,60 24,8/2,43 24,8/2,38 20,4/1,96 30,4/2,89 27,7/2,72 28,3/2,72 22,6/2,17 34,0/3,23 31,0/3,04 33,9/3,25 25,4/2,44
1 В числителе приведен удельный расход топлива па 100 км пути, а в знаменателе
на 100 т*км транспортной работы.
236
с учетом работы, совершаемой собственным весом автомобиля,
поскольку для двигателя перемещение порожнего автомобиля
также является транспортной работой.
Экономические показатели автомобилей при движении с гру-
зом и без него и их массы приведены в табл. 32 и 33 (степень
сжатия американских двигателей 7,5—8).
Экономичность двигателя ЗИЛ-130 при длительной работе
с номинальной нагрузкой и высокими скоростями движения может
быть оценена удельными расходами топлива ga и gT при пробеге
автомобилем 233,2 тыс. км со средней скоростью 73,6 км/ч и по-
лезной нагрузкой 6 тс ga = 36,5 л и g^ = 3,46 л (табл. 34).
34. Эксплуатационные показатели автомобилей
Автсшобили Средний пробег в тыс. км Средняя скорость в км/ч ga в л gT в Л
ЗИЛ-130 . . 233,2 73,6 36,5 3,46
Форд Т-750 13,5 74,4 37,2 3,65
Форд D-700 14,3 67,5 37,9 3,63
Додж D-600 13,9 74,5 33,2 3,18
Глава VIII. ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ
ЦИЛИНДРО-ПОРШНЕВОЙ И КРИВОШИПНОЙ
ГРУПП
ГИЛЬЗЫ ЦИЛИНДРОВ
В условиях эксплуатации износ гильз цилиндров двигателя
ЗИЛ-130 оказался незначительным. Среднемаксимальный темп
износа равен 0,7 мкм на 1000 км пробега, что примерно в 3 раза
меньше, чем у двигателей ЗИЛ-164. Показатели износостойкости
гильз цилиндра приведены в табл. 35.
35. Показатели износостойкости гильз цилиндров
Критерий износа Пробег автомобиля в тыс. км
50 100 150 200
Среднемаксимальный из- нос в мм ...... 0,037 0,068 0,098 0,126
Износ в мкм, отнесенный к 1000 км 0,74 0,68 0,65 0,63
Максимальный износ в мм ........ 0,088 0,175 0,262 0,425
Предельно допустимый износ в мм ... 0,4 0,4 0,4 0,4
Количество гильз цилин- дров с износом больше допустимого в % Нет Нет Нет 1,3
Коэффициент вариации износа 0,48 0,302 0,284 0,255
Из табл. 35 следует, что при пробегах в 50—200 тыс. км на-
блюдается незначительное снижение темпа износа, что является
обычным, если износ еще не достиг критического значения.
Максимальный износ примерно в 2,4—2,7 раза больше средне-
максимальных значений. Рассеивание износов довольно большое,
особенно при пробегах около 50 тыс. км. Коэффициент вариации
238
износа при этом равен 0,48. С увеличением пробега рассеивание
уменьшается и коэффициент вариации становится менее г/3, что
указывает на случайное (Гауссово) распределение износов.
Коэффициент вариации зависит от абсолютной величины из-
носа, при возрастании которой заметно уменьшается влияние
таких факторов, как отклонение от правильной геометрической
формы, исходный зазор между гильзой и поршнем, первоначаль-
ная чистота поверхности. Вследствие этого должно уменьшиться
и рассеивание износов. Данные, приведенные ниже, подтверж-
дают это:
Интервал износов гильз ци-
линдров в мм ....... 0—0,05 0,05—0,1 0,1-—0,15 0,15 и выше
Коэффициент вариации из-
носа ...... 0,494 0,300 0,269 0,246
Рассеивание износов гильз в пределах одного двигателя также
большое. Коэффициент вариации износа колеблется в пределах
0,48—0,18. Среднее значение этого коэффициента, взятого для
трех двигателей с одинаковым пробегом, составляет (если этот
пробег превышает 50 тыс. км) примерно 0,33, т. е. в этом случае
рассеивание носит случайный характер. Если износы (а следо-
вательно, и пробеги) будут большими (более 0,15 мм), то коэффи-
циент вариации износа, равный 0,33 и менее, будет у гильз ци-
линдров одного двигателя.
Отличительная особенность износа гильзы цилиндров двига-
телей ЗИЛ-130 заключается в том, что нет резкого увеличения
износа в верхней ее части — в зоне крайнего положения первого
компрессионного кольца (рис. 129). Это в значительной степени
обусловлено наличием в верхней части гильзы короткой вставки
из аустенитного нержавеющего чугуна. Твердость этой вставки
составляет всего НВ 190—220. Однако благодаря весьма эффектив-
ному снижению интенсивности газовой и электрохимической кор-
розии долговечность верхней части гильзы заметно возросла.
Чтобы определить на сколько короткая вставка из аустенит-
ного чугуна уменьшает износ верхней части гильзы, были про-
ведены специальные опыты. В каждый из двух двигателей ЗИЛ-130
было установлено четыре гильзы со вставкой и четыре без нее.
Один двигатель был поставлен на автомобиль, работавший на
коротких рейсах с длительными остановками под погрузку и раз-
грузку; хранение безгаражное. Другой двигатель был подвер-
гнут 600-часовым стендовым износным испытаниям. Режим испы-
таний: п = 2000 об/мин, нагрузка 65 л. с., температура охла-
ждающей воды 15—20° С, масла в картере 25—35° С. Результаты
этих испытаний приведены на рис. 130.
При испытаниях на автомобиле за время пробега 50 тыс. км
гильзы без вставки износились более чем на 0,2 мм, а гильзы со
вставкой — примерно на 9,04 мм. Характерно, что появилась
резко выраженная «пика» износа в самой верхней части гильзы.
239
В условиях стендовых испытаний износ гильзы без вставок
после 600 ч работы двигателя был более 0,1 мм, тогда как гильзы
со вставками имели износ около 0,035 мм. Как и в случае экс-
плуатационных испытаний появилась резко выраженная «пика»
износа в верхней части гильзы.
Тепловой режим двигателя оказывает большое влияние на
износ деталей цилиндро-поршневой группы вообще и гильз ци-
линдров в частности. Многочисленные опыты как в нашей стране,
так и за рубежом, показывают, что при температурах стенки гильзы
Рис. 129. Осредненная диа-
грамма износа гильз ци-
линдров двигателей в экс-
плуатации (износи приве-
дены к пробегу 150 тыс. км):
а — расстояние от верхнего
торца гильзы; Дй — износ
гильзы по диаметру
Рис. 130. Влияние материала верхней
части, гильзы на ее износ:
а — эксплуатационные испытания; б — стен-
довые испытания; 1 — гильзы с вставкой из
аустенитного чугуна длиной 50 мм; 2~гильзы
без вставки
ниже 80° С износ резко возрастает. Наиболее резко увеличивается
износ гильз цилиндров, изготовленных из обычных перлитных
чугунов, обладающих плохой антикоррозионной стойкостью.
Заметно возрастает также износ гильз, изготовленных из аусте-
нитных нержавеющих чугунов, при работе двигателя в условиях
низкой температуры окружающего воздуха. Для выяснения влия-
ния температуры гильз цилиндров на их износ были поставлены
специальные опыты на двигателе ЗИЛ-130. В этих опытах один ряд
цилиндров охлаждался водой, имеющей температуру 16—20° С,
а другой — водой с температурой 77-—83° С. Температура стенок
цилиндров соответственно была равна 40—65 и 83—120° С. Дви-
гатель испытывался в течение 200 ч на режиме п = 2000 об/мин
и Ne — 65 л. с. Результаты этих опытов показаны на рис. 131,
из которого следует, что износ гильз цилиндров «холодного»
240
ряда в 2—2,2 раза больше износа гильз цилиндров «горячего»
ряда. Наибольший износ на гильзе оказался в зоне, соответствую-
щей верхнему положению колец.
Поскольку аустенитный чугун при указанных температурах
опыта практически не корродирует в случае воздействия слабых
растворов сернистой, угольной и органических кислот, увели-
чение износа цилиндров «холодного» ряда можно объяснить лишь
нарушением условии смазки
при низкой температуре стенки
гильзы, вызвавшим эрозионное
разрушение ее поверхности.
Запыленность воздуха, по-
ступающего в двигатель, в зна-
чительной мере влияет на износ
деталей цилиндрово-поршневой
группы. Для оценки этого влия-
ния также были проведены спе-
циальные опыты с принудитель-
ным запыливанием воздуха, во
время которых кварцевая пыль,
приготовленная в соответствии
с ГОСТом 8002—62 при помощи
специального пыледозатора,
вводилась в поток воздуха перед
воздухоочистителем двигателя.
Запыленность воздуха была
достаточно большой и в различ-
ных опытах изменялась от 0,4
до 1,2 г/м3. Промывка и очистка
воздухоочистителя производи-
лась при увеличении его сопро-
тивления примерно в 3 раза.
Перед промывкой воздухоочи-
ститель взвешивали. Определи-
Рис. 131. Влияние температуры ох-
лаждающей воды на износ гильз ци-
линдров:
а — в плоскости, перпендикулярной оси
коленчатого вала; б — в плоскости, па-
раллельной оси коленчатого вала; 1 —
температура охлаждающей воды 80 ±3°С;
2 — температура охлаждающей воды
18 ± 2° С
ли также массу промытого и
заправленного фильтра. Испытания проводили при п = 1500 об/мин
и 50 % -ной нагрузке; температура воды и масла поддерживалась
равной 25—35° С. Продолжительность каждого опыта составляла
150 ч. Количество поступившей в двигатель пыли определяли
по разности масс поданной в воздухоочиститель и задержанной
в нем пыли.
Эти опыты показали (рис. 132), что при поступлении в двига-
тель примерно 10 г/ч кварцевой пыли в течение 150 ч работы
и низкой температуре охлаждающей воды резко увеличивается
износ гильз цилиндров, поршней и колец. Гильзы цилиндра изна-
шиваются в этом случае более чем на 0,32 мм. Такие износы в экс-
плуатации получаются при пробегах автомобилем свыше 200 тыс.
км. Износы поршневых колец в этом случае тоже велики; в от-
16 Заказ 181
241
дельных цилиндрах первые кольца по высоте износились более
чем на 0,7 мм, а в радиальном направлении — на 2—2,5 мм.
Зона максимального износа гильз цилиндров всегда находилась
в зоне, соответствующей верхнему положению первого компрес-
сионного кольца.
Износ гильз цилиндров в значительной степени зависит от
качества применяемого масла, особенно при низкой температуре
окружающего воздуха. Это подтвердили результаты сравнитель-
ных испытаний шести двигателей ЗИЛ-130 при применении масла
А К-10 без присадок и масла АС
НП-360. Четыре двигателя испы-
тывали на стенде, а два прохо-
дили эксплуатационные испыта-
ния на автобазе. Износные стен-
довые испытания проводили при
п = 2000 об/мин, нагрузке
-8 с комплексом присадок ВНИИ
Рис. 133. Влияние сорта масла на
износ гильз цилиндров при темпе-
ратуре воды и масла 20 ± 5° С:
1 — масло АС-8, ГОСТ 10541—63;
2 — масло АК-10, ГОСТ 1862—60
Рис. 132. Влияние кварцевой
пыли на износ гильз цилиндров
(q—количество пыли, посту-
пающей в цилиндры)
65 л. с. и температуре охлаждающей воды 18—25° С (температура
стенки гильзы цилиндра 40—45° С) в течение 300 ч. Как следует
из рис. 133, характер износа гильзы весьма различен. В случае
применения масла АК-10 диаметральный износ гильзы увеличи-
вается по мере удаления от верхней ее части. В зоне нижнего
положения поршневых колец износ при работе на масле АК-10
примерно в 4,3 раза больше, чем при использовании масла АС-8.
В то же время в верхней части гильзы в зоне вставки из аустенит-
36. Износ гильз цилиндров по диаметру в мм
после пробега автомобилем 100 тыс. км
Масло Расстояние от верхнего торца гильзы цилиндра в мм
14 22 28 42 55 65 85
АС-8 0,065 0,037 0,032 0,035 0,045 0,05 0,055
АК-10 0,14 0,08 0,065 0,06 0,075 0,075 0,08
242
дельных цилиндрах первые кольца по высоте износились более
чем на 0,7 мм, а в радиальном направлении — на 2—2,5 мм.
Зона максимального износа гильз цилиндров всегда находилась
в зоне, соответствующей верхнему положению первого компрес-
сионного кольца.
Износ гильз цилиндров в значительной степени зависит от
качества применяемого масла, особенно при низкой температуре
окружающего воздуха. Это подтвердили результаты сравнитель-
ных испытаний шести двигателей ЗИЛ-130 при применении масла
АК-10 без присадок и масла АС-8 с комплексом присадок ВНИИ
НП-360. Четыре двигателя испы- а>Мм
тывали на стенде, а два прохо-
дили эксплуатационные испыта-
ния на автобазе. Износные стен-
довые испытания проводили при
п = 2000 об/мин, нагрузке
Рис. 133. Влияние сорта масла на
износ гильз цилиндров при темпе-
ратуре воды и масла 20 ± 5° С:
1 — масло АС-8, ГОСТ 10541—63;
2 — масло АК-Ю, ГОСТ 1862—60
Рис. 132. Влияние кварцевой
пыли на износ гильз цилиндров
(q—количество пыли, посту-
пающей в цилиндры)
65 л. с. н температуре охлаждающей воды 18—25° С (температура
стенки гильзы цилиндра 40—45° С) в течение 300 ч. Как следует
из рис. 133, характер износа гильзы весьма различен. В случае
применения масла АК-10 диаметральный износ гильзы увеличи-
вается по мере удаления от верхней ее части. В зоне нижнего
положения поршневых колец износ при работе на масле АК-10
примерно в 4,3 раза больше, чем при использовании масла АС-8.
В то же время в верхней части гильзы в зоне вставки из аустенит-
36. Износ гильз цилиндров по диаметру в мм
после пробега автомобилем 100 тыс. км
Масло Расстояние от верхнего торца гильзы цилиндра в мм
14 22 28 42 55 65 85
АС-8 0,065 0,037 0,032 0,035 0,045 0,05 0,055
АК-10 0,14 0,08 0,065 0,06 0,075 0,075 0,08
242
37. Износ гильз цилиндров по диаметру в мм при пуске
холодного двигателя и при работе его на режимах по ГОСТу 491—55
Расстояние от верхнего торца гильзы
цилиндра в мм
Условия работы 14 22 28 42 55 65 85
100 пусков без предпусково- го подогрева ... 0,009 0,010 0,013 0,011 0,009 0,01 0,013
100 пусков с подогревом 0,007 0,006 0,007 0,006 0,005 0,007 0,008
Работа в течение 600 ч на ре- жимах по ГОСТу 491—55 0,015 0,011 0,013 0,013 0,010 0,013 0,012
него чугуна износ увеличился всего на 27%.
Результаты эксплуатационных испытаний
приведены в табл. 36, из которой следует,
что при эксплуатации двигателя на масле
АК-10 износ гильз цилиндров примерно
в 2,2 раза выше, чем при использовании
масла АС-8.
Износ гильз цилиндров при пуске двига-
теля весьма интенсивен и во много раз пре-
вышает их износ при нормальном тепловом
режиме. В условиях безгаражного хранения
в районах северной и средней полосы Со-
ветского Союза доля пусковых износов в об-
щем износе гильз цилиндров должна быть
значительной. Как Показали испытания,
Рис. 134. Влияние ус-
ловий эксплуатации на
износ гильз цилиндров
при пробеге автомоби-
лем 150 тыс. км:
результаты которых приведены в табл. 37,
при одном пуске и прогреве в течение около
30—40 мин износ гильзы цилиндра оказы-
вается таким же, как и при четырех-шести-
часовой непрерывной работе на режимах
по ГОСТу 491—55. В случае применения
предпускового подогрева двигателя износ
гильз уменьшается примерно на 1/s.
При оптимальных температурах воды и
масла с увеличением нагрузки на автомо-
биль несколько повышается износ гильз
цилиндров. Это можно объяснить тем, что
при большой нагрузке увеличивается время
работы автомобиля на понижающих пере-
дачах; кроме того, вследствие работы дви-
1 — тягачи ЗИЛ-130В1,
постоянно работающие
с полуприцепами (сред-
ний износ по пяти авто-
мобилям); 2 — автомо-
били ЗИЛ-130 с пе-
риодическим использо-
ванием прицепов (сред-
ний износ ио пяти авто-
мобилям); 3 — кругло-
суточная работа без
прицепов с номинальной
нагрузкой (5,5—6,0 тс)
иа горизонтальном участ-
ке шоссе (средний износ
по двум автомобилям)
гателя с большими открытиями дроссельной заслонки повы-
шается среднее эффективное давление и пропорционально ему
возрастают нагрузки на гильзу цилиндра.
На рис. 134 показаны износы 12 двигателей ЗИЛ-130, пять
из которых эксплуатировались на седельных тягачах ЗИЛ-1 ЗОВ 1
16*
243
Рис. 135. Осредненный износ АЛ1
поршневых колец по толщине:
1 первое кольцо; 2 — второе коль-
цо; 3 —- третье кольцо; 4 — четвертое
(маслосъемное, чугунное) кольцо
с полуприцепами. Пять других двигателей были установлены на
бортовых автомобилях, которые работали с периодическим ис-
пользованием прицепов (работа с прицепами составляла примерно
15% общего пробега). Два двигателя проходили форсированные
круглосуточные испытания на автомобилях без прицепа по доро-
гам автополигона НАМИ и по шоссе (нагрузка 6 тс, пробег
120 000 км).
Наибольшие износы имели двигатели (рис. 134), установленные
на тягачах ЗИЛ-1 ЗОВ 1; износ гильз двигателей, эксплуатировав-
шихся на бортовых автомобилях с периодическим использованием
прицепов, был меньше на 30—35%. Износы гильз цилиндров у дви-
гателей, проходивших форсированные круглосуточные испытания,
примерно в 6 раз меньше (при пересчете на 150 тыс. км), чем
у двигателей, эксплуатировавшихся на тягачах ЗИЛ-1 ЗОВ 1.
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
При исследовании износов поршневых колец все автомобили
были разбиты на две группы. В первую группу вошли автомобили,
пробег которых равен 70—140 тыс. км и на двигателях которых
меняли поршневые кольца; во вторую — автомобили, прошедшие
150—220 тыс. км без замены порш-
невых колец. Износы поршневых
колец двигателей автомобилей
первой группы были приведены
к 100 тыс. км, а второй группы —
к 150 тыс. км. Износы колец по
толщине приведены в табл. 38 и
на рис. 135.
Из табл. 38 следует, что темп
износа колец у двигателей авто-
мобилей второй группы примерно
в 2 раза больше, чем у двигате-
лей автомобилей первой группы.
Среднемаксимальный износ пер-
вых колец у автомобилей этой
группы после пробега 150 тыс. км
практически достиг предельного
значения.
При наличии хромового покрытия на кольцах, а такое по-
крытие в двигателе ЗИЛ-130 имеют первое и второе компрессион-
ные кольца, темп износа их, пока не истрется слой хрома, от-
носительно мал. У автомобилей первой группы общее число порш-
невых колец с частичным износом слоя хрома выше, чем у авто-
мобилей второй группы, пробег которых был значительно больше.
Этим и объясняется более высокий темп износа колец у автомо-
билей второй группы.
На рис. 135 показано изменение износа колец при увеличении
пробега автомобиля. Характерный излом кривых при пробегах
244
Пробег автомобиля
38. Износи поршневых колец двигателей ЗИЛ-130 по толщине
Поршневые кольца Автомобили первой группы Автомобили второй группы
Среднемак- симальиый износ в мм Темп износа в мкм на 1000 км Среднемак- симальпый износ в мм Темп износа в мкм на 1000 км
Компрессионные: 6,0
первое . . 0,340 3,40 0,889
второе 0,142 1,42 0,417 2,78
третье 0,106 1,06 0,325 2,16
Маслосъемное . - 0,116 1,16 0,351 2,34
130—180 тыс. км появляется вследствие полного износа хромового
покрытия (0,2—0,4 мм).
В комплекте колец наименее долговечным является первое
компрессионное кольцо, которое изнашивается примерно в 2—
2,5 раза быстрее второго кольца и в 3 раза быстрее третьего.
Износы третьего компрессионного и маслосъемного (чугунного)
колец практически одинаковы.
Рассеивание износов значительное. При пробегах порядка
100 тыс. км износ по толщине примерно у 6% первых компрес-
сионных колец превышает 1 мм. При пробегах 150 тыс. км ана-
логичный износ наблюдается у 35% первых колец. Поскольку
принято считать, что к моменту замены колец предельного износа
должны достигнуть примерно 25% колец в комплекте, долго-
вечность первого компрессионного кольца в двигателях ЗИЛ-130
соответствует примерно 120—130 тыс. км.
Вторые кольца при пробегах до 200 тыс. км только в 7—8%
случаев имеют износы, превышающие 1 мм; третьи компрессион-
ные кольца достигают предельного износа при пробегах 150—
160 тыс. км.
Представляет интерес соотношение между износами гильз
цилиндров и первых компрессионных колец. Из табл. 39 следует,
39. Диаметральный износ гильзы цилиндра
и радиальный износ первого компрессионного кольца
Пробег автомобиля в тыс. км Износ в мм Темп износа в мкм на 1000 км
Гильза цилиндра Первое кольцо Гильза цилиндра Первое кольцо
100 0,068 0,29 0,68 2,9
150 0,098 0,50 0,65 3,3
200 0,126 1,27 0,63 6,4
245
что даже при наличии хромового покрытия на кольце (при пробегах
до 100 тыс. км) темп износа его по толщине примерно в 4 раза
больше темпа износа гильзы цилиндра.
При износе хромового покрытия, несмотря на уменьшение
вследствие этого упругости кольца, его темп износа заметно
возрастает. Так, при пробегах автомобиля 200 тыс. км темп износа
кольца уже в 10 раз превышает темп износа гильзы цилиндра.
Предельный износ колец по высоте равен 0,07 мм. При про-
бегах до 100 тыс. км этого износа достигают примерно 3% первых
компрессионных колец. При пробегах до 150 тыс. км уже около
25% первых колец имеют износы выше предельных. В отдельных
Пробег автомобиля
Рис. 136. Осредненный износ АЛа порш-
невых колец по высоте:
1 — первое кольцо, 2 — второе кольцо; 3 —
третье кольцо; 4 — четвертое (маслосъемное,
чугунное) кольцо
случаях при таких пробегах
износы составляют 0,25 мм.
Таким образом, для наи-
более характерных условий
эксплуатации бортовых авто-
мобилей ЗИЛ-130 и тягачей
долговечность первого ком-
прессионного кольца соответ-
ствует примерно 120 тыс. км.
Вторые компрессионные
кольца достигают предельно-
го износа по высоте после про-
бега автомобилем примерно
150—160 тыс. км; третьи коль-
ца— после пробега 180—190
тыс. км. Маслосъемные коль-
ца при пробегах до 150 тыс.
км не имеют износов по вы-
соте, превышающих 0,06 мм.
Износ первого компрессионного кольца по высоте в значи-
тельной мере определяется также износом первой кольцевой
канавки поршня. Опыты, проведенные с поршнями, у которых
первые кольца были установлены во вставки из аустенитного
чугуна, залитые в алюминиевое тело поршня, показали, что
одновременно с резким уменьшением износа кольцевой канавки
примерно в 2—2,5 раза снизился износ первого кольца по высоте
и на 20—30% по толщине. Последнее, очевидно, объясняется боль-
шей стабильностью торцовых зазоров кольца в канавке и, как след-
ствие, меньшим действием сил газов в канавке за первым кольцом.
Одновременно с уменьшением износа первого кольца умень-
шаются также износы и остальных колец поршневого комплекта.
Износы поршневых колец по высоте при работе первого кольца
в чугунной канавке выравниваются так, что весь комплект колец
оказывается примерно равностойким.
Характер износа колец по высоте показан на рис. 136. На
торцах колец нет износостойкого покрытия, поэтому не наблю-
дается каких-либо изломов линий на графике.
246
40. Осредненные износы по высоте поршневых колец
и канавок поршней 1
Кольцо и канавка Автомобили первой группы Автомобили Второй группы
Средне- максимальный износ в мм Темп износа в мкм на 1000 км Средне- макенмальный износ в мм Темп износа в мкм на 1000 км
Первые . 0,053/0,025 0,53/0,25 0,112/0,033 0,75/0,22
Вторые . . . 0,019/0,008 0,19/0,08 0,057/0,015 0,38/0,1
Третьи ... 0,009/0,004 0,09/0,04 0,031/0,01 0,21/0,07
Четвертые . . 0,008/0,004 0,08/0,04 0,015/0,014 0,10/0,09
Величины в числителе относятся к
кольцам, в знаменателе — к
канавкам.
В табл. 40 приведены осредненные износы поршневых колец
по высоте, из которой следует, что темп износа у первого кольца
наибольший. Вторые кольца изнашиваются примерно в 2—2,5 раза
медленнее первых, третьи кольца — примерно в 2 раза медленнее
вторых, а четвертые (маслосъемные) — примерно в 2 раза медлен-
нее третьих.
На износ колец как по высоте, так и по толщине значительное
влияние оказывает характер эксплуатации автомобиля. Интен-
сивность износа колец по высоте и толщине у двигателей, прохо-
дивших круглосуточные пробеговые испытания, примерно в 4 раза
меньше, чем у двигателей, находившихся в обычной эксплуатации.
Приведенные в табл. 40 износы колец указывают на то, что
при соблюдении установленных заводом правил эксплуатации
смену колец на двигателях автомобилей ЗИЛ-130 можно про-
изводить после пробега 100—150 тыс. км (исключая самосвалы
или автомобили, работающие в условиях Крайнего Севера или
большой запыленности воздуха). Такие нормы смены колец вполне
современны.
Износ торцов первого компрессионного кольца можно не-
сколько уменьшить, если на них нанести тонкий слой (около
0,01 мм) плотного хрома. Такое покрытие можно наносить на
окончательно обработанную поверхность и потом кольцо не под-
вергать механической обработке. Кольца с тонким слоем хрома
на торцах особенно эффективны при работе в чугунной вставке,
залитой в поршень.
КОЛЬЦЕВЫЕ КАНАВКИ ПОРШНЯ
Износостойкость канавки поршня в двигателях ЗИЛ-130
намного выше, чем в двигателях ЗИЛ-164, что в значительной
степени объясняется изготовлением поршня из литейного силу-
мина типа АЛЗО, обладающего высокой твердостью при темпера-
247
Рис. 137. Осреднснный износ Д/г3 коль-
цевых канавок поршней:
1 — первая канавка; 2 — вторая канавка;
3 — третья канавка; 4 — четвертая канавка
туре 300° С, а также применением тонких поршневых колец
относительно большой ширины (отношение ширины кольца к его
высоте равно трем). В результате этого существенно снизилось
давление на стенки канавки от сил инерции кольца. Средние
износы кольцевых канавок приведены в табл. 41 и на рис. 137.
Из табл. 40 следует, что только у первой канавки темпы из-
носа большие (около 0,22—0,25 мкм на 1000 км пробега). Из-
носостойкость второй, третьей и четвертой канавок практически
одинакова и примерно в 2 раза больше, чем у первой канавки.
Характерно, что темп износа канавок примерно одинаков у ав-
томобилей как первой, так и второй групп. Следовательно, за-
мена поршневых колец прак-
тически не влияет на темп
износа кольцевых канавок.
Максимальные износы ка-
навок значительно выше сред-
них. Так, у 4—6?о первых
канавок после пробега авто-
мобилем 150 тыс. км износы
уже превышают 0,07 мм —
предельно допустимое значе-
ние. После пробега 200 тыс.
км износ более 50% первых
канавок превышает допу-
стимую величину. В отдель-
ных случаях износы этих
канавок достигают 0,3 мм. Вторая и третья канавки имеют
предельный износ после пробега 180—-200 тыс. км. При этих
пробегах примерно у 2,5—3% канавок износы больше 0,07 мм.
У четвертых канавок при пробегах до 200 тыс. км износы не-
превышают 0,04 мм. У отдельного поршня наименьшей долго-
вечностью обладает первая кольцевая канавка.
В связи с поставленной целью —• обеспечить ресурс поршне-
вого комплекта не менее 250 тыс. км были исследованы поршни,
в тело которых залита вставка из чугуна (серого или аустенит-
ного). В этой вставке была сделана канавка под первое поршне-
вое кольцо. Результаты опытов приведены в табл. 41. Износ
первой кольцевой канавки во вставке из серого чугуна умень-
шился примерно в 4 раза. Одновременно уменьшился также
41. Среднемаксимальные износы в мкм кольцевых канавок
поршней после пробега автомобилем 150 тыс. км
Канавка в поршне Поршни с чугунной вставкой Поршни без вставки Канавка в поршне Поршни с чугунной вставкой Поршни без вставки
Первая 0,011 0,049 Третья 0,004 0,005
Вторая 0,006 0,017 Четвертая 0,002 0,004
248
износ второй кольцевой канавки. Сходные результаты были полу-
чены и при испытаниях поршней со вставками из аустенитного
чугуна, однако в последнем случае износ поршневых колец по
высоте был значительно меньше, чем при вставке из серого чугуна.
В случае применения чугунной вставки долговечность первой
канавки поршней соответствует более 250 тыс. км. Износы второй,
третьей и четвертой канавок были такими малыми, что в этом
случае целесообразен ремонт поршня, т. е. расточка первой
канавки под кольцо большей высоты. При этом поршень станет
практически несменяемой деталью.
ЮБКА ПОРШНЯ
Для оценки износа юбки была выбрана зона на поршне, рас-
положенная на 5—7 мм ниже края маслосъемного кольца, где
диаметральный износ максимален. Из табл. 42 следует, что диа-
метральный износ поршней невелик. Темп износа их примерно
в 1,5 раза меньше, чем темп износа гильз цилиндров. При пробегах
200 тыс. км лишь 3,3% всех поршней достигают допустимого
износа.
В отличие от гильз цилиндров и поршневых колец на диаме-
тральный износ поршней форсированные режимы эксплуатации
влияют незначительно. При ресурсных испытаниях (пробег до
1500 км в сутки) средний после пробега 120 тыс. км темп износа
равен 0,47 мкм на 1000 км, т. е. почти такой же, как и в условиях
обычной эксплуатации.
При среднем темпе износа 0,43—0,45 мкм на 1000 км долго-
вечность юбки поршня соответствует примерно 250 тыс. км. При
42. Показатели износа юбки поршня и отверстия
в бобышке под поршневой палец 1
Показатели износа Пробег автомобиля в тыс. км
100 150 200
Среднемаксимальный износ в мм 0,045/0,006 0,064/0,009 0,088/0,012
Темп износа в мкм на 1000 км 0,45/0,06 0,43/0,06 0,44/0,06
Максимальный износ в мм 0,090/0,013 0,127/0,019 0,186/0,025
Допустимый износ в мм 0,170/0,032 0,170/0,032 0,170/0,032
Количество деталей, имею- щих износ больше допу- стимого, в % Коэффициент вариации из- носа Нет/Нет Нет/Нет 3,3/Нет
0,47/0,62 0,36/0,52 0,28/0,40
1 Величины в числителе относятся к юбке поршня, а в знаменателе — к отверстию
в бобышке.
249
этом следует ожидать, что около 15% поршней будут пметь износы
больше 0,17 мм, а их максимальные износы окажутся равными
примерно 0,21 мм.
ОТВЕРСТИЯ в бобышках поршня
И ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ
У всех обследованных поршней двигателей ЗИЛ-130 износ
отверстий в бобышках не превышает 0,025 мм. Среднемаксималь-
ный темп износа составляет примерно 0,06 мкм на 1000 км. Как
видно из табл. 43, по износу отверстий в бобышках под поршневой
палец долговечность поршней ЗИЛ-130 превышает 250 тыс. км.
У двигателей ЗИЛ-130 поршневой палец изготовляется из
стали 15Х, затем подвергается цементации на глубину 1,0—1,4 мм
и объемной закалке до твердости HRC 58—65.
Благодаря большому диаметру пальца опорная поверхность
в отверстиях бобышек и втулке верхней головки шатуна у двига-
теля ЗИЛ-130 больше, чем у двигателя ЗИЛ-164, на 28%, что
обусловило малые удельные нагрузки как на поршень, так и на
втулку верхней головки шатуна. Вследствие этого повысилась
износостойкость пальца.
В табл. 43 приведены показатели, характеризующие износ
поршневого пальца. На основании данных этой таблицы можно
сделать вывод, что в условиях эксплуатации предельный износ
вообще не достигается. Максимальные зарегистрированные износы
были примерно в 2 раза меньше допустимых. При исследовании
не было установлено какой-либо закономерности в износах паль-
цев. После пробега 200 тыс. км у 50% пальцев еще сохраняется
натяг в отверстиях бобышек поршня, равный 0,006—0,008 мм.
43. Показатели износа поршневых пальцев и втулок
верхней головки шатунов 1
Показатели износа Пробег автомобиля в тыс. км
100 150 200
Среднемаксимальный износ в мм - 0,003/0,018 0,0045/0,026 0,006/0,033
Темп износа в мкм на 1000 км 0,03/0,18 0,03/0,17 0,03/0,16
Максимальный износ в мм 0,011/0,032 0,016/0,046 0,022/0,061
Предельно допустимый из- нос в мм 0,05/0,05 0,05/0,05 0,05/0,05
Количество деталей, износ которых выше допустимо- го, в % Коэффициент вариации из- носа Нет/Нет Нет/Нет Нет/6
0,49/0,62 0,41/0,52 0,32/0,40
1 Величины в числителе относятся к поршневому пальцу, а в знаменателе —
к втулке верхней головки шатуна.
250
ВТУЛКА ВЕРХНЕЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА
Материалом для изготовления сверткой втулки верхней го-
ловки шатуна служит бронза Бр. ОЦС 4-4-25. Твердость поверх-
ности втулки после окончательной обработки колеблется в пре-
делах НВ 130—165. Чистота поверхности втулки соответствует
9-му классу.
Долговечность втулки в условиях эксплуатации характери-
зуется данными табл. 43, из которой следует, что при пробегах
200 тыс. км 6% втулок имеют износы, превышающие 0,05 мм. По
сравнению с пальцами у втулок верхней головки шатуна износ
примерно в 5—6 раз больше.
Максимальный зазор между втулкой и пальцем при пробегах
200 тыс. км составляет 0,038 мм и в отдельных случаях 0,068 мм.
При таком зазоре уже прослушивается заметный стук поршневых
пальцев.
Чистота рабочей поверхности втулки после длительной ра-
боты повышается до 10-го класса. Определение чистоты поверх-
ности втулки после работы в течение 50; 100; 200 и 400 ч позво-
лило установить, что заглаживание ее поверхности происходит
в первые 100 ч работы. Исходный зазор при этом возрастает на
0,003—0,005 мм, после чего начинается нормальный износ втулки,
сопровождаемый медленным увеличением зазора.
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
В двигатель ЗИЛ-130 устанавливается стальной кованый ко-
лентчатый вал, у которого коренные и шатунные шейки закалены
т. в. ч. до твердости HRC 50—60. Во всех шатунных шейках про-
сверлены наклонные каналы большого диаметра, заглушенные
специальной пробкой. Эти каналы являются масляными сепара-
торами- грязесборниками. В них из масла, подаваемого для смазки
шатунных подшипников, отделяются все твердые частицы, плот-
ность которых больше плотности масла. Такой подвод масла к ша-
тунным шейкам обусловил крайне малые износы шатунных шеек
в двигателях ЗИЛ-130. Как следует из табл 44, среднемаксималь-
ные износы шатунных шеек составляют всего 0,011 мм при про-
бегах до 200 тыс. км. Наличие грязесборников в шатунных шей-
ках способствует уменьшению износов цилиндров, так как масло
на их стенки забрасывается в основном из шатунных подшип-
ников.
Специальные опыты с введением пыли в картерное масло, по-
казали, что только при грязесборниках, полностью забитых
пылью, темп износа шатунных и коренных шеек, а также гильз
цилиндров возрастает в несколько раз. До этого момента наличие
пыли в картерном масле практически не влияет на износ указанных
деталей.
При применении триметаллических вкладышей пыль в кар-
терном масле вызывает резкое увеличение зазора в шатунных под-
251
44. Показатели износа коренных и шатунных
шеек коленчатого вала1
Показатели износа Пробег автомобиля в тыс. км
100 150 200
Среднемаксимальный износ в мм 0,006/0,019 0,008/0,029 0,011/0,04
Темп износа в мкм на 1000 км 0,06/0,19 0,053/0,19 0,055/0,2
Максимальный износ в мм 0,016/0,058 0,023/0,092 0,032/0,134
Предельно допустимый из- нос в мм .... 0,04/0,07 0,04/0,07 0,04/0,07
Количество шеек, износ ко- торых выше допустимого Нет/Нет Нет/11 Нет/23
Коэффициент вариации из- носа 0,98/1,3 0,93/1,0 0,9/0,72
1 Величины в числителе относятся к шатунным шейкам, в знаменателе — к корен-
ным шейкам.
шинниках и при пробеге примерно 120 тыс. км около 20% этих
подшипников имеют зазоры, превышающие 0,1 мм. Такое быстрое
увеличение зазора объясняется быстрым износом антифрикцион-
ного слоя шатунных вкладышей. Во всех случаях при замене ша-
тунных вкладышей после пробега 80—100 тыс. км почти полностью
восстанавливается исходный зазор. Некоторые триметаллические
шатунные вкладыши имеют антифрикционный слой толщиной
0,2—0,25 мм. Такие вкладыши выходят из строя вследствие уста-
лостного разрушения (выкрашивания) уже после пробега 40—
60 тыс. км.
В настоящее время в двигателе ЗИЛ-130 устанавливают вкла-
дыши с антифрикционным слоем из высокооловянистого алюминия,
имеющих высокую усталостную прочность и износостойкость, зна-
чительно большую, чем у триметаллических вкладышей. Износ
шатунных шеек при этом увеличивается незначительно.
В условиях эксплуатации раньше всех изнашивается верхний
шатунный вкладыш. Нижний вкладыш, как правило, не имеет
усталостных разрушений. Износ его обычно в 2 раза меньше.
Коренные шейки коленчатого вала изнашиваются значительно
быстрее шатунных. Как видно из табл. 44, темп износа их равен
0,2 мкм на 1000 км, т. е. почти в 4 раза больше, чем шатунных
шеек.
На рис. 138 приведена гистограмма рассеивания максимальных
износов коренных шеек: по оси ординат отложено количество
коренных шеек (частотность в %) с износом, соответствующим
интервалу 10 мкм, а по оси абсцисс отложен износ в мкм. Из ги-
стограммы следует, что примерно 3% шеек имеют износы 0,10—
0,14 мм, при этом средний износ составляет менее 0,03 мм.
252
Такое большое рассеивание можно объяснить лишь примене-
нием нижнего вкладыша на коренном подшипнике без масляной
канавки, вследствие чего крупные абразивные частицы затяги-
ваются из масляной канавки верхнего вкладыша на рабочую по-
верхность нижнего и образуют на его поверхности и на коренной
шейке риски и кольцевые надиры.
Исследования коренных подшипни-
ков, имеющих масляную канавку
на обоих вкладышах, показали, что
в этом случае улучшается состояние
шеек коленчатого вала и несколько
снижается их износ, несмотря на
значительное уменьшение несущей
способности вкладыша. Одновре-
менно улучшились условия смазки
шатунных вкладышей, поскольку
при указанной конструкции корен-
ных подшипников масло к шатун-
ному подшипнику подается непре-
рывно (при наличии нижнего вкла-
дыша без масляной канавки смазка
шатунного подшипника пульсирую-
щая).
При замене вкладышей коренных
минальными размерами уменьшается
Рис. 138. Гистограмма рассеива-
ния взносов коренных шеек
коленчатого вала (пробег
150 тыс. км)
подшипников новыми с по-
среди емаксимальный зазор
до 0,07—0,08 мм, что позволяет эксплуатировать двигатель еще
в течение длительного времени.
Долговечность большинства деталей двигателя ЗПЛ-130 при
нормальной эксплуатации превышает 200 тыс. км.
Глава IX. ПЕРСПЕКТИВЫ ПОВЫШЕНИЯ
МОЩНОСТНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Для повышения мощности двигателей с принудительным зажи-
ганием могут быть использованы следующие способы:
— увеличение наполнения путем применения многокарбю-
раторных систем или впрыска топлива во впускную трубу при
Рис. 139. Зависимость литровой
мощности от частоты вращения
п при максимальной мощности
одновременном повышении макси-
мальной частоты вращения колен-
чатого вала;
— повышение степени сжатия
и одновременное увеличение на-
полнения при большой частоте
вращения;
:— использование наддува
(с помощью приводного компрес-
сора или турбокомпрессора, при-
водимого в движение отработав-
шими газами).
Каждый из этих способов
имеет свои преимущества и недо-
статки, ограничивающие их при-
менение из-за технических или
технологических факторов.
Увеличение наполнения с од-
новременным повышением макси-
мальной частоты вращения — есте-
ственный путь форсировки порш-
невых двигателей, поскольку меж-
ду коэффициентом наполнения
двигателя, средним эффективным
давлением и частотой вращения существует линейная зависимость.
В настоящее время имеются образцы высокофорсированных
двигателей гоночного типа без наддува, литровая мощность ко-
торых превышает 200 л.с./л, а частота вращения более
10 000 об/мин.
На рис. 139 показана возможность форсировки двигателей
с принудительным зажиганием за счет увеличения быстроход-
ности, наполнения и степени сжатия.
254
Однако для двигателей грузовых автомобилей проблема резкого
повышения быстроходности в настоящее время еще полностью
не решена из-за недостаточной надежности таких двигателей при
большой частоте вращения, главным образом их газораспредели-
тельного и кривошипно-шатунного механизмов. Вследствие этого
на грузовых автомобилях применяются двигатели средней бы-
строходности. Чтобы повысить их мощность, обычно увеличивают
степень сжатия и одновременно усовершенствуют впускной тракт
и систему питания. Наиболее эффективный способ повышения
мощности этих двигателей — применение наддува.
НАДДУВ ДВИГАТЕЛЕЙ
Наддув двигателя с помощью турбокомпрессора, для привода
которого используется энергия отработавших газов, широко
применяется в настоящее время в автомобильных и тракторных
дизелях. При газотурбинном наддуве не требуется механический
привод к агрегату наддува, что позволяет размещать турбоком-
прессор на двигателе в любом удобном месте.
Использование энергии отработавших газов для привода
турбокомпрессора улучшает, наряду с мощностными, также и
экономические показатели двигателя. Однако приемистость дви-
гателя при газотурбинном наддуве улучшается незначительно,
так как вследствие относительно большого момента инерции ротора
турбокомпрессора при увеличении частоты вращения уменьшается
давление наддува. Последнее обстоятельство не является опре-
деляющим для двигателей, установленных на автомобилях, ко-
торые работают в условиях междугородных перевозок, где пре-
обладают режимы движения с постоянными или медленно изме-
няющимися скоростями.
Применение газотурбинного наддува в автомобильных дви-
гателях с принудительным зажиганием долгое время сдерживалось
из-за отсутствия жаропрочных сплавов, способных длительное
время работать при температурах 1000-—1200° С. В настоящее
время такие сплавы созданы и уже имеется несколько типов легко-
вых и грузовых двигателей с газотурбинным наддувом.
В СССР выпускаются стандартные турбокомпрессоры для
наддува стационарных и тракторных дизелей (табл. 45).
По производительности для наддува двигателя ЗИЛ-130 лучше
всего соответствует турбокомпрессор ТКР-8,5, разработанный
в НАТИ. Этот турбокомпрессор состоит из центробежного ком-
прессора и установленной на одном валу с ним центростремитель-
ной газовой турбины. Рабочее колесо компрессора съемное, из-
готовлено из алюминиевого сплава. Ротор, состоящий из рабочих
колес турбины и компрессора и вала, установлен в среднем кор-
пусе турбокомпрессора на подшипниках скольжения. К этому
корпусу крепятся корпуса компрессора и турбины, несущие
сопловые аппараты. Средний корпус и корпус компрессора отлиты
255
45. Параметры отечественных турбокомпрессоров
Параметры ТКР-8,5 ТКР-И ТКР-14
Степень повышения давления в ком- прессоре 1,3—1,9 1,3—2,5 1,3—3,5
Частота вращения ротора в об/мин 60 000 45 000 36 000
К- п. д. компрессора не менее: с лопаточным диффузором Применение лопаточного 0,75
с безлопаточным диффузором . . дифф; не реком 0,68 <зо р а ендуется 0,70 0,72
Номинальный диаметр колеса компрес- сора в мм 85 по 140
Температура газа перед турбиной при длительной работе в °C, не более 650 650 650
Максимальная температура газов пе- ред турбиной при работе в течение 1 ч в °C, не более 700 700 700
К. п. д. турбины 0,72 0,74 0,74
Срок службы подшипников скольже- ния в ч, не менее 3000 3000 3000
из алюминиевого сплава. Литой корпус турбины из серого чугуна
имеет два входа и допускает парциальный подвод отработавших
газов, что позволяет использовать турбокомпрессор для импульс-
ного наддува.
Подшипники скольжения смазываются под давлением от
масляной системы двигателя.
Охлаждение турбокомпрессора воздушное. Для снижения
температуры сжатого воздуха на выходе из компрессора корпус
последнего имеет оребрение. Несмотря на то что турбокомпрессор
рассчитан на работу с температурой газа перед турбиной до 650° С,
допустима кратковременная работа при значительно более вы-
соких температурах.
При импульсном наддуве, т. е. с турбиной переменного давле-
ния, используются два турбокомпрессора ТКР-8,5 — по одному
на каждый ряд цилиндров двигателя ЗИЛ-130. К каждому входу
турбины подводятся отработавшие газы от двух цилиндров.
В случае работы турбины турбокомпрессора ТКР-8,5 при
постоянном давлении перед ней к каждому входу корпуса турбины
подводятся отработавшие газы от четырех цилиндров (от каждого
ряда). Поддержание постоянного давления наддува осуществля-
лось путем перепуска части отработавших газов через байпасную
магистраль помимо турбины. Количество перепускаемых газов
можно изменять при помощи клапана в этой магистрали.
Было установлено, что при использовании турбокомпрессора
ТКР-8,5 для наддува с постоянным давлением перед турбиной
давление рк = 0,3 кгс/см2 обеспечивается лишь при частоте вра-
щения 2000 об/мин и более. При частоте вращения менее 2000 об/мин
256
мощность турбины недостаточна для создания этого давления
наддува.
На рис. 140 показаны внешние характеристики двигателя
ЗИЛ-130 с наддувом и без него. При рк = О,3н-О,32 кгс/см2
мощность двигателя увеличивается с 156 до 198 л. с., максималь-
ный крутящий момент с 41,2 до 51,8 кгс-м, а минимально удель-
ные расходы топлива снижаются с 234 до 220 г/(л. с. ч). Эти по-
Рис. 140. Внешние характеристики двигатели ЗИЛ-130:
— • — • --без наддува;---------— с наддувом — турбина
постоянного давления; ----- — с наддувом — импульсная
турбина
казатели получены при работе на бензине с октановым числом
по моторному методу 85—86.
Эффективность газотурбинного наддува на режимах частичных
нагрузок меньше, чем на режиме полностью открытой дроссельной
заслонки, что естественно, так как при дросселировании не ис-
пользуется энергия сжатой смеси.
Влияние давления наддува на мощностные и экономические
показатели двигателя приведено на рис. 141, а. Мощность дви-
гателя возрастает пропорционально давлению наддува; одновре-
менно снижаются удельные расходы топлива.
17 Заказ 181 257
При применении наддува увеличиваются максимальное дав-
ление цикла рг и скорость нарастания давления при сгорании
dp/dtp, что приводит к повышению нагрузки на детали криво-
шипно-шатунного механизма. Для оценки влияния наддува на
нагруженность этих деталей были определены максимальные
давления цикла рг и скорости нарастания давления dp/dtp
(рис. 141, б), которые увеличиваются с повышением давления
наддува.
Рис. 141. Влияние давления наддува рк на эффективные и индикаторные
показатели двигателя ЗИЛ-130
При давлении наддува, не превышающем 0,3 кгс/см2, pz и
dp/dtp не выходят за пределы значений, характерных для форси-
рованных двигателей с принудительным зажиганием грузовых
автомобилей. Так, при давлении наддува 0,27 кгс/см2 р2 = 51-;-
53 кгс/см2, a (dp/dtp)max = 2,5 кгс/(см2°) [без наддува pz =
= 35,5 кгс/см2, a (dp/dtp)max = 1,6 кгс/(см2°)]. Для сравнения
можно указать, что форсированный двигатель ЗИЛ-130 (степень
сжатия 8,0 и четырехкамерный карбюратор) имеет рг = 42 кгс/см2
и (dp/dtp)max = 1,9-ь-2,3 кгс/(см2°).
Оценка тепловой напряженности двигателя при турбонаддуве
была проведена путем термометрирования свода камеры сгорания,
46. Температура стенки свода камеры сгорания двигателей
с наддувом н без наддува прн п = 2400 об/мин и ре = 8,55 кгс/см2
Точка измерения температуры (см. рнс. 142) Двигатель
с наддувом без наддува
У свечи зажигания (кривая 4) 117 115
Под свечой зажигания (кривая 3) 120 115
У седла впускного клапана (кривая 3) 120 115
В перемычке между клапанами (кривая 1) ... 197 172
У седла выпускного клапана (кривая 2) .... 184 182
Край стенки камеры у впускного клапана (кривая 5) 110 115
258
результаты которого приведены в табл. 46 и на рис. 142. Из
табл. 46 следует, что увеличение температуры свода камеры сго-
рания в наиболее нагретом месте не превышает 25° С. Абсолютное
значение максимальной температуры свода также невелико —
около 197° С.
Импульсный наддув двигателя ЗИЛ-130 в еще большей степени
увеличивает его мощностные показатели. Внешняя характери-
стика двигателя с импульсным наддувом приведена на рис. 140.
Максимальная мощность двигателя составляет 250 л. с., а
максимальный крутящий момент
бОкгс-м. Такое увеличение пока-
зателей произошло вследствие рез-
кого повышения давления над-
дува при частоте вращения 2600—
3200 об/мин и уменьшения сопро-
тивления на выпуске. При
п = 3200 об/мин давление наддува
достигло 0,58 кгс/см2.
Увеличение мощности и кру-
тящего момента сопровождается
снижением удельных расходов топ-
лива. При полностью открытой
дроссельной заслонке минималь-
Рис. 142. Влияние среднего эффек-
тивного давления ре двигателя
ЗИЛ-130 при наддуве на темпера-
туру h деталей камеры сгорания
ный удельный расход топлива при импульсном наддуве равен
всего 205 г/(л. с. ч). Некоторое улучшение экономических показа-
телей двигателя при наддуве следует отнести за счет улучше-
ния смесеобразования, вызванного дополнительным подогревом
воздуха при сжатии его в компрессоре.
ПОВЫШЕНИЕ СТЕПЕНИ СЖАТИЯ
Повышение степени сжатия является самым простым способом
увеличения мощности и экономических показателей поршневых
двигателей. С повышением степени сжатия увеличивается также
и степень расширения, в результате чего возрастает работа цикла,
улучшается использование введенного тепла, а следовательно,
увеличиваются мощность и к. и. д. двигателя.
В отличие от теоретического цикла в реальном двигателе
с ростом степени сжатия значительно возрастают тепловые по-
тери. Так, с увеличением отношения поверхности камеры сгорания
к ее объему повышается количество тепла, передаваемого в си-
стему охлаждения и, кроме того, трение смеси о поверхности сте-
нок камеры, что уменьшает начальную турбулизацию заряда и
сказывается на скорости сгорания смеси.
Скорость сгорания зависит от температуры и давления смеси
и от крупномасштабной турбулентности заряда. С повышением
17* 259
степени сжатия увеличиваются температура и давление смеси,
вследствие чего скорость сгорания возрастает; однако уменьшение
крупномасштабной турбулентности при повышении степени сжатия
снижает скорость сгорания. При каком-то значении степени сжа-
тия уменьшение турбулентности заряда оказывает решающее
влияние. В случае повышения степени сжатия возрастают утечки
рабочего тела через поршневые кольца при сжатии и расширении.
Вследствие этого уменьшается индикаторный к. п. д. двигателя
и при каком-то значении степени сжатия он также может оказать
Рис. 143. Влияние степени сжа-
тия е на мощностные и экономи-
ческие показатели двигателя
ЗИЛ-130:
1 — максимальное среднее эффек-
тивное давленые; 2 — среднее эф-
фективное давление, соответствую-
щее максимальной мощности; 3 —
минимальный удельный расход то-
плива при полностью открытой
дроссельной заслонке; 4 — мини-
мальный удельный расход топлива
при работе двигателя по нагрузоч-
ной характеристике
решающее влияние на протекание
рабочего процесса. Кроме того, с уве-
личением степени сжатия возрастают
также механические потери в дви-
гателе, что вызывает уменьшение
механического к. п. д.
Влияние каждого из приведенных
выше факторов зависит от конструк-
ции двигателя. По этой причине и
величина оптимальной с точки зре-
ния наилучших мощностных показа-
телей степени сжатия зависит от
конструктивных особенностей кон-
кретного двигателя.
Влияние степени сжатия на мощ-
ностные и экономические показатели
двигателя ЗИЛ-130 показано на
рис. 143. При степени сжатия свыше
9 наблюдается уменьшение темпа
прироста среднего эффективного да-
вления, а также темпа снижения удельных расходов топлива.
Форма камеры сгорания незначительно влияет на мощностные
показатели двигателя ЗИЛ-130. Уменьшение поверхности соб-
ственно камеры сгорания при увеличении степени сжатия при-
водит к некоторому понижению эффективной мощности главным
образом за счет ухудшения наполнения вследствие дросселирова-
ния потока смеси боковой стенкой камеры сгорания.
При увеличении степени сжатия от 6,5 до 8,5 заметно улуч-
шаются экономические показатели двигателя ЗИЛ-130. Дальней-
шее повышение ее лишь незначительно улучшает экономичность
двигателя.
МНОГОКАРБЮРАТОРНЫЕ СИСТЕМЫ
Карбюратор — основной орган смесеобразования в двигателе.
От его четкой и стабильной работы зависят мощностные и эконо-
мические показатели двигателя на рабочих режимах. Поэтому
для хорошего распыливания топлива проходные сечения для
воздуха в карбюраторе стараются сделать наименьшими.
2бо
С увеличением быстроходности сопротивление карбюратора
возрастает. Расширение проходных сечений впускного тракта
карбюратора приводит к ухудшению экономичности на режимах
средних нагрузок вследствие ухудшения распиливания топлива.
В случае применения многокарбюраторных систем последова-
тельного действия сопротивление впускного тракта при полностью
открытой дроссельной заслонке получается малым и сохраняется
достаточно высокое качество распиливания топлива на режимах
малых и средних нагрузок.
На V-образных двигателях в настоящее время могут приме-
няться карбюраторы: один однокамерный; один двухкамерный
с камерами параллельного действия; один двухкамерный с ка-
мерами последовательного действия; один четырехкамерный
с двумя парами камер последовательного действия; управление
второй парой камер может быть как механическим, так и вакуум-
ным; три двухкамерных карбюратора последовательного дей-
ствия; два четырехкамерных.
На грузовых V-образных восьмицилиндровых карбюраторных
двигателях обычно устанавливается один двухкамерный или
один четырехкамерный карбюратор.
Высокофорсированные карбюраторные двигатели спортивных
и гоночных автомобилей имеют, как правило, отдельный карбю-
ратор на каждый цилиндр двигателя.
Изменяя общее сопротивление впускной системы, число кар-
бюраторов в значительной степени влияет на мощностные пока-
затели двигателей. В табл. 47 приведено изменение литровой мощ-
ности в зависимости от числа карбюраторов для восьмицилиндро-
вых двигателей.
У большинства двигателей, как это следует из табл. 47, при
замене двухкамерного карбюратора четырехкамерным литровая
мощность повышается приблизительно на 9%. Это несколько боль-
ше, чем увеличение наполнения за счет уменьшения сопротивле-
47. Прирост литровой мощности восьмицилиндровых V-образных
двигателей при установке четырехкамериых карбюраторов
вместо двухкамерных
Марка двигателя и его рабочий объем в л Прирост литровой мощности в л. с./л Прирост литровой мощности В % Марка двигателя и его рабочий объем в л Прирост литровой мощности в л. с./л Прирост литровой мощности В %
ЗИЛ-110,* 6 . . 2 8,5 Форд 332, 5,44 1,42 4,1
ЗИЛ-130, 6,0 . . 3,66 13,2 Форд 401, 6,58 3,0 9,7
ЗИЛ-375, 7,0 . . 2,96 Н,2 Форд 447, 6,73 3,23 9,6
Форд 292, 4,79 2,27 6,9 Понтиак 389, 6,37 3,1 9,3
Форд 302, 4,95 1,4 3,9 Понтиак 389,**
6,37 8,07 18,6
* Рядный двигатель.
** Вместо одного двухкамерного карбюратора установлено три двухкамерных.
261
ния впускной системы. Дополнительный прирост мощности связан
с уменьшением работы наполнения двигателя и некоторым умень-
шением вследствие этого внутренних потерь в двигателе.
На рис. 144 приведена внешняя характеристика двигателя
ЗИЛ-130 с двухкамерным карбюратором К-88А и четырехкамерным
карбюратором К-254, а также зависимость внутренних потерь 7VTp
и разрежения во впускной трубе рк от п.
Рис. 144. Внешние характеристики двигателя
ЗИЛ-130 с различными карбюраторами:
-------------двухкамерный карбюратор К-88А;
—------------четырехкамерный карбюратор К-254
При четырехкамерном карбюраторе максимальная частота
вращения двигателя ЗИЛ-130 увеличилась с 3500 до 3900 об/мин,
максимальная эффективная мощность с 156 до 188 л. с. и макси-
мальный крутящий момент с 41,3 до 43,5 кгс-м. Удельный расход
топлива при полностью открытой дроссельной заслонке изменился
незначительно — с 240 до 235 г/(л. с. ч).
При п = 3200 об/мин увеличение литровой мощности состав-
ляет 11,8%, тогда как коэффициент наполнения при этой частоте
вращения возрастает всего на 5—5,5%, что должно при неизмен-
ных внутренних потерях повысить эффективную мощность на
12—13 л. с. Изменение внутренних потерь при указанной частоте
262
вращения составляет примерно 6 л. с. Таким образом, общее
повышение эффективной мощности должно быть равно около 1&—
19 л. с.
Как следует из рис. 144, при п = 3200 об/мин фактическое
увеличение мощности составляет 21 л. с.
В четырехкамерных карбюраторах, имеющих две пары камер
последовательного действия с механическим приводом дроссельных
заслонок дополнительных камер, при малой частоте вращения и
полностью открытой дроссельной заслонке образуются чрезмерно
большие для этого режима проходные сечения воздушного тракта,
что служит причиной уменьшения по сравнению с двухкамерным
карбюратором крутящего момента в области малых частот вра-
щения.
Четырехкамерный карбюратор типа К-254 для повышения
крутящего момента при работе двигателя с малой частотой вра-
щения имеет пневматическое устройство — дополнительные дрос-
сельные заслонки, включающие дополнительные камеры с раз-
режением в зоне этих заслонок. Данное устройство, так называе-
мый регулятор наполнения, создает оптимальные проходные
сечения воздушного тракта и позволяет повысить коэффициент
наполнения двигателя и его крутящий момент при малой частоте
вращения и полностью открытой дроссельной заслонке.
Ниже приведены осредненные данные большого числа различ-
ных двигателей легковых и грузовых автомобилей, характери-
зующие увеличение мощности при неизменной степени сжатия
в зависимости от числа карбюраторов (или камер многокамерных
карбюраторов), приходящихся на один цилиндр двигателя (за
100% принята эффективная мощность двигателя, имеющего один
карбюратор на четыре цилиндра):
Число карбюраторов (или камер
многокамерных карбюраторов),
приходящихся на один цилиндр
двигателя.................. '/8 1/4 1
Увеличение или уменьшение мощ-
ности в %............. 92 100 109,5 119 125
Прирост мощности двигателя ЗИЛ-130 при установке на него
четырехкамерного карбюратора вместо двухкамерного несколько
выше, чем приведенный выше средний прирост для примерно та-
кого же двигателя, однако расхождение не очень велико и объяс-
няется конструктивными особенностями впускной системы дви-
гателя ЗИЛ-130.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение..................................................................... 3
Глава I. Развитие конструкции двигателей ЗИЛ (Я- М. Шендерович) . . .
Работы, предшествовавшие проектированию новых двигателей для грузо-
вых автомобилей......................................................
Проектирование и испытание семейства V-образных двигателей ....
Глава II. Конструкция и доводка отдельных узлов и деталей двигателя
ЗИЛ-130 (В. Д. Муравьев и Я- М. Шендерович) .........................
Блок цилиндров ...........................................
Гильзы цилиндров ....................................... ...
Головки блока цилиндров ........... .....................
Поршень................. . .................. .................
Шатун................................................. ......
Коленчатый вал ..............................................
Шатунные и коренные подшипники .............................
Механизм газораспределения ............ ....
Впускная труба ........................
Выпускные трубопроводы......................... . .........
Система вентиляции картера............. .... ..........
Регулятор разрежения ...............
Глава III. Система смазки (В. Д. Муравьев) ...........................
Схема системы смазки.........................
Масляный насос .............................. ...............
Масляные фильтры..................... .........................
Расход масла............................. . . . .
Глава IV. Система питания (В. Т. Панфилов)...........................
Требования, предъявляемые к приборам системы питания
Выбор конструктивных схем приборов . ..........................
Конструкция и расчет приборов ...............................
Материалы............................. - - -
Применяемые допуски и посадки ..........................
Особенности изготовления, сборки и проверка приборов . . .
Стендовые и лабораторно-дорожные испытания.........
Повышение надежности приборов питания..........................
Глава V. Система охлаждения (М. Е. Дискпн, Б. И. Караваев, А. Г. Шаевич,
С. М. Подольский и В. Н. Сокульский) ................................
Общие требования к системе охлаждения. Выбор конструкции сердце-
вины радиатора .................................................
Расчет сердцевины радиатора . .................................
Выбор размеров водяного насоса ................. . .
Устройство системы охлаждения . .................- .......
Доводка агрегатов системы охлаждения ..........................
Гидравлические потери в системе охлаждения. Определение кавитацион-
ного запаса ...................................................
5
5
16
59
59
60
61
67
69
71
78
81
107
ПО
111
119
123
123
125
128
134
139
139
141
146
161
163
164
167
178
179
179
181
185
190
193
198
Глава VI. Пусковые устройства. Предпусковой подогреватель (Г. Ф. Баб-
кин, В. И. Серегнн и А. Г. Шаевич).................................... 204
Пусковые качества двигателя ЗИЛ-130 ............................. ... 204
Выбор конструкции элементов предпускового подогревателя.............. 212
Конструкция предпускового подогревателя...............................217
Испытания и доводка предпускового подогревателя ..................... 221
Глава VII. Показатели и характеристики двигателя ЗИЛ-130. Дорожи о-
экономическне характеристики автомобиля ЗИЛ-130 (В. Д. Му-
равьев) ............................................ • 224
Эффективные показатели двигателя ............................... 224
Характеристики двигателя........................................ 226
Индикаторные показатели двигателя . . ............ 229
Тепловой баланс двигателя ...................................... 234
Дорожно-экономические характеристики автомобиля ЗИЛ-130 ......... 236
Глава VIII. Долговечность деталей цилиндро-поршневой и кривошипной
групп (В. Д- Муравьев) .............................................. 238
Гильзы цилиндров ........................................ ..... 238
Поршневые кольца .... ........... ......................244
Кольцевые канавки поршня.................. . • * .... 247
Юбка поршня .................................................... 249
Отверстия в бобышках поршня и поршневой палец . . ........ 250
Втулка верхней головки шатуна .................................. 251
Коленчатый вал ................................................ 251
Глава IX. Перспективы повышения мощностных показателей (В. Д. Муравьев) 254
Наддув двигателей 255
Повышение степени сжатия......................................... 259
Многокарбюраторные системы..................................... 260