Во втором томе справочника рассмотрены различные двигатели
внутреннего сгорания (карбюраторные двигатели, дизели,
двигатели с золотниковым распределением). Отдельно приведены
двигатели с воздушным охлаждением. Дано описание конструкций
мотоциклов, мопедов, мотороллеров, автомобилей специального
назначения, прицепов, тракторов, электромобилей и троллейбусов.
Описание конструкций сопровождается большим количеством
иллюстраций.
Справочник рассчитан на инженерно-технических работников,
занимающихся конструированием автомобилей.
Редакция литературы по автомобильному, тракторному
и сельскохозяйственному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. М. Бауман

ОТ ИЗДАТЕЛЬСТВА
Автомобильный справочник, являющийся переводом с немецкого,
выходит в двух томах.
В первом томе справочника приведены сведения по теории автомобиля
топливу, смазке, испытаниям автомобилей и двигателей, а также некоторые
данные о материалах, применяемых в автомобилестроении. Кроме того,
в первом томе специальные разделы посвящены описанию коробки передач,
главной передачи, подвески, тормозов, рулевого управления и т. д.
Во втором томе описаны конструкции различных двигателей внутреннего
сгорания. Рассмотрены двигатели с воздушным охлаждением. Дано
описание мотоциклов, мопедов и мотороллеров, а также автомобилей специального
назначения, прицепов, тракторов, электромобилей и троллейбусов.
Справочник, содержащий большой фактический материал, будет полезен
для инженерно-технических работников, занимающихся конструированием
автомобилей, тракторов, мотоциклов и т. д.
Однако справочник не свободен от недостатков. Некоторые вопросы
изложены недостаточно полно и систематично. Методика изложения и объем
материала в различных разделах неединообразны. Это объясняется,
по-видимому, тем, что в составлении справочника участвовало большое число
авторов.
Перевод сделан с непринципиальными сокращениями и некоторым
уменьшением числа фигур; изъято несколько разделов, не представляющих
большого интереса для автомобилистов. Отсутствие этих разделов и фигур
ни в коей мере не сказывается на качестве справочника.
К переводу и редактированию справочника был привлечен большой
коллектив переводчиков и редакторов под общим руководством
заслуженного деятеля науки и техники, проф. А. А. Липгарта и проф. А. Н. Ост-
ровцева.

f. КАРБЮРАТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЯ
1. Высокая литровая мощность.
2. Хорошая приемистость.
3. Эластичная, амортизирующая подвеска.
4. Надежность в эксплуатации.
5. Высокое число оборотов, ограничиваемое только скоростью газов
во впускной системе.
6. Постоянная готовность к работе.
7. Умеренный расход топлива на режимах частичных нагрузок.
8. Бесшумность, глушение шумов впуска и выпуска.
9. Уравновешенность при всех режимах работы.
10. Большой срок службы, минимальные затраты на ремонт.
УСЛОВИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ
1. Обкатка перед началом эксплуатации.
2. Пуск холодного двигателя.
3. Снижение крутящего момента при трогании с места за счет сцепления
и коробки передач.
4. Редкое использование полной мощности.
5. Средняя эксплуатационная мощность у легковых автомобилей
составляет примерно 35% от максимальной мощности.
6. Частые остановки и резкие изменения нагрузки двигателя.
7. Продолжительная работа на холостом ходу.
8. Быстрый разгон и торможение.
9. Ударные нагрузки при пользовании сцеплением.
10. Ударные нагрузки при движении автомобиля по неровному полотну
дороги.
11. Торможение двигателем.
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ ДВИГАТЕЛЬ
Литровая мощность (в л. с. на 1 л рабочего объема).
Одновременно следует указывать число оборотов коленчатого вала.
Двигатели современных легковых автомобилей характеризуются
литровыми мощностями до 50 л. с./л в диапазоне чисел оборотов от 2600 до 4500
в минуту х.
Двигатели современных грузовых автомобилей характеризуются
литровыми мощностями более 25 л. с.1л в диапазоне чисел оборотов от 1000 до 3600
в минуту.
1 Двигатель гоночного автомобиля Cisitalia (Porsche-360) мощностью 450 л. с. при
10 500 об/мин имеет литровую мощность 300 л. с/л; при 7000 об/мин мощность двигателя
составляет 370 л. с.
Краткая техническая характеристика двигателя: число цилиндров 12; расположение
цилиндров — горизонтальное; диаметр цилиндра 56 мм; ход поршня 50,5 мм; средняя
скорость поршня 11,1 mi сек при 10 500 об/мин; охлаждение водяное.

Автомобильные двигатели с воспламенением от сжатия (без наддува)
при числе оборотов до 3000 в минуту достигают максимальной литровой
мощности 23 л. с. 1л.
Среднее эффективное давление (в кг/см21)
автомобильных двигателей колеблется в следующих пределах: двигатели с
принудительным зажиганием легковых и грузовых автомобилей — 5—7 (отдельные
двигатели до 8,5 кг/см2)', двигатели с воспламенением от сжатия —5—6,5 кг/см2.
Чем выше среднее эффективное давление, тем выше к. п. д. двигателя.
Средняя скорость поршня (в м/сек) автомобильных
двигателей колеблется в следующих пределах: двигатели микролитражных
автомобилей — 6—9 м/сек\ двигатели легковых и грузовых автомобилей —
8—12 м/сек (по возможности не выше 10 м/сек при максимальном числе
оборотов).
Чем меньше ход поршня, тем ниже средняя скорость поршня.
Удельная поршневая мощность (в л. с./см2)
характеризует тепловую напряженность поршневой группы и представляет собой
отношение эффективной мощности к площади поршня:
N =^1
п Fn'
Удельная поршневая мощность у двигателей всех типов, как правило,
колеблется в пределах 0,17—0,30 л. с./см2.
Удельная поршневая мощность двигателей современных легковых
автомобилей достигает 0,38 л. с./см2, а экспериментальных двигателей — еще
больших значений.
Критерий быстроходности К = п УМе характеризует
механическую напряженность двигателя и относится к рабочему объему одного
цилиндра или к полному рабочему объему двигателя.
Если в выражение критерия быстроходности подставить формулу связи мощности с
конструктивными параметрами и средним эффективным давлением, а также известное соотно-
шение п « —^— (где ст — средняя скорость; S — ход поршня), то, опустив постоянный
о
числовой множитель, можно показать, что критерий быстроходности, отнесенный к одному
цилиндру двигателя, определяется произведением
Таким образом, критерий быстроходности зависит от среднего эффективного давления ре
в степени -«-, диаметра цилиндра D в первой степени, средней скорости поршня ст в сте-
3
пени — и хода поршня «S в степени —-1. Если ввести в формулу мощности двигателя также
коэффициент тактности t, то он войдет в выражение критерия быстроходности двигателя
в степени —1.
Критерий быстроходности двигателя одновременно является масштабом
для оценки трансмиссии всего автомобиля.
На фиг. 1 показана примерная зависимость критерия быстроходности
от полного рабочего объема двигателя. Как видно из фиг. 1, при малых
рабочих объемах двигателя значения критерия быстроходности по мере
увеличения рабочего объема нарастают весьма быстро; при больших
рабочих объемах (авиационные двигатели) критерий быстроходности изменяется
мало.
Удельный вес (в кг/л, с.) представляет собой отношение веса
двигателя к эффективной мощности:

Удельный вес автомобильных двигателей колеблется в следующих
пределах (в кг/л. с):
двигатели микролитражных автомобилей 4,5—10
двигатели легковых автомобилей 3,0—5,5
двигатели грузовых автомобилей
(двигатели с воспламенением от сжатия) 4,5—9,0
Литровый вес (в кг/л) представляет собой отношение веса
двигателя к рабочему объему.
К
3-10*
210
1 10'
/
/
/
*~»—
—■ —
— —
—
10 15 20
Рабочий, обьем дби&ателя
25
Фиг. I. Критерий быстроходности К в зависимости от полного
рабочего объема двигателя.
Литровый вес автомобильных двигателей колеблется в следующих
пределах (в кг/г):
двигатели микролитражных автомобилей 100—265
двигатели легковых и грузовых автомобилей 55—120
Примечание. При оценке удельного веса и литровой мощности следует принимать
во внимание использование конструкций из легких сплавов.
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ1
Рабочий процесс четырехтактного двигателя
Четырехтактный, процесс представляет собой совокупность следующих
тактов (процессов):
1-й такт: впуск топливо-воздушной смеси (поршень в цилиндре
движется вниз);
2-й такт: сжатие топливо-воздушной смеси (поршень движется вверх);
3-й такт: сгорание топливо-воздушной смеси — рабочий ход (поршень
движется вниз),
4-й такт: выпуск отработавших газов (поршень движется вверх).
Отдельные процессы не точно совпадают с ходами поршня, а
определяются фазами распределения впускных и выпускных клапанов (см. раздел
«Газораспределение»).
Впуск. Ход впуска начинается по окончании хода выпуска. Поэтому
в камере сгорания Vc находятся отработавшие газы при повышенной
температуре порядка 700° С и давлении, несколько превышающем атмосферное.
Таким образом, при впуске рабочий объем цилиндра не может быть полностью
заполнен свежей горючей смесью. Объемный коэффициент наполнения
двигателя определяется отношением объема свежезасосанного заряда Va к
рабочему объему цилиндра Vh\
_Va
1 Настоящий раздел посвящен четырехтактным двигателям без нагнетателей.
Рассмотрению нагнетателей, а также вопросов их взаимосвязи с двигателями посвящен специальный
раздел. Отдельный раздел посвящен также двухтактным двигателям.

Как известно, объем газа зависит от давления и температуры. Поэтому
при расчете за основу берется вес газа, определяющий количество вводимого
в двигатель тепла, а следовательно, и работу цикла.
Коэффициент подачи двигателя определяется отношением
Ga
где Go = ^0Vh в кг, причем -(о представляет собой удельный вес топливо-
воздушной смеси при температуре 15° С и барометрическом давлении 760 мм
рт. ст.; Ga = ~[aVa кг представляет собой действительный вес свежезасо-
санного заряда.
Подставляя в формулу коэффициента подачи выражение для Go, получим
где 7о — 1,2255 кг/см3 при 15° С и 760 мм рт. ст.
По экспериментальным данным величина ч\1 изменяется в пределах
от 0,5 до 0,9; практически коэффициент ~ц1 обычно ниже 0,9 вследствие
высоких температур цилиндра и необходимости подогрева
топливо-воздушной смеси выше 15° С во избежание конденсации топлива на стенках
впускной системы.
Кроме того, следует помнить, что нормальные атмосферные условия,
соответствующие 15° С и 760 мм рт. ст., как правило, не соблюдаются.
При других значениях температуры окружающей среды и барометрического
давления мощность двигателя изменяется.
Впуск является наиболее важным процессом в отношении возможности
повышения мощности двигателя. При этом необходимо иметь в виду, что
улучшению наполнения способствуют следующие факторы: низшая
температура цилиндра, хорошее охлаждение, низкая температура смеси,
обеспечивающая высокий удельный вес заряда, низкое давление остаточных газов,
малое разрежение в цилиндре при впуске (отсутствие дросселирования
в системе впуска).
Сжатие. Давление конца сжатия рс и температура конца сжатия Тс
зависят соответственно от давления ра и температуры Та конца впуска,
а также от величины степени сжатия:
На диаграмме р — V линия сжатия представляет собой политропу с
показателем, равным примерно 1,35.
Таким образом, давление и температура конца сжатия могут быть
подсчитаны по формулам:
Как видно из формул, параметры конца сжатия зависят от параметров
конца впуска.
В этой связи можно привести следующие соображения.
При определении температуры конца сжатия Тс — Та£П1~] и давления конца
сжатия рс = ра*Пх весьма важна правильная оценка показателя политропы я1э что очень
затруднительно, так как его величина зависит от ряда конструктивных параметров
двигателя. Установлено, что величина пг возрастает с повышением числа оборотов и
температуры двигателя, уменьшается с увеличением степени сжатия и уменьшением размеров
цилиндра, а также зависит от состояния поршня и поршневых колец.
В случае пуска холодного двигателя с воспламенением от сжатия при температуре
окружающей среды 0° С и числе оборотов 150 в минуту величина пх составляет максимум
1,2—1,25. После пуска двигателя вследствие появления остаточных газов и повышения числа
оборотов показатель пх становится равным ~1,3; при дальнейшем прогреве двигателя
величина #2 возрастает до 1,33—1,36, а при больших размерах цилиндра даже до 1,39.

В двигателях со всасыванием горючей смеси изменения давления конца
впуска в пределах 0,5—1,0 ати обусловливают значительные расхождения
давлений конца сжатия (фиг. 2). Точно так же небольшие изменения
температуры конца впуска вызывают значительные изменения температур конца
сжатия Тс (фиг. 3 и 4).
Температура конца сжатия Тс является средней для всего заряда.
Наименьшие температуры заряда наблюдаются у охлаждаемых стенок цилиндра,
наибольшие — у днища поршня и выпускного клапана, т. е. у неохлаждае-
мых элементов камеры сгорания.
рс агпа
32
-v
IS
8
1
I
1
\\
\s
\
a
Pa =2.
1
;>-
:Pa
v
\\
\
't
-/,
n
4
Oat
5
0
5a/
П
ma~
na-
оа6с
1100
WO0
900
800
700
600
500
МО
$00
ш
700^
600
500
•иоо
■зоо
200
100
\\
\
8
.ta='50°C
■—too
ta=50°C
\
\
\
5
"^
^^
1—•-
1—«*,
1510 6 4 3
2
1,5
Фиг. 2. Зависимость давления конца
сжатия рс от степени сжатия е при
различных начальных давлениях рс (/г1= 1,4).
Фиг. 3. Зависимость температуры
конца сжатия Тс (tc) от степени
сжатия е при различных начальных
температурах.
Сгорание и расширение — рабочий ход. В двигателях с принудительным
зажиганием температуры и давления конца сжатия не обеспечивают
самовоспламенения рабочей смеси. Зажигание рабочей смеси осуществляется
с помощью электрической искры, причем зажигание происходит до того,
как поршень придет в в. м. т., т. е. имеет место так называемое опережение
зажигания. Опережение зажигания необходимо для того, чтобы, имея в виду
конечную продолжительность сгорания, получить максимальную площадь
индикаторной диаграммы, соответствующую полезной работе за период
рабочего цикла.
Величина опережения зажигания определяется скоростью сгорания
рабочей смеси. Более раннее зажигание обеспечивает лучшее использование
энергии топлива, однако при этом в цилиндре двигателя возникает высокое
давление, что может привести к детонации. Слишком позднее зажигание
обусловливает недостаточно полное использование рабочего хода.
Среднее значение температуры конца сгорания определяется формулой
гр rp Pz
lz~ CPc
и практически Tz составляет 1600—1900° С.
Максимальное давление сгорания зависит от степени сжатия и
достигает 45 ати и более. Связь между давлениями и температурами конца
сжатия и сгорания определяется выражением
Pz
На диаграмме р — V линия расширения представляет собой политропу*
показатель которой п2 несколько изменяется, составляя в среднем 1,2-
Выпуск. Во время выпуска из цилиндра двигателя удаляются
отработавшие газы. Началом выпуска является открытие выпускного клапана, который
9

открывается, когда поршень не доходит до н. м. т. на величину, равную
примерно 15% хода поршня. В этот момент давление в цилиндре достигает
нескольких атмосфер, что определяет высокие скорости газов в процессе
выпуска (до 900 м/сек). В процессе выпуска имеют место колебания газов
и возникают значительные шумы.
На фиг. 5 изображена индикаторная диаграмма четырехтактного
двигателя.
рс «г/см*
36
32
28
20
16
12
8
0
Тс оа6с
500
600
700
800
900
1000
1100
1200
-IZ
/
у
уУ
у
У
к*
-1
/У
/ у
у
/
j(
А
//
_ —*
\
Л-
У/
у
\ \
4 6 8 10 12 /4 <
\
V
\
ч
ч
Ч,
4S
^^
р
ь
/
/
*^
ч
г—
It
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
О, U
0,3
0,2
0,1
200
300
U00
500
600
700
800
900
10 12 Ik £
Фиг. 4. Влияние степени
сжатия s на давление рс и темпера-
ТУРУ Тс (tc) конца сжатия и
термический коэффициент
полезного действия ч\{ цикла при
постоянной и переменной
теплоемкости:
/ —
при
ПрИ
г = const; 2 — рСо
и п = 1,40; 3 — р£ч
при ^ = f(7-c); 4-Pl
'сх
при
су = const и п = 1,35; 5 — "^ ПРИ
jy == f (Tc)\ 6 — Тс при с0 = cons t
и п= 1,35; 7- Г^1 при ^=f(rc);
?— ТС
при с — const и м=1,40
Фиг. 5. Индикаторная диаграмма , ^
четырехтактного двигателя. i i j
10

Основные показатели двигателя
Эффективная мощность N е четырехтактного двигателя
зависит от среднего эффективного давления, числа оборотов и рабочего
объема двигателя, согласно формуле
iye~ 900 *'
где рв — среднее эффективное давление;
Vh — рабочий объем одного цилиндра;
п—число оборотов коленчатого вала в минуту;
/ — число цилиндров.
При проектировании двигателя обычно задаются Ne, i и п. Тогда
рабочий объем одного цилиндра выразится:
т/ 900W*
(для двухтактных двигателей в приведенных выше формулах вместо
числового множителя 900 следует подставить 450).
Тенденцией развития двигателей является непрерывное повышение числа
оборотов. В настоящее время число оборотов серийных двигателей составляет
свыше 4000 в минуту, специальных — свыше 5000 в минуту и гоночных —
свыше 9000 в минуту. Повышение числа оборотов обусловлено стремлением
к получению высокой мощности при минимальных габаритах двигателя.
Создание малогабаритного двигателя с высокой мощностью является
рациональным также и потому, что вес двигателя в значительной мере определяет
вес и экономичность автомобиля. С другой стороны, двигатель с пониженным
числом оборотов обладает большими сроком службы и надежностью, а также
имеет малый расход смазки. По этим причинам у автомобилей,
подвергающихся интенсивной эксплуатации при высоких нагрузках, число оборотов
двигателя следует выбирать умеренным. У двигателей грузовых
автомобилей число оборотов обычно выбирается примерно равным 2500 в минуту;
в то же время у быстроходных двигателей грузовых автомобилей число
оборотов составляет 3000 в минуту, а в последнее время и выше, что
обусловливает возможность применения двигателей, унифицированных с
двигателями легковых автомобилей.
Максимально допустимое число оборотов зависит, с одной стороны,
от площади проходного сечения клапана, а также от площадей поперечного
сечения и формы впускных каналов, т. е. от коэффициента наполнения,
и с другой стороны — от веса возвратно-поступательно движущихся масс.
Среднее индикаторное давление pt определяется
известными методами по индикаторной диаграмме, примерный вид которой был
показан на фиг. 5.
Среднее эффективное давление ре определяется по
известным эффективной мощности и числу оборотов двигателя, согласно формуле
_ iVg-900
Ре ~ VLn '
где Nе — эффективная мощность;
VL— полный рабочий объем двигателя;]
п — число оборотов коленчатого вала при мощности Ne.
Высокое среднее эффективное давление дает возможность получения
высоких мощностей даже у тихоходных двигателей.
При проектировании двигателя обычно задаются средним эффективным
давлением, исходя из проверенных на практике экспериментальных данных;
после постройки двигателя величина среднего эффективного давления
определяется по данным испытаний.
11

Mf(K2M
у
/
/
7
/
/
— —
/
/
У
/У
.. -
—-
—-""
20
500, JO
с/ 500 /000 /500 <?000 <?500 3000 п об/мин
Фиг. 6. Внешняя характеристика двигателя.
Среднее эффективное давление зависит от вида применяемого топлива,
которое определяет допустимую степень сжатия двигателя при
бездетонационной работе. При использовании в качестве топлива бензина или
бензола давление ре составляет в среднем 5 кг/см2; максимальные значения ре
достигают 6—7 кг/см2, а для авиационных и гоночных двигателей,
работающих на легких бензинах, — свыше 9 кг/см2. При использовании в качестве
топлива керосина ре = 3,5 - 5 кг/см2. Применяя в качестве топлива смесь
бензола со спиртом, среднее эффективное давление бензиновых двигателей
без каких-либо изменений в конструкции можно повысить до 7,5 кг/см2.
Среднее эффективное давление характеризует полноту использования
энергии заряда и является параметром для оценки степени совершенства
конструкции двигателя в отно-
мелс\—|—|—|—| 1—|—|—|—|—| j^—| шении получения максимальной
мощности. Поэтому тенденцией
5о\—|—|—|—|—|—|—|—i yf\—|—|—|—| развития двигателей является
повышение среднего эффектив-
401—I—I—I—I—I—I X I—I—I—I—I—I—I . ного давления.
При расчете двигателя на
зо I M\ „I I—HvtH—Н—I—I—I—I—I—I прочность за основу берется
давление конца сгорания,
зависящее главным образом от
коэффициента наполнения и
степени сжатия.
Как правило, расчеты
производятся при заниженных
значениях давления конца
сгорания. Для серийных двигателей
расчетное давление конца
сгорания можно принимать равным четырехкратному давлению конца сжатия.
Форсированные и спортивные двигатели имеют более высокое давление конца
сгорания, достигающее 5—6-кратного давления конца сжатия; у двигателей
гоночных автомобилей давление конца сгорания достигает 45 am и
и выше.
Для оценки работы двигателя важна не только максимальная мощность,
но и максимальный крутящий момент двигателя.
Крутящий момент двигателя Мк в кем определяется по
известным эффективной мощности Nе и числу оборотов п согласно формуле
Мк =716,2^.
Для получения крутящего момента на ведущем колесе автомобиля
необходимо крутящий момент двигателя умножить на передаточное отношение
между колесом и двигателем; при этом следует учитывать также к. п. д.
трансмиссии.
На внешней характеристике двигателя (фиг. 6) показано изменение
крутящего момента Мк в зависимости от п. Максимальный крутящий момент
примерно соответствует числу оборотов двигателя, при котором имеет место
наилучшее наполнение. Увеличение коэффициента наполнения может быть
достигнуто путем уменьшения сопротивлений в проходном сечении клапана
(т. е. путем увеличения его площади) и во впускной системе двигателя.
Другим методом увеличения наполнения является применение наддува.
Однако первый из указанных выше методов может быть использован лишь
в известных пределах, так как в противном случае возможно ухудшение
наполнения при пониженных числах оборотов из-за слишком низких
скоростей движения газов во впускной системе. Результатом этого будет плохая
приемистость автомобиля как следствие ухудшения мощностных
показателей двигателя при низких числах оборотов. Для гоночных автомобилей
отмеченное обстоятельство не имеет значения. В двигателях гоночных авто-
12

мобилей следует стремиться к получению максимального наполнения (при
необходимости применяют нагнетатель).
Попытки увеличения коэффициента наполнения при малых числах
оборотов с помощью нагнетателя и тем самым увеличения максимального
крутящего момента двигателя до настоящего времени не дали практических
результатов.
Увеличение мощности двигателя ограничивается невозможностью
обеспечения отвода тепла. Повышение удельных мощностных показателей
двигателя требует разработки соответствующих конструкций головки цилиндра,
клапанов и поршней, а также повышения надежности работы свечей
зажигания. Для повышения мощности и улучшения экономичности двигателей
необходима дальнейшая разработка жаростойких материалов, не обладающих
склонностью к калению, а также ,
дальнейшее улучшение охлаждения
двигателя.
Степень сжатия е
определяется по следующей формуле
(фиг. 7):
Vc + Vh
I
8 =
Фиг-
определению степени сжатия
двигателя.
Повышение степени сжатия является важнейшим средством улучшения
мощностных и экономических показателей двигателя.
Степени сжатия двигателей, применяемые на практике в зависимости
от вида топлива, приведены ниже:
Бензин
Бензсл 5
Спирт
Керссин
6—7,2
8, а также до 9 и выше
6,5
3,5—3,8
Тенденцией развития двигателей является повышение степени сжатия.
Так, в настоящее время у стандартных двигателей степень сжатия выбирают
равной 6—7,5*, у двигателей спортивных автомобилей — 7—9, а у
форсированных двигателей — до 13.
Степень сжатия двигателей, предназначенных для работы на
генераторном газе, находится в пределах от 7 до 9.
Среди научно-исследовательских работ, посвященных вопросам
повышения степени сжатия, наиболее известными являются работы Ricardo (Англия).
Экспериментальные работы (ФРГ) по исследованию влияния повышения
степени сжатия на показатели двигателей с воздушным охлаждением,
подтвердившие целесообразность повышения степени сжатия, представляют
непосредственный практический интерес, так как они проводились как на стенде,
так и в дорожных условиях. В результате испытаний были получены также
обширные экспериментальные данные о зависимости показателей двигателей
с воздушным охлаждением от регулировки карбюратора и установки
зажигания, атмосферных условий, скоростного и нагрузочного режима,
характера движения автомобиля и других факторов.
На фиг. 8 показана зависимость мощности, экономичности и температуры
выпускных газов от степени сжатия двигателя при оптимальных
регулировках карбюратора и зажигания, построенная по данным указанных выше
испытаний.
Как видно из фиг. 8, при повышении степени сжатия, наряду с
увеличением мощности и улучшением экономичности, снижается также температура
выпускных газов, а следовательно, и рабочая температура двигателя. Послед-
* В США наблюдается тенденция к дальнейшему значительному повышению степеней
сжатия при одновременном повышении октановых чисел бензина с 80 до 120. На ряде
автомобилей, по желанию, устанавливаются двигатели со стандартной или повышенной степенью
сжатия.
13

ve л с
tr°C
700
600
500
U00
300
Ne
9е
нее обстоятельство находится в противоречии с широко распространенным
мнением о том, что температура двигателя растет с повышением степени
сжатия; это мнение обычно основывается на том факте, что двигатели с
повышенной степенью сжатия требуют применения более холодных свечей
зажигания. Однако необходимость применения таких свечей при повышении
степени сжатия объясняется повышением тепловой нагрузки на свечи
вследствие некоторого увеличения температур конца сгорания, а также роста
максимальной мощности и числа оборотов двигателя, а следовательно,
и максимальной скорости движения автомобиля. Таким образом,
отмеченное выше противоречие является кажущимся. При увеличении степени
сжатия процесс сгорания протекает более полно и совершенно, вследствие чего
термические условия работы двигателя становятся более благоприятными.
Увеличение мощности двигателя
при повышении степени сжатия
объясняется улучшением сгорания,
повышением среднего давления
цикла; при этом в случае использования
высококачественных топлив,
обеспечивающих мягкое протекание
горения, максимальное давление сгорания
повышается умеренно. Такими топ-
ливами являются бензольные смеси.
Увеличение мощности при том же
часовом расходе топлива
одновременно приводит к снижению
удельного расхода топлива. Повышение
мощности двигателя позволяет для
обеспечения движения автомобиля
с заданной скоростью уменьшить
открытие дроссельной заслонки, что также ведет к улучшению
экономичности. Эффект от повышения степени сжатия, а также пределы
целесообразного ее повышения являются различными в зависимости от конструкции
двигателя. В экспериментальных двигателях повышение степени сжатия
в пределах от 4 до 7 обеспечивало в среднем увеличение мощности на 23%
при одновременном уменьшении расхода топлива на 26%.
Допустимое повышение степени сжатия двигателя, помимо
располагаемых антидетонационных качеств топлива, определяется формой камеры
сгорания, расположением клапанов, возможностью устранения «горячих
точек» в камере сгорания, применением легких сплавов в качестве материала
для головок цилиндра, а также месторасположением свечи зажигания.
Эффективная мощность представляет собой мощность на
маховике серийного двигателя (включая системы впуска и выпуска) при
нормальных условиях испытаний г. При проведении испытаний двигатель
должен приводить во вращение вентилятор и водяной насос (или
воздуходувку), топливный насос и генератор (без нагрузки).
-500
400
W
8
Фиг. 8. Влияние степени сжатия е на
мощность Ne, удельный расход топлива ge и
температуру отработавших газов tr.
1 Нормальные условия испытаний предусматривают регулировку карбюратора,
впрыскивающего топливного насоса или смесителя, соответствующую стандартной регулировке
автомобиля в эксплуатационных условиях при использовании стандартного топлива. Температура
охлаждающей жидкости должна соответствовать таковой в нормальных условиях
эксплуатации. Приведение мощности, измеренной при испытаниях, к нормальным атмосферным
условиям должно производиться по формуле
760
v
273
273 + 20
где В—барометрическое давление при испытании в мм рт. ст.;
t — температура всасываемого воздуха при испытании (см. стандарт DIN).
14

Мощность при длительной работе представляет собой
наибольшую эффективную мощность, которую двигатель может развивать
при длительной работе без перехода через границу допустимой тепловой
напряженности.
Мощность при кратковременной работе
представляет собой наибольшую эффективную мощность, которую двигатель
может развивать в течение промежутка времени, равного не менее чем 10 мин.
При определении кратковременной мощности следует исходить из
установившегося теплового режима, соответствующего длительной мощности. После
работы на режиме кратковременной мощности двигатель должен
продолжать работу на режиме длительной мощности без каких-либо нарушений.
При приведении данных о мощности двигателя необходимо всегда
указывать соответствующее число оборотов.
Зависимость мощности от атмосферных
условий. С уменьшением барометрического давления (т. е. с увеличением
высоты над уровнем моря) мощность двигателя уменьшается. Изменение
температуры окружающей среды также влияет на мощность двигателя.
Поэтому мощность двигателя всегда приводится к нормальным атмосферным
условиям, за которые в отдельных странах приняты барометрическое
давление 735,6 мм рт. ст. и температура воздуха 20° С. В других странах за
нормальные атмосферные условия принимаются барометрическое давление
760 мм рт. ст. и температура воздуха 15° С. Мрщность двигателя зависит
также и от относительной влажности воздуха.
Формула для приведения мощности к нормальным атмосферным условиям
была дана выше.
Число оборотов двигателя и средняя скорость
поршня. Основными критериями для оценки выбора этих факторов
являются срок службы, вес и шумность работы двигателя.
Двигатели грузовых автомобилей должны обладать большим сроком
службы, поэтому число оборотов этих двигателей выбирается пониженным.
Быстроходные двигатели для легковых и гоночных автомобилей являются
более легкими.
Повышение числа оборотов в длинноходном двигателе приводит к
увеличению средней скорости поршня; в короткоходном двигателе средняя
скорость поршня остается умеренной. Поэтому двигатели легковых
автомобилей, как правило, строятся короткоходными. Двигатели грузовых и
гоночных автомобилей, которые, как правило, эксплуатируются на режиме полной
нагрузки, строятся длинноходными, так как длинноходность обеспечивает
более благоприятные термические условия работы двигателя.
В настоящее время для движения автомобилей по автострадам
необходимы двигатели, которые должны длительно работать при числе оборотов,
близком к максимальному. При этом следует иметь в виду, что регуляторами
максимального числа оборотов снабжаются, как правило, только двигатели
грузовых автомобилей. Поэтому водитель должен строго соблюдать
установленные ограничения и придерживаться установленных максимальных
скоростей движения. Наблюдается стремление к установлению
максимальной скорости движения автомобиля по автостраде, равной допустимой
скорости длительного движения по автостраде, что в ряде случаев уже
удалось осуществить. Однако при этом имеет место повышенный расход топлива
и смазки.
Средняя скорость поршня
с -Sn
°т~ 30"
достигает значения 12 м/сек (см. номограмму на фиг. 9).
На основании практических данных следует стремиться к тому, чтобы
при скорости движения 100 км/час средняя скорость поршня двигателей
серийных легковых и грузовых автомобилей не превышала 10 м/сек.
15

71=
об/мин
6000
5000
4 500
ШО
3500
7000
2500
2000
ПО О
1600
1U00
1200
1000
900
800
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
V
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
\
ч.
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
Ч
ч
ч
ч
ч
л
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч,
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч.
у
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
V,
ч
ч
ч
ч
у
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч,
ч
ч
ч
ч
ч
\
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
[Ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s"5-!s -
\N S
Ч~ L ^
s s s
у ч
S- s
s ч
^ \
4 N
\
s V
^. >
ч
s
s
\
s
s
ч
iV
5
\^, о
s 4 V
4 V
\ N2
s 4]
% !ч
* L 4
4 \
\^ 4
s ^.
1. 4
у 4
sN \
4
s
4
4
V
л
Д
К
чг
\
V
Л
ч
"j
4
4
ч
4
\
4
ч
4
s4
ч
4,
ч
у ч
ч
ч
ч
ч
4
ч
ч
4
ч
ч
\
ч
v
ч
\
ч
ч
4
\
ч
ч
ч
ч
4,
ч
ч
ч
4.
ч
4^
4
ч
ч
4.
4S
ч
4
ч
ч
4
\
о
<-•
ч
ч
ч
ч
ч
ч^
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
N
ч
ч
ч
%
ч
л
у ч
Ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч.
ч
ч
ч
ч
ч,
ч
ч
ч
ч
*г
ч
ч
ч
Ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
<->
к*
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
. -г»
ч
ч
ч
ч
ч
V
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
>
о
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
Vv
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
v
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
*ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
к
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
S
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
4
ч
ч
ч
s
\ ЧЛ
S4^
л4
Л,
ч
\
ч
ч
\
\
ч
ч
ч
V
\
ч
\
ч
ч
ч^
ч
чч
чч
ч
\
ч
ч
s
ч
ч
ч
ч^
s
ч
ч
ч
ч
чл
л
ч
ч|
ч
ч
ч
л
ч
ч
ч
ч
ч
4j
к>
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
а
Фиг. 9. Номограмма для определения средней скорости поршня ст.
16

РАБОЧИЙ ОБЪЕМ И ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ ДВИГАТЕЛЯ
Рабочий объем
Рабочий объем двигателя вычисляется по формуле
.30
4О U5 50 55 60 70 80 90 100 110 120 130 1U0 J) мм
Фиг. 10. Номограмма для определения рабочего объема Vh одного цилиндра.
Вычисление рабочего объема одного цилиндра может производиться
с помощью номограммы (фиг. 10). Для вычисления полного рабочего объема
полученное значение необходимо умножить на число цилиндров двигателя.
При проведении международных автомобильных соревнований
классификация автомобилей проводится по признаку рабочего объема (литража)
двигателя.
2 Б госсиен 614 17

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра.
У двигателей легковых автомобилей ход поршня меньше, чем диаметр
цилиндра; значения отношения хода поршня к диаметру цилиндра обычно
находятся в пределах 1,0—0,8. У двигателей спортивных и гоночных
автомобилей ход поршня больше, чем диаметр цилиндра.
Мачые отношения хода поршня к диаметру цилиндра характерны, за
некоторым исключением, для двигателей автомобилей, подвергающихся
V97
0129
<г>/08
Фиг. 11. Влияние отношения хода поршня к диаметру цилиндра
на размеры, среднюю скорость поршня и мощность
одноцилиндрового двигателя с рабочим объемом 1/^=1 л\ ре— 4,5 кг/см2; т = 2:
Параметры
5
D
п в об/мин
ст в м/сек
N в л. с.
Ne в 7о
а
0,6
2470
6,34
24,7
116
б
1,0
2270
8,17
22,7
106
в
1,4
2135
9,67
21,35
100
интенсивной эксплуатации; при этом вследствие низкой средней скорости
поршня увеличивается срок службы цилиндро-поршневой группы. В этих
случаях нередко применяется отношение хода поршня к диаметру цилиндра
меньше 1,0. Так, например, двигатель автомобиля Opel—Olympia имеет
диаметр цилиндра 80 мм и ход поршня 74 мм, что обеспечивает среднюю
скорость поршня менее 10 м/сек при относительно высокой скорости
движения автомобиля, равной 100 км/час. Двигатель автомобиля Fiat 1400 имеет
диаметр цилиндра 82 мм и ход поршня 66 мм. Все новые конструкции
двигателей в той или иной степени приближаются к «квадратному двигателю»,
т. е. к двигателю с отношением хода поршня к диаметру цилиндра,
равным 1,0.
На фиг. 11 изображены три одноцилиндровых двигателя с одинаковым
рабочим объемом, равным 1 л, но с различным отношением хода поршня
к диаметру цилиндра.
18

Число цилиндроб
Число цилиндров обычно выбирается следующим:
двигатели микролитражных автомобилей 1—4
двигатели легковых автомобилей:
с рабочим объемом до 2 л , 4
» » г> 2—4 л 6 и 8
свыше 4 л (двигатели автомобилей высшего класса) 8
двигатели грузовых автомобилей грузоподъемностью в т:
1,5 * - 4 и 6
3 " 6 » 8
4,5 4 » 6
б 6
Специальные автомобили имеют шести-, восьми- и 12-цилиндровые
двигатели, причем восьми, и 12-цилиндровые двигатели, как правило, имеют
V-образное расположение цилиндров.
Правильно сконструированные шести- и восьмицилиндровые двигатели
с одинаковым рабочим объемом в эксплуатации практически являются
равноценными.
Восьмицилиндровый рядный двигатель в большей степени подвержен
резонансным явлениям вследствие крутильных колебаний коленчатого вала,
чем восьмицилиндровый V-образный двигатель.
Шестицилиндровые и V-образные восьмицилиндровые двигатели являются
более короткими, что важно в отношении возможности выбора более
короткой базы и снижения веса автомобиля.
ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Открытие клапана
Площадь проходного сечения клапана выбирается ч: таким расчетом,
чтобы при максимальном числе оборотов коленчатого вала средняя скорость
газов при прохождении через клапан по возможности не превышала 50 м/сек,
так как в противном случае лмеет место дросселирование. В других сечениях
системы впуска скорость движения газов также не должна превышать
указанного значения. С уменьшением скорости движения газов мощность
двигателя повышается при малых числах оборотов и понижается при больших
числах оборотов.
Проходное сечение клапана определяется
на основании следующего соотношения:
откуда
cg
где F --- площадь поршня;
/ — площадь проходного сечения кла-
Ст — средняя СКОРОСТЬ поршня;
с^ — средняя скорость газов.
Площадь проходного сечения
быть
Фиг. 12. К определению проход-
ного сечения клапана.
выражена следующим
клапана с
образом (фиг.
F = к da.
конической
12):
фаской может
При
45°
а = h sin 45°.
У двигателей спортивных автомобилей и форсированных двигателей
угол Т выбирается равным 60° (т. е. угол фаски составляет 30°), так как
2* 19

это дает возможность увеличить площадь проходного сечения при
постоянном подъеме клапана.
В этом случае
а = Л sin 60°.
На практике у автомобильных двигателей подъем клапана выбирается
равным (-J-—;А d, нередко менее -j-d. Ширина фаски клапана, как
правило, составляет 1,5—2 мм. Узкая фаска клапана обеспечивает лучшую
герметичность клапана в течение более продолжительного времени, чем
широкая фаска. Для самоочистки фаски клапана целесообразно конструктивно
предусмотреть небольшой поворот клапана в процессе его подъема.
Недостатком чрезмерно большого диаметра клапана является коробление
головки клапана и потеря герметичности, что имеет место главным образом
у высоконагретых выпускных клапанов. Поэтому конструкция двигателя
должна обеспечивать достаточное охлаждение выпускного клапана. Седло
выпускного клапана должно со всех сторон омываться охлаждающей водой;
впускные каналы в головке цилиндров целесообразно располагать в
непосредственной близости от выпускных клапанов. Впускной клапан в
достаточной степени охлаждается проходящей через него свежей смесью, так
что явления перегрева впускных клапанов не наблюдаются.
Если размеры выпускного клапана получаются слишком большими
и возникают опасения в надежности его работы в условиях высоких
температур, целесообразно устанавливать два клапана меньших размеров. Такая
конструкция может быть успешно осуществлена при верхнем расположении
клапанов. Привод клапанов в этом случае усложняется; тем не менее два
выпускных клапана могут управляться с помощью одного кулачка.
Диаметр выпускного клапана обычно делают меньше, чем диаметр
впускного клапана. Благодаря увеличению диаметра впускного клапана
улучшается наполнение двигателя; с другой стороны, с уменьшением диаметра
выпускного клапана уменьшается склонность клапана к короблению.
Выпускные клапаны изготовляют из лучших материалов, чем впускные.
Диаметр клапана у двигателей легковых автомобилей выбирается
максимально большим; обычно его величина примерно равна половине
диаметра цилиндра.
Слишком малый диаметр стержня способствует перегреву головки,
вследствие чего понижается надежность работы клапана. Увеличение
диаметра стержня позволяет увеличить и ускорить отвод тепла от клапана.
В форсированных (гоночных и авиационных) двигателях нередко
устанавливают четыре клапана на каждый цилиндр. Это дает возможность
получить большие проходные сечения для впуска и выпуска газов при
относительно малых диаметрах клапанов.
Вес подвижных деталей механизма
газораспределения (клапанов, толкателей и др.)
должен быть минимальным. Уменьшение веса
снижает шум, возникающий при посадке
этих деталей, а также уменьшает силы
инерции движущихся деталей, что весьма важно
для повышения быстроходности двигателя.
Проведение расчета механизма
газораспределения, в особенности определение ускорений
клапана и сил инерции, является
совершенно необходимым.
Ускорение клапана
Ускорение клапана при различных поло-
Фиг. 13. Графический расчет жениях кулачка рассчитывается с помощью
ускорения клапана. графика (фиг. 13) по следующим формулам:
20

cos?l;
ДЛЯ ТОЧКИ Pi
ДЛЯ ТОЧКИ Ро
9
где со5 — угловая скорость вращения распределительного вала;
ns — число оборотов распределительного вала в минуту.
Расположение клапанов
Расположение клапанов оказывает большое влияние на мощностные
показатели двигателя. Установлено, что двигатели с верхними (подвесными)
клапанами развивают большую мощность, чем двигатели с нижними
(боковыми) клапанами. В этом отношении для транспортных двигателей
целесообразно применять верхнее расположение клапанов. Однако привод
клапанов при верхнем расположении является более сложным, чем при
нижнем расположении клапанов. При верхнем расположении клапанов и нижнем
расположении распределительного вала наличие дополнительных деталей
передачи увеличивает шумность работы двигателя. Уменьшения шумности
можно достигнуть при верхнем расположении распределительного вала
с приводом клапанов посредством промежуточных рычагов или
непосредственно от кулачков. В этом случае значительно усложняется привод
распределительного вала. Тем не менее в настоящее время почти исключительно
применяется верхнее расположение клапанов.
Клапанные пружины
Клапанные пружины должны обеспечивать преодоление действия
{разрежения в цилиндре двигателя при дросселировании.
Если через р0 и Vo обозначить соответственно давление и объем газов
в цилиндре в начале хода впуска, а через р и V — давление и объем в ко!нце
хода впуска при полностью закрытой дроссельной заслонке, то будем надеть
Так как давление pQ может быть принято равным 1 кг/см2, а —
(степень сжатия), то
Следовательно, разрежение
или
Если диаметр головки клапана равен du то минимальная величина силы,
которую должна преодолеть клапанная пружина, составит
21

Мк практике усилие пружины при закрытом впускном клапане
принимаемся равным 2Р\ Принимая величину степени сжатия е в среднем
1рав'ной 4,25, будем иметь
Р — 9Р' —
-j- 4 25 —i,zai кг.
Усилие пружины при закрытом клапане должно быть минимальным.
Для определения необходимых параметров пружины введем следующие
обозначения (фиг. 14):
Р — усилие пружины при закрытом клапане в кг;
Р\ — усилие полностью сжатой пружины в кг;
Ро — усилие пружины при полностью открытом клапане в кг;
L — длина пружины при закрытом клапане в см;
L\ — длина полностью сжатой пружины в см;
Lo— длина пружины при полностью открытом клапане в см;
L2 — длина пружины в свободном состоянии в см;
f — прогиб пружины под действием усилия Р в см;
/i — прогиб пружины под действием усилия Pi в см;
/0— прогиб пружины под действием усилия Ро в см;
8—диаметр проволоки пружины в см;
г — средний радиус пружины в см;
i — число рабочих витков пружины;
d\ — диаметр головки клапана в см;
h — высота подъема клапана в см.
Для того чтобы предусмотреть некоторый запас прочности, примем, что
прогиб пружины при закрытом клапане составляет половину полного
прогиба, т. е. что
Средний радиус пружины определяется
из конструктивных соображений и может
рассматриваться как заданный параметр.
В этом случае
При т = 4500 кг/см2 получаем
з
см
и далее
Фиг. 14. Характеристика клапанной
пружины.
При G = 750 000 кг/см2 имеем
Кроме того, имеют место следующие соотношения:
/ = 0,5Д;
^ = (/+1)8;
5 G
= Lx
* Следует иметь в виду, что значение т = 4500 кг/см2 справедливо лишь при полностью
открытом клапане, когда имеет место наибольшее сжатие пружины во время работы
двигателя.
22

При полностью открытом клапане:
В форсированных двигателях и двигателях гоночных автомобилей для
большей надежности работы и обеспечения закрытия клапанов каждый
клапан снабжается двумя клапанными пружинами. Длина обеих пружин
в свободном состоянии должна быть одинаковой при различном
направлении витков пружин. В качестве клапанных пружин используются также
подковообразные и торсионные пружины.
Клапанные пружины не должны колебаться при всех числах оборотов
двигателя, так как возникновение подобных явлений приводит к появлению
шумов и поломке пружин.
Колебательные явления выражаются в дополнительных относительных
перемещениях витков пружины, что приводит к увеличению
знакопеременной нагрузки материала пружины.
Причины возникновения и характер колебаний клапанных пружин
были выявлены в результате осуществления широких экспериментальных
работ, проводившихся в США и Англии. Было установлено, что в данном
случае имеют место вынужденные колебания, возбуждаемые высшими
гармоническими составляющими кривой подъема клапана. При возникновении
резонансных явлений наличие высших гармонических составляющих с
небольшими амплитудами оказывается достаточным для того, чтобы вызвать
значительные колебания клапанной пружины, что объясняется весьма малым
демпфированием последней.
Предлагавшиеся до настоящего времени мероприятия для устранения
колебаний клапанных пружин не дали пока удовлетворительных
результатов. Заслуживает внимания предложение, согласно которому уменьшение
колебаний клапанных пружин может быть достигнуто путем установки
демпфирующей подкладки под неподвижный конец пружины.
Кроме того, для предотвращения колебаний клапанных пружин витки
их выполняются с переменным шагом; используются также различные
устройства для механического демпфирования колебаний.
Кулачки
Кулачки, управляющие клапанами, профилируются таким образом,
чтобы обеспечить быстрое открытие клапана, продолжительное открытие
клапана при наибольшем проходном сечении, а затем быстрое закрытие,
но с мягкой посадкой клапана во избежание появления шума.
На выбор формы кулачка влияют следующие факторы:
•а) конструкция толкателя (роликовый или плоский толкатель);
б) величина подъема клапана;
в) фазы газораспределения;
г) величина температурного зазора между толкателем и стержнем клапана.
Профиль кулачка для роликового толкателя показан на фиг. 15, где
введены следующие обозначения:
а — диаметр начальной окружности;
b — диаметр ролика;
.с — зазор между роликом и начальной окружностью, соответствующий
температурному зазору;
g — высота подъема клапана, суммированная с величиной зазора с.
Диаметр начальной окружности а следует выбирать возможно большим,
так как с его увеличением кулачок приобретает все более округлую форму,
что способствует уменьшению шума. Кроме того, при этом можно
применять более слабые клапанные пружины.
23

При применении роликовых толкателей обычно используется
тангенциальный профиль кулачка, построение которого описано ниже (фиг. 15).
После построения начальной окружности наносятся окружности с
диаметрами d и е, которые вычисляются следующим образом:
Затем откладывается заданный угол а действия впускного или
выпускного кулачка. Через точку F окружности диаметром е проводится
касательная к окружности диаметром d, а на расстоянии -^ от этой касательной
проводится параллельная ей линия, которая в то же время является
касательной к начальной окружности. Эта
параллельная линия образует боковую часть
профиля кулачка. Для нахождения вершины
кулачка от центра начальной окружности
откладывается отрезок длиной g.
Последующее скругление завершает построение
профиля кулачка. Скругление желательно
производить с помощью дуг окружности,
так как округлая форма кулачка
обусловливает меньшие нагрузки на толкатель.
Для контроля правильности построения
профиля кулачка используются следующие
формулы:
cos Р = — ; h
Фиг. 15. Схема построения профиля
кулачка.
= 90°-(f-
При плоском толкателе профиль кулачка строят, исходя из заданного
закона движения клапана. При этом боковые части профиля кулачка
представляют собой не прямолинейные касательные, а дуги окружности,
сопрягающиеся с начальной окружностью. Такой профиль кулачка в сочетании
с плоским толкателем обеспечивает лучшее наполнение цилиндра, чем,
тангенциальный профиль кулачка с роликовым толкателем.
На фиг. 16 показан чертеж распределительного вала с плоскими
толкателями для четырехцилиндрового двигателя легкового автомобиля.
На фиг. 17, а и б изображены впускной и выпускной кулачки этого
двигателя. Как видно из фиг. 17, на участках подъема и посадки клапана для
обеспечения бесшумности работы использован эвольвентный профиль.
Наиболее совершенным профилем кулачка, обеспечивающим также
значительное снижение нагрузок на кулачок и толкатель, является профиль,
построенный по закону гармонической функции.
При расчете профиля кулачка целесообразно построить диаграмму
ускорения клапана, на которую наносятся также кривая подъема клапана
и характеристика клапанной пружины (фиг. 18). При этом величина
наибольшей силы клапанной пружины подсчитывается по формуле
PF=l,2mjm^
где пС— масса движущихся деталей привода клапана;
/шах— максимальное ускорение клапана.
Масса движущихся деталей привода клапана, как и масса движущихся
деталей кривошипно-шатунного механизма, должна быть возможно меньшей.
24

и-й 3-й
цилиндр цилиндр
Вып. Вп. Вп. Вып.
2-й 1-й
цилиндр цилиндр
Вып. Вп. Вп. Вып.
/|
Фиг. 16. Распределительный вал для плоских толкателей (порядок работы
цилиндров 1—2—4—3):
/ — впускной кулачок первого цилиндра; // — выпускной кулачок первого
цилиндра.
Фиг. 17. Профилировка кулачков:
а — впускной кулачок; б — выпускной кулачок.
25

Is
К о
пруж
s
я
и
W
Со
2
о
&
Щ
q
X
О
н
*<
3
Р
Я
о
оэ
о
"В
н
Фиг.
00
S
W
го
я
rD
Я
Я
О
«
я
я
ема
н
я
(D
о
Я
X
я
D3
"О
Си
2
С5 О
о
а
*о
о»
дели
03
я
силь
Полное сжатие h+v
«5 ^ ^ § §>
Ускорение топнатепя ы
Подъем клапана
е
^2 )з
Е 1
со!
5 £
Л) X
о
Е
о я
ЗР».
Диаметр клапана
\
\
\
\
\
\
V
\

На фиг. 19 показан примерный вес движущихся деталей привода клапана
при верхнем расположении клапанов в зависимости от диаметра проходного
•сечения клапана в свету. Указанный вес в кг включает вес клапана и
толкателя клапана, а также половину веса клапанной пружины и тарелки
пружины клапана.
Фазы газораспределения
Углы опережения открытия и запаздывания закрытия впускного и
выпускного клапанов, выражаемые в градусах угла поворота коленчатого
вала, как правило, выбираются на основании экспериментальных данных.
Примерный вид диаграммы газораспределения показан на фиг. 20.
Фазы распределения оказывают существенное влияние на мощностные
показатели двигателя.
В табл. 1 приведены фазы газораспределения для двигателей различных
типов.
Таблица 1
Фазы газораспределения для двигателей различных типов
(в градусах угла поворота коленчатого вала)
Тип двигателя
Впуск
Открытие
до в. м. т.
«I
Закрытие
после
н. м. т.
Выпуск
Открытие
до н. м. т.
Закрытие
после
в. м. т.
Быстроходные (автомобильные) двигатели . . .
То же, при отсутствии перекрытия клапанов .
Лодочные или специальные двигатели с числом
оборотов коленчатого вала до 1000 в минуту *
Двигатель Porsche-356 **
Двигатель Cadillac ***
Двигатель Oldsmobile-Rocket
5—10
8 после
в. м. т.
20° после
в. м. т.
20
19
14
35—55
40
30
55
83
50
45—55
50
35
55
53
50
5—20
4
10
20
49
14
Опережение открытия и запаздывание закрытия впускного клапана
оказывают значительное влияние на мощность двигателя. Значения углов
запаздывания открытия впускного клапана у некоторых двигателей доходят
до 70° после н. м. т. В этих условиях двигатель развивает высокую мощность
при повышенных числах оборотов, однако в обычном рабочем диапазоне
{1000—2000 об/мин) имеет место снижение мощности и ухудшение
экономичности двигателя.
Следует указать также, что для двигателей с дезаксиальным кривошипно-
шатунным механизмом фазы газораспределения, как правило, выражаются
ее в градусах угла поворота коленчатого вала, а в процентах от хода поршня.
ЗАЖИГАНИЕ
В двигателях с принудительным зажиганием, как правило, применяется
зажигание с помощью электрической искры.
* Ниже приведены фазы газораспределения тихоходного карбюраторного двигателя,
выраженные в процентах от хода поршня:
открытие впускного клапана 0,8% после в. м. т.
закрытие „ „ 10% после н. м. т.
открытие выпускного „ 15% до н. м. т.
закрытие w „ в в. м. т.
Основные технические данные этого двигателя: мощность 65 л. с. при 1400 об/мин;
число цилиндров 4; диаметр цилиндра ПО мм; ход псршня 160 ммщ.
** Мощность 44 л. с. при 4000 об/мин; рабочий объем двигателя 1,3 л.
*** Диаметр цилиндра 92,8 мм, ход поршня 92,5 мм.
27

Порядок
Порядок зажигания
зажигания у двигателей различных типов приведен в табл. 2.
Порядок зажигания у двигателей различных
Таблица 2
типов
Одноцилиидро
вый
1 I
Двухцилиндро
вый рядный
'НЕ
ЛВухцилиндро-
Вый рядный.
Четырехци-
линдробый
рядный.
или 1,3,4,2
Шестицилин-
дроВый рядньп
1
г
3
4
5
6
1
щ
I
1 3 b
2 *
/
!i ж
Ш
или f, 4,2,6,3,5
1,3,5,6, *, 2
1,5,2,6,3,4
Восьмицилин-
дробый рядный
2 5 8 3 7
Ш
i 1
I
1 J
i
j
i
I
1
1 рш
или 1,3,2,5,8,6,7,4
1,6,7,5,8,3,2,4
1,3,7,5,8,6,2,4
1,6,2,4,8,3,7,5
168
,,,,,,
1,3,2,4,8,6,15
1,3,7,4,8,6,2,5
Восьмицилин-
дробый рядный
1
2
3
4
5
6
7
8
1 4 L
Si
L
У ,
i
i
^^
i
?
^/7^/1,5,2,3,8,4,1,6
1,4,%3,8,5,2,6
1,4,1,6,8,5,2,3
1,5,7,3,8,4,2,6
1,5,7,6,8,4,2,3
1,4,2,6,8,5,1,3
1,5,3,6,8,4,7,3
Восьмицилин-
дробый^
М-образный с
цилиндрами под
углом. 90°
11' Uk'
1-4
1 4'2 3'4 1'ЗТ
22 33
ш
J
ш
I
ш
Восьмицилин-
добый^ V- од-
розный с
цилиндрами под
углом 90°
11'
'4 4'2'3 3'Z
3 3'
1-1'
22'
Дбенадцати-
цилиндробый
V- образный
с цилиндрами
под углом 60'*
16'52'3?61'25'43'
11'
т тт тгтг,
21' 33' 44'55
28

У двигателей почти всех типов предусматривается возможность
изменения момента зажигания. В автомобильных двигателях применяются
устройства для автоматического изменения момента зажигания в зависимости
от режима работы двигателя (см. раздел «Зажигание»).
Следует отметить, что некоторые топлива допускают возможность
установки более раннего зажигания, когда, например, степень сжатия выбрана
из расчета применения бензина, а двигатель эксплуатируется на бензоле.
Для повышения мощности и улучшения экономичности двигателя всегда
целесообразна установка возможно более раннего зажигания *.
Детонационная стойкость топлива
Карбюраторные двигатели обычно должны обеспечивать
бездетонационную работу при использовании бензина с октановым числом 70. В связи
с этим, в двигателях должна быть предусмотрена возможность быстрого
изменения угла опережения зажигания. Для определения этого угла
устанавливается шкала так называемого октан-корректора.
Для уменьшения
склонности двигателя к
детонации прибегают к различным
конструктивным
мероприятиям (фиг. 21): охлаждают
седла 1 выпускных клапанов
путем впрыска воды,
устанавливают термостат 2 для
автоматического
регулирования подогрева горючей смеси
•отработавшими газами,
холодные свечи зажигания 3
и автомат 6 опережения
зажигания, делают водяную
рубашку 8 по всей длине
цилиндра, изготовляют
головку 4 цилиндров из металла
с высокой теплопроводностью
и поршень 7 из легкого сплава,
а также придают соответствующую
форму каморе сгорания 5. Например,
для двигателей с верхним
расположением клапанов наиболее
благоприятной в отношении улучшения
антидетонационных качеств двигателя является
полусферическая камера сгорания2.
Фиг. 21. Мероприятия для снижения
склонности двигателя к детонации.
Антидетонационные качества двигателя
Предотвращение возникновения детонации обусловливается не только
детонационной стойкостью топлива, но и антидетонационными качествами
1 Приведенное утверждение является неточным. Наибольшая мощность и наименьший
расход топлива возможны при некотором оптимальном значении момента -зажигания.
Установка более раннего зажигания также приводит к ухудшению показателей двигателя, как
и установка позднего зажигания. Прим. ред.
2 Положение о том, что полусферическая камера сгорания либо близкая к ней по форме
шатровая являются наиболее благоприятными в отношении улучшения антидетонационных.
качеств двигателя, не подтверждается практикой современного автомобильного двигателе-
строения и экспериментальными данными. Большинство современных автомобильных
двигателей имеет клиновидные или цилиндрические камеры сгорания с хорошо развитыми
вытеснителями, антидетонационные качества которых лучше, чем полусферических камер сгорания.
Прим. ред.
29

двигателя. Основными факторами, определяющими склонность двигателя
к детонации, являются форма камеры сгорания, опережение зажигания
и температурный режим. Как видно из фиг. 21, большинство
конструктивных мероприятий по уменьшению склонности двигателя к детонации
направлено на снижение температуры сжатого заряда рабочей смеси. Так,
например, применение головок цилиндра из легких сплавов, благодаря их лучшей
теплопроводности, предотвращает возникновение перегретых мест в камере
сгорания. То же самое может быть сказано и относительно применения
поршней из легких сплавов, поскольку большая часть внутренней
поверхности камеры сгорания образуется головкой цилиндра и поршнем.
Одним из наиболее горячих мест в камере сгорания является выпускной
клапан. В двигателях с нижним расположением клапанов охлаждение
выпускного клапана обеспечивается путем впрыска около седла выпускного
клапана воды, подводимой из водяной рубашки с помощью трубки с
форсунками.
Весьма распространенной причиной появления детонации является
перегрев свечей зажигания. В ряде автомобильных двигателей применяются
заимствованные из авиации холодные малогабаритные свечи зажигания
с диаметром резьбы 14 и 10 мм.
Для увеличения интенсивности отвода тепла от поршня в охлаждающую
воду высота водяной рубашки принимается равной длине цилиндра. Это
дает возможность снизить температуру днища поршня.
В значительном числе исследований, направленных на изыскание средств
уменьшения склонности двигателей к детонации, было установлено, что
целесообразно снижение температуры свежей смеси на входе в двигатель.
Поэтому современные двигатели снабжаются термостатами, автоматически
регулирующими подогрев свежей смеси за счет использования тепла
отработавших газов.
На практике при отсутствии топлива соответствующего качества для
устранения детонации широко применяется установка более позднего
зажигания с помощью автомата опережения зажигания. Наличие автомата
опережения зажигания позволяет применять при использовании топлива с
низкими антидетонационными качествами наивыгоднейшее опережение
зажигания в области частичных нагрузок; при переходе к полной нагрузке
автомат, в целях предотвращения детонации, устанавливает позднее опережение-
зажигания. Благодаря этому при работе на режимах частичных нагрузок
обеспечивается полное использование антидетонационных качеств топлива;
при полной нагрузке показатели двигателя несколько ухудшаются по
сравнению с показателями при наивыгоднейшей установке зажигания, однако
в среднем показатели двигателя не становятся ниже показателей двигателя
с низкой степенью сжатия при наивыгоднейшей установке опережения
зажигания. Значительное повышение степени сжатия в известной мере
связано с возможностью использования указанных мероприятий для
устранения детонации.
Опережение зажигания
Величина опережения зажигания устанавливается в зависимости от
склонности двигателя к детонации, которая, в свою очередь определяется
следующими факторами: составом рабочей смеси, температурой, степенью
сжатия, формой камеры сгорания, месторасположением свечи зажигания г.
Необходимая характеристика автомата опережения зажигания
устанавливается путем испытания двигателя на стенде. Чем меньше опережение-
зажигания, тем лучше с термической и гидродинамической точки зрения
конструкция камеры сгорания и тем выше показатели двигателя.
1 Приведенное утверждение справедливо лишь в случае применения заведомо
низкооктанового топлива. При наличии топлива с соответствующим октановым числом
опережение зажигания устанавливается наивыгоднейшим. Прим. ред.
30

КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Эффективный к. п. д. двигателя внутреннего сгорания
^~ EQ*
где Ne — эффективная мощность двигателя;
Е — механический эквивалент тепла (427 кгм1кал)\
Q — количество тепла, подводимого с топливом за 1 сек.
Эффективный к. п. д. можно рассматривать как произведение
индикаторного к. п. д. на механический к. п. д. В соответствии с этим
*е l m EQ Ni ' Г[* /с
где Nt — индикаторная мощность
двигателя, определяемая
по индикаторной
диаграмме.
При сравнении двух двигателей
допустимо предположение, что в
случае использования одного и того же
топлива индикаторный к. п. д. их
является одинаковым; механический
к. п. д. в значительной степени
зависит от потерь на трение.
На фиг. 2 раздела «Двигатели с воздушным охлаждением» изображена?
схема теплового баланса двигателя внутреннего сгорания, из которой видно
распределение тепловых потерь двигателя. Доля тепла, соответствующая
эффективной работе двигателя, составляет около 24% общего количества
тепловой энергии, которое вводится в двигатель с топливом (у двигателей
с воспламенением от сжатия—около 32%).
На фиг. 22 показана зависимость термического к. п. д. двигателя от
степени сжатия. Повышение степени сжатия в пределах от 5 до 7 приводит
к увеличению термического к. п. д. примерно на 16%.
ISO
120
110
100
^^
^—
^—
»-*-—
Фиг. 22. Зависимость термического к. п. д.
t\t от степени сжатия е.
КОНСТРУКТИВНЫЙ ОБЗОР ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ
Цилиндр, головка цилиндра, камера сгорания, картер
Цилиндры всегда выполняются разъемными по плоскости, лежащей над
днищем поршня при его положении в в. м. т., так что большая часть камеры
сгорания размещается в головке цилиндра (фиг. 23, а и б и табл. 3). В
плоскости разъема устанавливается прокладка головки цилиндра. Конструкция
цилиндра и головки, а следовательно, и камеры сгорания в значительной
мере определяется расположением клапанов.
Наиболее выгодными для обеспечения наименьших тепловых потерь
являются полусферическая или цилиндрическая формы камеры сгорания.
При высоких степенях сжатия камеры сгорания следует полностью
механически обрабатывать. Это необходимо для точного выполнения объема камер
сгорания, а также устранения шероховатых поверхностей, которые склонны
к перегреву. В этом случае форму камеры сгорания следует выбирать из
соображений легкости ее механической обработки или применять литье
в кокиль.
Исследования Ricardo показали, что термический к. п. д. имеет
наибольшее значение при наклонном расположении подвесных клапанов и
соответствующей конструкции головки цилиндра. Результаты исследований
различных форм камер сгорания, проведенных Ricardo,. приведены
в табл. 3.
31

Таблица 3
Результаты исследования различных форм камер сгорания
(по данным Ricardo)
Тип двигателя
U я
X
О
X
|s
jl
2
5
4
4
2
2
2
2
и
о
о.
я
я
и ело
=г
1
1
1
12
6
4
4
4
X
я
«V
я
ЕГ
ъем
VO
К
£ о.
0,47
2,1
9,0
1,2
2,9
1,7
1,6
0,6
ш
атия
о
л
гепен
и
4,5
5,0
4,9
4,8
4,3
4,7
4,7
5,1
8
орн(
If
Я CQ
0)
Й я
X <и
|§
9,2
9,9
10,8
9,6
8,6
8.7
8,3
7,8
о о
X X
О. Я
х c*w"
я ^
Р1
и &«
9,5
9,9
10,9
9,7
9,1
8,9
8,6
7,8
So-
= 1з
ндик
прив
Л, В
я ^г
.со
V X ||
X 0) II
о» са ^.
CJ §:«
9,7
9,8
10,1
9,8
8,9
8,9
8,6
7,9
к
ю
с II
U)
° X
2 м
Q.S
Ь С*
30,0
32,0
69,5
58,3
65,5
61,5
59,6
51,0
и =г
Стационарный,
стандартный
Стационарный,
экспериментальный
Экспериментальный
Автомобильный
Танковый
Автомобильный (для
грузовых автомобилей) .
Малая
То же
Автомобильный
Очень
большая
Малая
Очень
большая
В автомобильных двигателях большей частью применяется верхнее
расположение клапанов.
Несмотря на то, что исследования Ricardo были проведены много лет
тому назад, сделанные на их основании выводы справедливы и в настоящее
время. Наряду с этим проводились дальнейшие экспериментальные работы,
в результате которых были разработаны различные формы камер сгорания,
в особенности для двигателей с нижним расположением клапанов. При этом
также проявилась тенденция к полусферической форме камеры сгорания
при минимальной высоте зазора над поршнем (фиг. 24, а). Как известно,
чем меньше величина зазора, тем меньше склонность двигателя к детонации.
Зазор, равный 1 мм, является вполне достаточным и технологически
выполнимым. Конструкция камеры сгорания должна также обеспечивать
минимальное омывание в процессе выпуска отработавшими газами головки
выпускного клапана во избежание ее перегрева. Поэтому высота щели над
плоскостью головки полностью открытого выпускного клапана должна быть
минимальной.
32

На основе обобщения практических данных сформулированы следующие
требования к конструкции камеры сгорания:
а) Турбулизация заряда в процессе выпуска должна быть минимальной,
чтобы избежать повышения температуры выпускного клапана за счет турбу-
Фиг. 23. Головка цилиндра и камера сгорания:
а — нижнеклапанного двигателя; б —
верхнеклапанного двигателя.
лентного теплообмена. Перегрев выпускных клапанов приводит к
возникновению преждевременного воспламенения рабочей смеси.
б) Распространение пламени должно происходить в направлении от более
нагретой части заряда к менее нагретой с тем, чтобы в первую очередь сго-
*)
Фиг. 24. Камера сгорания:
а — нижнеклапанного двигателя, о — камера сгорания верхнеклапанного
двигателя; (с — зазор над поршнем в положении в. м. i).
рала нагретая смесь, более склонная к детонации. Несгоревшая смесь не
должна подвергаться поджатию у высоко нагретых поверхностей камеры
сгорания. Поэтому свечу зажигания следует размещать вблизи выпускного
клапана.
в) Интенсивное охлаждение выпускного клапана и нагревающейся от него
зоны камеры сгорания. Охлаждение стенок камеры сгорания, удаленных
от этой зоны, может быть значительно менее интенсивным.
При верхнем расположении клапанов следует стремиться к
полусферической форме камеры сгорания. В качестве примера на фиг. 24, б изображена
Бюссиен
644
33

форма камеры сгорания двигателя Vauxhall, отличающаяся, однако,
специфической конструкцией днища поршня.
Шатровая форма камеры сгорания при верхнем расположении клапанов
(фиг. 25) наиболее близка к полусферической и является наилучшей во всех
отношениях. Однако использование шатровой формы камеры сгорания
Фиг. 25. Шатровая камера сгорания двигателя с верхним
расположением клапанов (четыре или два клапана).
связано с необходимостью применения верхнего расположения
распределительного вала или специального .механизма для привода клапанов, что
удорожает двигатель. Шатровая форма камеры сгорания, как правило,
применяется в двигателях гоночных автомобилей.
Свеча зажигания
Свеча зажигания должна располагаться в той зоне камеры сгорания,
где при максимальном давлении сгорания имеет место наибольшая
температура заряда. Эта зона всегда расположена вблизи выпускного клапана.
В то же время электроды свечи должны охлаждаться при впуске в цилиндр
свежей горючей смеси (фиг. 26).
Для лучшего охлаждения и экономии
материала следует стремиться к уменьшению
размеров свечи. Для обеспечения надлежащего
охлаждения гнездо свечи должно со всех сторон
омываться охлаждающей водой.
При больших диаметрах цилиндров нередко
предусматриваются две, а в двигателях гоночных
автомобилей иногда три свечи на один цилиндр,
благодаря ч-ему достигается более быстрое
воспламенение и сгорание рабочей смеси, что приводит
к некоторому улучшению мощностных
показателей двигателя. Однако основным преимуществом таких систем зажигания
является предотвращение прекращения работы цилиндра при выходе из строя
одной из свечей.
Как видно из фиг. 26, свеча должна устанавливаться таким образом,
чтобы внутри камеры сгорания размещались только ее электроды. Ввертная
часть свечи не должна выступать внутрь камеры сгорания, однако в то же
время она не должна быть утоплена в отверстии. Чем интенсивнее электроды
свечи омываются свежей смесью, тем лучше они охлаждаются, что
предотвращает замасливание их и образование нагара.
У двигателей с нижним расположением клапанов свечу зажигания
размещают на линии, соединяющей ось впускного клапана с осью цилиндра,
приблизительно в том месте, где надклапанная зона сопрягается с цилиндром.
У двигателей с верхним расположением клапанов свечу зажигания
размещают между впускным и выпускным клапаном горизонтально, наклонно
или вертикально (см. фиг. 33 и 46).
34
Фиг. 26. Расположение свечи
зажигания.

Зеркало Цилиндра
Зеркало цилиндра охлаждается на всем его протяжении. При работе
двигателя зеркало цилиндра подвергается износу вследствие механического
воздействия со стороны поршня и поршневых колец, химического
воздействия продуктов сгорания и ряда других факторов.
Если зеркало цилиндра выполнено как одно целое с блок-картером
двигателя, то износ зеркала означает приведение в негодность всего блок-
картера задолго до того, когда выйдут из строя остальные детали двигателя.
Поэтому для уменьшения износа твердость поверхности зеркала цилиндра
при выполнении цилиндров как одно целое с блок-картером из чугуна должна
быть не менее Нв = 190.
Больший срок службы специальных материалов для зеркала цилиндра,
обладающих более высокой поверхностной твердостью, как например,
азотированной стали и т. д., еще не является доказанным. С другой стороны,
на основании данных по структуре есть основания ожидать хорошей
износостойкости гильз, полученных путем центробежного литья, а также
чугунных гильз, подвергнутых азотированию. Хорошую износостойкость показали
также зеркала цилиндров, подвергнутых пористому хромированию (Porsche
и др.).
Цилиндры двигателей изготовляются из лучших сортов серого чугуна
с возможно меньшей толщиной стенок. В то же время толщина стенки
цилиндра должна быть >0,05D (где D—диаметр цилиндра); толщина стенок
водяной рубашки выбирается равной 3,5—4,5 мм. Толщину стенки цилиндра
необходимо выбирать с учетом обеспечения возможности по крайней мере
двукратного растачивания цилиндра; при этом следует заранее установить
ремонтные размеры.
При изменении толщины стенок все переходы необходимо выполнять
плавными; следует избегать значительных утолщений стенок или усиливать
их с помощью ребер. Как цилиндр, так и водяная рубашка, независимо
друг от друга, должны иметь возможность свободного расширения под
действием температурных напряжений. Поэтому между стенками цилиндра
и водяной рубашкой не должно быть никаких соединений (ребер).
Толщина масляного слоя на зеркале цилиндра не должна быть слишком
большой во избежание попадания значительных количеств масла в камеру
сгорания, что приводит к ухудшению показателей двигателя.
Длина зеркала цилиндра выбирается таким образом, чтобы в н. м. т.
выступающая в картер часть поршня не превышала 20% от общей длины
поршня; при этом длину выступающей части поршня следует определять
с учетом наличия конического пояска, предназначающегося для обеспечения
ввода поршня в цилиндр.
Усиленный износ верхней части зеркала цилиндра, по-видимому,
объясняется не истиранием, а коррозией материала, возникающей главным
образом в том случае, когда температура цилиндра ниже температуры точки росы
рабочей смеси (при пуске или при работе двигателя с малой нагрузкой).
Поэтому следует избегать пуска холодного двигателя и по возможности
сокращать продолжительность прогрева двигателя.
Причины износа. При сгорании топлива в цилиндре двигателя образуется значительное
количество воды, которая выводится из двигателя в виде водяного пара; при этом 1 кг топлива
дает около, 1 л воды. Кроме того, в отработавших газах содержатся 6—11% углекислого газа,
3—9% окиси углерода, азот и сернистый газ. Образующаяся при сгорании вода почти
не оказывает вредного воздействия на двигатель, если только она не конденсируется на
стенках цилиндра. В воде легко растворяются двуокиси, имеющиеся в продуктах
сгорания, с образованием кислот, которые оказывают сильное корродирующее действие на
поверхность зеркала цилиндра. Так как количество выпадающего конденсата прямо пропорционально
температуре цилиндра, которая, в свою очередь, определяется температурой охлаждающей
воды, то интенсивность износа оказывается пропорциональной температуре охлаждения
двигателя. Образующиеся кислоты разрушают также тонкую масляную пленку на
поверхности^ зеркала цилиндра, что приводит к возникновению сухого трения. Кроме того, часть
воды,'а также тяжелокипящих фракций топлива проникает через поршневые кольца в картер
двигателя, что вызывает разжижение масла и ухудшение его смазывающей способности.
.Г 35

Интенсивность вредного действия указанных выше факторов резко уменьшается при
повышении температуры охлаждающей воды до 80—85° С.
Широкие исследования износа были проведены в Институте автомобильных инженеров
(Англия). Изнссные испытания проводились одновременно на нескольких двигателях
одинакового типа. При этом одна часть двигателей подвергалась длительным испытаниям, а
другая часть — испытаниям на переменных режимах, включавших низкие и высокие
температуры охлаждения, а также холодный пуск. Результаты испытаний показали, что двигатели,
работавшие на режимах с низкими температурами охлаждения, имели значительно больший
износ. Таким образом, было установлено, что температура стенок цилиндра является
основным фактором, определяющим износ зеркала цилиндра. Было показано, что оптимальная
температура охлаждения двигателя лежит в пределах 80—85° С, так как, с одной стороны,
при этих температурах интенсивность износа снижается до нормального значения и, с другой
стороны, эти температуры ниже температуры
кипения воды.
На фиг. 27 показана зависимость износа
цилиндра от температуры охлаждения по
данным Института автомобильных инженеров. Как
видно из фиг. 27, при температурах
охлаждения ниже 70° С интенсивность износа резко
нарастает; при понижении температуры в
пределах 70—40° С интенсивность износа
возрастает примерно в 7 раз. В то же время при
повышении температуры охлаждения свыше 80°С
интенсивность износа практически остается
неизменной.
Как известно, размеры радиатора системы
охлаждения выбираются из условий
обеспечения надежного охлаждения двигателя в жаркое
время года. Практика эксплуатации показывает,
что такой двигатель при отсутствии
регулирования температуры охлаждения, как правило,
оказывается переохлажденным, причем
межремонтный пробег двигателя при сильном
переохлаждении нередко снижается до 20 000 км.
Результаты описанных выше исследований
позволили выявить причины подобных износов и
принять меры для их уменьшения.
Как показали исследования С. G. Williams, при использовании для изготовления
цилиндров материалов, содержащих хром и никель, износостойкость зеркала цилиндра
возрастает примерно вдвое. Данные С. G. Williams по исследованию износостойкости цилиндров,
изготовленных из различных материалов, приведены в табл. 4.
Таблица 4
Химический состав в % и износостойкость различных материалов для цилиндра двигателя
I
0J8
0,30
0,22
0,15
0,07
\
\
\
\
UO 80 120
Температура
160
Фиг. 27. Зависимость интенсивности
износа цилиндра от температуры
охлаждения.
Химический состав
Обозначение материала
Углерод, общее содержание ....
в том числе связанный углерод
Кремний
Марганец
Сера
Фосфор
Никель
Хром .
Медь .
2,75
0,59
1,73
0,69
0,065
0,707
11,565
2,653
4,620
Износ зеркала цилиндра в мм на 1000 км пробега
0,00500
0,00287
В соответствии с коррозионной теорией износа наименьший износ был при использовании
для изготовления цилиндра материала С, имевшего аустенитную структуру. При этом следует
указать, что ранее проведенными исследованиями была установлена примерно одинаковая
износостойкость материалов А и С по отношению к истиранию.
Описанные выше исследования износостойкости цилиндров, изготовленных из
различных материалов, проводились на двигателях автобусов, эксплуатировавшихся в
центральной части Лондона с частыми остановками. В этих условиях износостойкость материала А,
подвергавшегося закалке, можно считать удовлетворительной. Заметно лучшую
износостойкость показал материал В, детали из которого отливались. Ориентировочно можно считать,
что различия в износах цилиндров, изготовленных из материалов А и В, отражают различия
в износостойкости этих материалов по отношению к истиранию.
36

Многолетний опыт показывает, что важнейшим фактором, определяющим
износостойкость цилиндров, изготовленных из неаустенитного чугуна, является содержание фосфора
в чугуне. Выполнение цилиндров из чугуна, не содержащего фосфора, дает определенные
преимущества в отношении облегчения литья и механической обработки, но при этом резко
увеличивается износ. При испытаниях в условиях, подобным условиям испытаний трех
указанных выше материалов, интенсивность износа цилиндра, изготовленного из материала,
аналогичного материалу А, но не содержащего фосфора, оказалась равной 0,00789 мм
на 1000 км пробега.
Из изложенного выше следует, что сразу же после пуска, а еще лучше перед пуском,
двигатель необходимо прогреть до температуры в системе охлаждения, равной 75—85° С,
Наиболее целесообразным является автоматическое регулирование температуры в системе
охлаждения с помощью термостата.
Принцип действия термостата. Устройство термостата
показано на фиг. 28. Основной частью термостата является
сильфон, представляющий собой гсфрированную
герметизированную коробку, изготовленную из специального
материала с большим модулем упругости. Полость сильфона
заполнена легкокипящей жидкостью, которая при повышении
температуры испаряется и вызывает деформацию сильфона.
Величина деформации сильфона ограничивается ходом
связанной с ним дроссельной заслонки.
Наиболее целесообразной является установка термостата
между выходным патрубком водяной рубашки двигателя
и верхним бачком радиатора или непосредственно в
выходном патрубке головки цилиндров (фиг. 29). Такая установка
термостата позволяет при холодном двигателе полностью
перекрыть доступ воды к радиатору. После прогрева воды
в рубашке блока цилиндров до температуры примерно 70° С
термостат приоткрывает дроссельную заслонку, вследствие
чего возможна некоторая циркуляция охлаждающей воды.
При повышении температуры примерно до 85° С термостат
полностью открывает дроссельную заслонку и происходит
полная циркуляция охлаждающей воды. Таким образом,
перепад температур между началом открытия и полным
открытием заслонки термостатом составляет около 15° С, что
вполне обеспечивает требуемую точность поддержания
постоянства температуры в системе охлаждения.
Фиг. 28. Термостат.
Дросселирующий орган термостата можно регулировать для поддержания температуры
охлаждения в строго определенных пределах. Благодаря этому для двигателей каждого типа
пределы изменения температуры в системе охлаждения могут быть с большой точностью
установлены заранее, так как известно, что теплоотдача в охлаждающую среду зависит
главным образом от конструкции двигателя. Степень нечувствительности сильфона весьма мала
и составляет +2°. Экспериментальная проверка чувствительности термостата производится
путем его попеременного опускания в сосуды с горячей и холодной водой. При этом
открытие и закрытие термостата должны происходить практически 'мгновенно.
При наличии в системе охлаждения двигателя водяного насоса большой
производительности, под напором которого может приоткрыться заслонка термостата, следует
предусматривать установку байпаснсго трубопровода, допускающего слабую циркуляцию воды
в обход радиатора, вследствие чего вода в рубашке блока цилиндров быстро прогревается
(фиг. 30).
Гильза цилиндра
Гильзы, не омываемые непосредственно охлаждающей водой и
соприкасающиеся внешней поверхностью с внутренней поверхностью расточки
цилиндра в блок-картере, называются сухими. Для сухих гильз не требуются
уплотнения от охлаждающей воды и гильзы плотно устанавливаются в блок-
картере. Сухие гильзы часто применяются при ремонте двигателей в том
случае, если дальнейшее растачивание цилиндра невозможно.
Гильзы, непосредственно омываемые охлаждающей водой, называются
мокрыми. Для мокрых гильз требуются уплотнения, особенно в их нижней
части, для предотвращения попадания охлаждающей воды в картер
двигателя (фиг. 31).
К конструкции современного двигателя предъявляется требование
сохранения круглой формы отверстия цилиндра во время работы двигателя.
Применение мокрых гильз обеспечивает выполнение этого требования.
Применение гильз позволяет перейти на изготовление блока цилиндров
из обычного серого чугуна вместо легированного чугуна, используемого
37

Фиг. 29. Установка термостата в двигателе.
Фиг. 30. Термостат с байпасным
трубопроводом.

при литье блок-картеров, выполненных как одно целое с цилиндрами. Такая
тенденция в развитии двигателестроения является вполне рациональной,
так как по существу изнашивается только поверхность зеркала цилиндра,
а блок не имеет трущихся поверхностей, подверженных износу. Помимо
экономии в стоимости материала, переход на составную конструкцию блока
цилиндров устраняет также следующие недостатки, свойственные блок-
картерам, выполненным как одно целое с цилиндрами: 1) легированный
чугун вследствие его высокой твердости затрудняет механическую обработку;
2) сложная конструкций блоков цилиндров обусловливает появление во время
работы двигателя тепловых деформаций, .вследствие чего искажается круглая
форма отверстия цилиндра,
обработанного с высокой точностью; 3) при литье
таких блоков возможен значительный
брак по качеству отливки цилиндров,
полностью исчезающий в случае
применения гильз. Изготовление всего
Фиг. 31. Мокрая гильза цилиндра.
Фиг. 32. Диаграммы износа Гильзы
цилиндра по высоте.
блока цилиндров из дорогостоящего, труднообрабатываемого легированного
чугуна с единственной целью обеспечения высокой износостойкости
поверхности зеркала цилиндра следует рассматривать как нерациональную
растрату дефицитных материалов.
У двигателей малой мощности или двигателей, к которым предъявляются
повышенные требования по весовым показателям, блоки цилиндров
выполняют литыми из алюминиевого сплава.
В качестве материала для изготовления гильз применяются сталь и чугун,
а также азотируемая сталь. Методом изготовления чугунных гильз является
центробежное литье.
Блок цилиндров с мокрыми гильзами всегда легче, чем блок-картер,
отлитый как одно целое с цилиндрами; однако стоимость его изготовления
может быть более высокой. Преимуществом такой конструкции блока
цилиндров является устранение брака при литье вследствие нарушения геометрии
формы и неравномерности толщины стенок отливки. Благодаря этому
обеспечивается более равномерное охлаждение цилиндров, беспрепятственная
циркуляция охлаждающей воды и устранение явлений неравномерного
нагрева стенок.
На фиг. 32, а показана диаграмма нормального износа гильзы цилиндра
по ее высоте. Такой вид диаграммы является характерным при естественном
износе цилиндра после продолжительной работы. Если диаграмма износа
гильзы цилиндра имеет вид, показанный на фиг. 32, б, то это свидетельствует
,о наличии факторов, нарушающих нормальное протекание износа. Такими
39

факторами обычно являются неправильная смазка зеркала цилиндра
вследствие недостаточного подвода или загрязненности смазочного масла, а также
неправильный выбор материала гильзы.
Система смазки двигателя должна обеспечивать достаточный подвод
масла к зеркалу цилиндра, однако должно быть предотвращено
проникновение масла в камеру сгорания. Особенно необходима надежная смазка
цилиндра во время пуска холодного двигателя. Для этого в ряде американских
автомобильных двигателей применяются специальные приспособления для
дополнительной смазки во время пуска, с помощью которых смазочное
масло вводится во впускную трубу или впрыскивается непосредственно
на зеркало цилиндра.
Водяная рубашка
Минимальная толщина водяной рубашки в наиболее узких местах должна
составлять 6 мм; при меньшей толщине возможно чрезмерное сужение
каналов для прохода воды в случае смещения стержней во время литья.
Конструкция водяной рубашки должна обеспечивать надежное омывание
водой седел выпускных клапанов. Также должно быть обеспечено хорошее
охлаждение направляющей втулки выпускного клапана, через которую
отводится тепло от стержня.
Место подвода охлаждающей воды следует
располагать вблизи наиболее нагретых
частей цилиндра, т. е. между седлами
впускных клапанов или в непосредственной
близости от них. Отвод охлаждающей воды
должен всегда осуществляться от наиболее
высоко расположенной точки водяной
рубашки, у которой в этом месте
предусматривается вытянутая вверх дополнительная
полость. Для равномерного распределения
охлаждающей воды и обеспечения
интенсивного охлаждения наиболее нагретых частей
цилиндра следует предусматривать внутри-
блочные распределительные и направляющие
каналы. Необходимо также принимать меры
для предотвращения нарушения циркуляции охлаждающей воды при
использовании составных стержней. С этой целью в наиболее опасных местах,
например со стороны расположения клапанов в двигателях с боковыми
клапанами, а также в передней и задней стенках блока цилиндров, следует
предусматривать технологические отверстия больших размеров, которые
после очистки внутренних полостей блока плотно прикрываются крышками.
На фиг. 33 изображен способ охлаждения гнезда свечи, а также седла
выпускного клапана с помощью направляющего канала а. Вследствие
интенсивного отвода тепла от этой наиболее нагретой зоны цилиндра уменьшается
склонность двигателя к детонации.
При термосифонном охлаждении объем водяной рубашки должен быть
большим, чем при принудительном охлаждении. Термосифонные системы
охлаждения в настоящее время почти не применяются, так как стоимость
изготовления радиатора увеличенных размеров превышает стоимость
водяного насоса. Кроме того, принудительные системы обеспечивают более
надежное охлаждение.
Седла клапанов
Поверхности клапанов во время работы двигателя подвергаются высоким
механическим и тепловым нагрузкам. Поэтому для изготовления седел
клапанов используются специальные материалы, к которым предъявляются
высокие требования в отношении их износостойкости, ударной прочности
и жароупорности. Особенно жесткими эти требования должны быть для
40
Фиг. 33. Подвод воды для
охлаждения седла выпускного клапана
и свечи зажигания.

седел выпускных клапанов, которые интенсивно омываются вытекающими
из цилиндра горячими отработавшими газами и поэтому склонны к
выгоранию. Выгоранию седел клапанов при недостаточном их охлаждении
способствует также отложение на поверхности седел нагара, состоящего из окислов
металлов и образующегося в случае применения этилированного бензина.
Вставные седла клапанов должны обладать хорошей теплопроводностью
и высокой стойкостью по отношению к выгоранию и механическим
воздействиям. Примеры выполнения вставных седел клапанов показаны на фиг. 34, а
и б.
В качестве материалов для вставных седел клапанов используются стали
с высоким содержанием хрома и вольфрама, хромокремнистый чугун (для
Фиг. 34. Седла клапанов:
/ — литье; 2 — запрессованное стальное кольцо; 3 — покрытие
из твердого сплава.
центробежного литья), а также специальные сорта хромомолибденовых
чугунов. Кроме того, для повышения износостойкости на рабочую
поверхность седел наплавляют слой материала с особо высокой твердостью, как
например, стеллита (фиг. 34, а). Этот способ используется в тех случаях,
когда седла клапанов подвергаются особенно высоким механическим и
тепловым нагрузкам или когда можно ожидать возникновения интенсивной
коррозии. Применение седел, наплавленных стеллитом, дает особенно хорошие
результаты при одновременном использовании клапанов, фаски которых
также наплавлены стеллитом.
Вставные седла клапанов изготовляются с высокой степенью точности
и устанавливаются путем запрессовки (с натягом 0,14—0,16 мм) или с
помощью предварительного охлаждения в сухом льде (при температуре —80° С).
Головка цилиндра
В качестве материала для изготовления головок цилиндров обычно
применяется чугун. Для изготовления головок нижнеклапанных двигателей
и верхнеклапанных двигателей с воздушным охлаждением применяются
также алюминиевые сплавы.
Высота головки должна быть такой, чтобы обеспечивалась достаточная
жесткость при изгибе под действием нагрузки от газов. Отверстия для
прохода охлаждающей воды из блока цилиндров в головку должны иметь
достаточно большие размеры. Камера сгорания и гнездо свечи зажигания должны
полностью омываться охлаждающей водой. Во избежание прогара ширина
прокладки головки цилиндра должна быть в любом месте не менее 8 мм,
особенно в промежутке между двумя смежными цилиндрами. Для
обеспечения надежной затяжки прокладки необходимо, чтобы шпильки крепления
головки были равномерно распределены по ее длине, причем расстояние
между шпильками должно быть не слишком большим. Материалом для
шпилек и гаек крепления головки служит улучшаемая сталь. Пример
размещения точек крепления головки нижнеклапанного двигателя изображен
на фиг. 35.
Уплотнение головок цилиндров производится с помощью стале-асбе-
стовых прокладок толщиной 0,5—2 мм, которые для двигателей с высокой
41

"тепловой нагрузкой (двигатели с воспламенением от сжатия) снабжаются
металлической окантовкой, окружающей камеру сгорания. Применяются
также прокладки головок цилиндров из металлической ткани, пропитанной
Фиг. 35. Расположение шпилек крепления головки и отверстий
для прохода охлаждающей воды (верхняя плоскость блока цилиндров).
асбестовой массой (типа Reinz); толщина этих прокладок значительно меньше
и составляет примерно 0,6 мм (фиг. 36). Благодаря специфической структуре
Фиг. 36. Прокладка головки цилиндров
типа Reinz.
Фиг. 37. Конструкция
прокладки типа Reinz:
ftnycn -
1 — металлическая сетка; 2 —асбе-
'ПрОКЛаДКИ ТИПа Reinz обеСПеЧИВаЮТ Лучшее стовыенити, армированные сталь-
„ ной проволокой; 3 — армирующая
уплотнение поверхностей при наличии еле- проволока.
дов механической обработки.
Прокладка типа Reinz изготовляется из комбинированной стале-
асбестовой ткани, покрытой тонким слоем асбестовой массы (фиг. 37). При
правильной затяжке асбестовые нити
прокладки, армированные стальной проволокой,
сплющиваются. При этом они заполняют
неровности, а также следы от механической обра-
Вьтуск ботки, имеющиеся на уплотняемых
поверхностях, и создают надежное уплотнение от
проникновения газов, паров и жидкостей. Нити
металлической основы прокладки при затяжке
входят в соприкосновение с уплотняемыми
поверхностями и служат для передачи тепла от
головки к блоку цилиндров.
Блок-картер
Блок цилиндров и верхняя часть картера
обычно объединяются в блок-картер (фиг. 38),
что снижает вес и упрощает механическую
"Фиг. 38. Схема блока цилиндров обработку.
нижнеклапанного двигателя: Блок-картеры для верхнеклапанных двига-
/ - место для свечи зажигания. телей также выполняют из алюминиевого
42

Фиг. 39. Блок-картер с плоскостью разъема ниже оси коленчатого вала.

сплава; при этом устанавливают стальные и чугунные гильзы цилиндров.
Головка цилиндров выполняется раздельной и изготовляется из чугуна.
Нижняя часть картера служит маслосборником и делается литой из
алюминиевого сплава или штампуется из листовой стали.
Для обеспечения большей жесткости плоскость разъема блок-картера
с нижней частью картера в ряде случаев размещают ниже оси коленчатого
вала (фиг. 39).
В целях обеспечения внутреннего охлаждения, а также удаления
масляных паров и газов, проникающих в картер через неплотности поршневых
Фиг. 40. Вентиляция картера V-образного верхнеклапанного
двигателя.
колец, применяют вентиляцию картера. При этом сапун, служащий для
сообщения полости картера с атмосферой, обычно конструктивно объединяется
с маслоналивной горловиной (фиг. 39 и 40). В отдельных случаях
применяется отсос картерных газов во впускную систему двигателя.
Во избежание загрязнения воздуха в кузове или кабине автомобиля
поток отсасываемых газов и паров при вентиляции картера двигателя должен
направляться вниз (фиг. 40).
Максимальная температура масла в картере двигателя при отсутствии
обдува воздухом, т. е. в условиях стендовых испытаний на режиме полной
нагрузки, при длительной работе двигателя не должна превышать 100° С.
Расположение клапанов и их привод
Конструкция двигателя в значительной мере определяется принятым:
расположением клапанов. От расположения клапанов зависит конструкция
цилиндра, а от размещения привода клапанов, особенно распределительного
вала, конструкция картера, а также приводов всех других вспомогательных
агрегатов двигателя.
Расположение клапанов. На фиг. 41 показаны наиболее распространенные
схемы расположения клапанов. Имеется шесть основных типов расположения
44

клапанов, обозначенных цифрами /—VI. Следует отметить, что
расположение клапанов по схемам // и VI уже не применяется, так как при этих
схемах получаются неблагоприятные формы камеры сгорания,
обусловливающие повышенную склонность двигателя к детонации.
Наибольшее распространение до настоящего времени имело нижнее
расположение клапанов по схеме /, характеризующееся простотой и дешевизной
изготовления и надежностью в эксплуатации. Недостатком этой схемы
Фиг. 41. Основные схемы расположения клапанов:
/ — впускной клапан; 2 — выпускной клапан; 3 — свеча зажигания.
является нерациональная в отношении организации горения форма камеры
сгорания и невозможность ее полной механической обработки. При
изготовлении камер сгорания двигателей, работающих по схеме/, применяется литье
в кокиль.
На фиг. 42 показана одна из конструкций двигателя, имеющего рассматриваемую
схему расположения клапанов. Основные технические данные этого двигателя,
устанавливавшегося на автомобиль Morris-Oxford, следующие: мощность 40,5 л. с. при 4200 об/мин; диаметр
цилиндра 73,5 мм; ход поршня 87 мм; рабочий объем двигателя 1,477 л; степень сжатия 6,8—
7,1. С 1953 г. на автомобиль Morris-Minor устанавливается верхнеклапанный двигатель
мощностью 30 л. с. при 4800 об/мин; рабочий объем двигателя 803 см3.
Расположение клапанов по схемам IV и V приводит к необходимости
применения верхнего распределительного вала (фиг. 43) или привода клапанов
от нижнего распределительного вала с помощью щтанг и коромысел
(фиг. 23, а, 39 и 40). Детали привода должны быть легкими и в тоже время
достаточно прочными.
45

Фиг. 42. Нижнеклапанный двигатель (Morris-Oxford).

Размещение клапанов в головке при верхнем их расположении
соответственно схеме IV может производиться согласно схемам А и Б. При
применении верхнего распределительного вала и размещения клапанов по схеме А
передача движения клапанам осуществляется непосредственно кулачками
(фиг. 43, а и б); в случае размещения клапанов по схеме Б для передачи^
движения клапанам используются коромысла
(фиг. 23, б, 39 и 40). При расположении
клапанов по схеме IV, А (фиг. 41) может применяться
нижний распределительный вал с приводом -
клапанов посредством щтанг и коромысел.
а) 6)
Фиг. 43. Непосредственный привод клапанов.
В целях увеличения проходного сечения клапанов у форсированных двигателей и дви-.
гателей гоночных автомобилей часто устанавливают четыре клапана на один цилиндр (два
впускных и два выпускных). Такая конструкция соответствует схеме V (фиг. 41). Привод,
клапанов при этой схеме осуществляется от одного распределительного вала при помощи'
коромысел (фиг. 44) или от двух распределительных валов, один из которых располагается,
Фиг. 44. Привод клапанов с помощью коромысел.
непосредственно над впускными, а другой — над выпускными клапанами (фиг. 45). Приме-,
нение этой схемы возможно и при двух нижних распределительных валах (фиг. 46). Однако
для серийных автомобильных двигателей применение четырехклапанной конструкции
нерационально ввиду значительного увеличения стоимости автомобиля. Эта конструкция является
типичной для двигателей гоночных автомобилей.
На фиг. 47 показаны размеры клапанов, которые получаются в случае применения двух-
и четырехклапанной конструкции при условии постоянства площади проходного сечения
клапанов. Как видно из фиг. 47, при четырехклапанной конструкции клапаны полностью,
размещаются в камере сгорания; при двухклапанной конструкции и нормальных размерах
клапанов получается сложная форма камеры сгорания, затрудняющая механическую
обработку.
47

Во время работы двигателя выпускные клапаны нагреваются до высокой
температуры и возможно их прогорание и коробление. Поэтому у
быстроходных двигателей диаметр головки выпускного клапана не должен
превышать 45 мм. Диаметр головки впускного клапана, подвергающегося
интенсивному охлаждению при впуске в цилиндр свежей смеси, может быть
значительно большим. Как правило, размеры выпускного клапана уменьшают
за счет увеличения размеров
впускного клапана.
Фиг. 45. Привод клапанов с помощью Фиг. 46. Привод клапанов с помощью
двух верхних распределительных валов. двух нижних распределительных валов.
При открытии выпускного клапана отработавшие газы под действием
избыточного давления в цилиндре двигателя вытекают со скоростями,
значительно превышающими скорости входа в цилиндр свежей горючей смеси через
впускной клапан. Поэтому уменьшение размеров выпускного клапана при
соответствующем увеличении размеров впускного клапана приводит не к
дросселированию отработавших газов и снижению
мощности, а к улучшению наполнения и
увеличению мощности двигателя. Различные размеры
впускного и выпускного клапанов исключают
также возможность установки впускного клапана
взамен выпускного,и наоборот, что позволяет
изготовлять выпускные клапаны из
высококачественного жароупорного материала, а впускные
клапаны— из материала более низкого качества.
При нижнем расположении клапанов по схеме I
(см. фиг. 41) оси клапанов обычно несколько
наклоняют по отношению коси цилиндра, что дает
возможность разместить головки клапанов
несколько ближе к отверстию цилиндра и придать
большую компактность камере сгорания. Кон-
другими схемами расположения клапанов
•Фиг. 47. Схема расположения
двух и четырех клапанов при
одинаковой площади
проходного сечения.
струкции
показаны
двигателей <
на фиг. 48—52.
На фиг. 48 показана конструкция двигателя Vauxhall-Velox (мощность 58 л. с. при
3500 об/мин; число цилиндров 6; рабочий объем двигателя 2,275 л; степень сжатия 6,75).
Выпускной клапан этого двигателя расположен относительно высоко над наклонным днищем
поршня; впускной клапан опущен вниз. Такая конструкция позволяет значительно усилить
турбулизацию заряда в камере сгорания и уменьшить склонность двигателя к детонации.
Процесс сгорания протекает последовательно в трех смежных зонах (фиг. 49).
На фиг. 50 показано смешанное расположение клапанов у двигателя Rolls-Royce.
Выпускной клапан малых размеров является нижним, впускной клапан больших размеров —
верхним; ось впускного клапана несколько наклонена по отношению к оси цилиндра. Форма
камеры сгорания обеспечивает хорошую турбулизацию заряда. Расположение
распределительного вала нижнее.
48

Фиг. 48. Двигатель Vauxhall-Velox.

На фиг. 51 показана оригинальная схема смешанного расположения клапанов
двигателя Rover с нижним распределительным валом, наклонной плоскостью стыка блока и головки^
цилиндров и поршнем соответствующей формы. Эта форма камеры сгорания также
обеспечивает хорошую турбулизацию заряда. Основные технические данные двигателя: мощность
75 л. с. при 4200 об/мин; число цилиндров 6; рабочий объем 2,1 л\ степень сжатия 7,25.
На фиг. 52 показана конструкция
верхнеклапанного двигателя с воздушным
охлаждением Porsche. Привод клапанов осуществляется*
от нижнего распределительного вала с
помощью штанг и коромысел. Днище поршня
имеет выпуклую форму, соответствующую
расположению клапанов и форме камеры сгорания.
Головка цилиндров выполнена из алюминиевого'
сплава, цилиндры — из алюминиевого сплава;
поверхность зеркала хромирована. Основные
технические данные двигателя: мощность 44 л. г.
при 4000 об/мин; число цилиндров 4; рабочий
объем 1,286 л; степень сжатия 6,5.
Фиг. 49. Камера сгорания двигателя
Vauxhall-Velox.
Привод клапанов. При нижнем
расположении клапанов передача
движения от кулачка распределительного
вала к клапану производится с
помощью толкателя (см. фиг. 42). При
верхнем расположении клапанов в передаче движения клапану, помимо
толкателя, участвуют также штанга и коромысло (см. фиг. 48). В некоторых
случаях по конструктивным соображениям передача движения от кулачка
к клапану осуществляется с помощью качающегося рычага (фиг. 53).
Фиг. 50. Двигатель Rolls-Royce.
Фиг. 51. Двигатель Rover.
На фиг. 54 показана конструкция V-образного верхнеклапанного
двигателя Lancia с наклонным расположением клапанов, приводимых в движение
от верхнего распределительного вала. Движение толкателя клапану
передается только с помощью коромысла, что позволило значительно уменьшить
массу движущихся деталей привода клапана. Основные технические данные
двигателя: мощность 28,5 л. с. при 4600 об/мин; число цилиндров 4; рабочий
объем 900 см3; степень сжатия 6; диаметр цилиндра 65 мм; ход поршня 68 мль.
Вследствие различного теплового расширения деталей двигателя между
клапаном и деталями привода клапана обязательно должен быть температур-
50

ный зазор. Величина зазора регулируется с помощью болта и контргайки
или с помощью самотормозящегося болта.
Конструкция и установка клапана, а также клапанной пружины
показаны на фиг. 55. Клапанная пружина одним концом упирается в головку
цилиндра или направляющую клапана, а другим — в тарелку, которая
Фиг. 52. Двигатель Porsche.
является съемной и закрепляется на стержне клапана с помощью
конических сухариков, входящих в соответствующую выточку на стержне.
Не рекомендуется применять соединение тарелки пружины и стержня
клапана с помощью штифта, входящего
в сквозное отверстие стержня.
На фиг. 56, а показана удачная
конструкция привода клапана
верхнеклапанного двигателя с помощью щтанг и
коромысел. На фиг. 56, б изображена
конструкция привода клапанов V-образного
верхнеклапанного двигателя Studebeker
(мощность 120 л. с. при 4000 об/мин; число
цилиндров 8; рабочий объем 3,8 л). Из
особенностей конструкции следует
отметить применение для регулирования
зазора в механизме привода
самотормозящихся болтов 1 в коромыслах и наличие
подковообразной пружины 2,
обеспечивающей постоянную связь между стержнем
клапана и коромыслом. Гидравлические
толкатели отсутствуют, по-видимому,
вследствие ненадежности их работы при
числе оборотов свыше 4000 в минуту. Для
уменьшения колебаний клапанная
пружина имеет переменный шаг навивки; дополнительно предусмотрено
механическое демпфирующее устройство. Закаленные толкатели клапанов
приводятся в движение незакаленными кулачками чугунного
распределительного вала.
Фиг. 53. Привод верхних клапанов
от верхнего распределительного вала
с помощью качающегося рычага.
51

Стержень клапана и напраёЛяЮщая стержня должны конструироваться
с учетом действия значительных боковых усилий, что особенно важно при
использовании вращающихся толкателей. Вращение толкателей,
применяемое в целях большей равномерности износа, достигается путем смещения оси
толкателя на 2—5 мм относительно середины кулачка в направлении
продольной оси двигателя. Конструкция толкателей должна обеспечивать их
минимальный вес.
Наличие зазора между
толкателем и клапаном
приводит к удару при
подъеме клапана.
Снижение шумов может быть
достигнуто
соответствующим профилированием
участков начала подъема и
конца опускания кулачка.
Фиг. 54. V-образный четырехцилиндровый двигатель Lancia.
Фиг. 55. Конструкция
клапана:
/ — головка; 2 — опорная фаска;
3 — седло; 4 — направляющая;
5 — стержень; 6 — пружина;
7 — тарелка пружины; 8 —
конические сухарики; 9 — блок
или головка блока цилиндров.
10 — выточка.
Величина этих участков, соответствующая требуемому зазору клапана,
составляет до 30°.
Другим способом снижения шумов является применение гидравлических
толкателей, работающих без зазора в клапанном механизме.
Впервые гидравлические толкатели, разработанные американской фирмой Wilcox-Rich Co,
были установлены на автомобильном двигателе Pierce Arrow.
На фиг. 57, а изображен гидравлический толкатель фирмы Месапо. Направление подачи
масла, находящегося под давлением, а также его действие, обусловливающее отсутствие
клапанного зазора, понятны из чертежа. Гидравлический толкатель несколько тяжелее обычного,
однако он устраняет шум в клапанном механизме.
На фиг. 57, б показан гидравлический толкатель американской фирмы Eaton,
устанавливаемый на серийных автомобилях Cadillac, Lincoln и др. При подъеме клапана двигателя
гидравлическим толкателем из верхней полости корпуса толкателя, находящейся между
плунжером и шариковым клапаном, происходит некоторая утечка масла через зазор между
плунжером и его втулкой. Вследствие этого после опускания толкателя шариковый клапан
несколько приподнимается и пропускает в верхнюю полость масло, поступающее под
давлением из масляного трубопровода и восполняющее утечку. Утечка масла весьма мала, так
52

а)
Фиг. 56. Привод клапана.
а)
Фиг. 57. Гидравлические толкатели:
а — фирмы Месапо; б — фирмы Eaton; в — фирмы Lockheed.
53

Фиг. 58. Демпфирование масла
по схеме Phanomen.
*гго опускание плунжера гидравлического толкателя при каждом подъеме составляет около
0,02 мм.
Конструкция гидравлического толкателя фирмы Lockheed (США) (фиг. 57, в) аналогична
конструкции фирмы Месапо.
Фирма Phanomen заполняет клапанную коробку двигателя маслом, поступающим от
гмасляного насоса (фиг. 58). Уровень масла, вследствие наличия сливной трубки,
поддерживается постоянным. Демпфирующее действие масла обеспечивает некоторое уменьшение шума
щри работе клапанного механизма.
Толкатели выполняются, как правило, грибовидными. Тарелка толкателя
должна быть достаточно прочной; поверхность тарелки должна иметь твер-
чость Hrc > 45 ч- 50. Стержень толкателя выполняется тонкостенным
(толщина стенки около 1 мм).
Для изготовления толкателей
используется специальный чугун,
подвергающийся закалке в масле (химический
состав: 2,5—2,9% кремния; 0,6—0,8%
марганца; 3,4—3,7% углерода; не более
0,1% серы; 0,36—0,45% фосфора), или
кремнемарганцовистая пружинная сталь
(химический состав: 0,55—0,65% углерода;
0,6—0,9% марганца; 1,8—2,2% кремния;
0,05% фосфора и серы).
Ниже кратко освещены результаты
экспериментального исследования износа клапанов и седел
клапанов .Испытывалось седло клапана,
изготовленное из чугуна, и клапаны, изготовленные из хро-
моникелевой аустенитной и хромокремнистой стали.
В процессе испытаний использовались две
различные топливные смеси, одна из которых создавала
в камере сгорания окислительную, а другая —
восстановительную атмосферу. Было установлено, что
окисление является важнейшим фактором,
определяющим износ седла клапана.
Влияние зазора между клапаном и толкателем. В процессе испытаний применялись зазоры,
равные 0,5 и 0,15 мм. При большем зазоре износ был примерно в 8 раз больше, чем при
меньшем зазопе.
Влияние жесткости клапанной пружины. В быстроходном двигателе при высокой
скорости закрытия клапана, значительной жесткости клапанной пружины и высокой
температуре клапана износ седла клапана в случае отсутствия восстановительного действия
продуктов сгорания является относительно большим.
Влияние материала. Сравнительным испытаниям было подвергнуто около 30
различных материалов для седла клапана и аустенитная хромоникелевая сталь для выпускного
клапана. Дополнительные испытания были проведены с клапанами и седлами клапанов,
наплавленными стеллитом. Температура в процессе испытаний поддерживалась равной 715° С
при окислительной атмосфере; зазор был равен 0,5 мм. Указанные условия испытаний были
выбраны для получения максимальной интенсивности износа. Продолжительность
испытаний составляла 50 час.
В результате испытаний наименьший износ показали следующие материалы: монель-
металл, к-монель, стеллит, бериллий-контрацид, хромистый чугун. У седел из аустенит-
ного никелевого чугуна износ был меньше, чем у седел из серого чугуна; в то же время седла,
изготовленные из чугуна, содержащего 26% никеля, с более высоким относительным
удлинением имели несколько больший износ. Седла из хромомарганцовистой стали имели средние
значения износа. Примерно одинаковая износостойкость монель-металла (Н в = 149) и
стеллита (Нв = 641) объясняется высокой устойчивостью монель-металла против окисления.
Клапан является весьма напряженной деталью двигателя, что
обусловливается действием следующих факторов:
1) высокие инерционные нагрузки, вызывающие высокие механические
напряжения;
2) высокие температуры, особенно у выпускного клапана, достигающие
600° С и более;
3) значительные коррозионные воздействия на выпускной клапан
(наличие окиси свинца и брома при применении этилированного бензина).
На фиг. 59 показано распределение температуры в головке выпускного
клапана, измеренное с двух противоположных сторон клапана. Температуры
54

обеих сторон головки (до начала перехода ее в стержень клапана)
различаются всего лишь на несколько градусов. Вследствие тяжелых условий
работы выпускные клапаны изготовляются из высококачественной стали,
как, например, хромокремнистой стали и других высоколегированных сталей.
В случае особо тяжелых условий для изготовления выпускных клапанов
.используется жароупорная, устойчивая против коррозии аустенитная
хромого
630
600-
550
500
МО
ч
1
\
%
_-
\
\
\
\
\
у
А
\
11
х
\
\
\
\\
W
]
-Фиг. 59. Распределение
температуры в головке выпускного клапана.
а) 5)
Фиг. 60. Клапаны с натриевым охлаждением:
/ — стеллит; 2 — свободное пространство (40% );
3 — наплавка стеллитом или приварка наконечника
из твердых сплавов; 4 — пробка, завальцованная или
заваренная стеллитом.
Фиг. 61. Правильная
посадка клапана
с седлом и без седла.
никелевая сталь, содержащая около 14% хрома и 14—20% никеля.
Впускные клапаны изготовляются из хромокремнистой стали.
Выпускные клапаны для особенно тяжелых условий работы имеют
внутреннее охлаждение. Оно применяется также у клапанов, изготовленных
из' хромоникелевой стали, которая обладает плохой теплопроводностью.
Клапан с внутренним охлаждением выполняется пустотелым. В качестве
материала для заполнения полостей головки и стержня клапана применяется
металлический натрий (фиг. 60, а и б). Натрий
обладает высокой теплопроводностью и имеет низший ™
удельный вес (0,97 кг/дм3). Температура плавления
натрия около 90° С. Вследствие расплавления и
испарения натрия при соприкосновении с высоконагретой
головкой и последующей его конденсации за счет отдачи
тепла относительно более холодным стенкам стержня
происходит интенсивный перенос тепла от головки
к стержню клапана.
Фаска и торец стержня клапана наплавлены
стеллитом, что является обязательным при применении хромоникелевой стали.
При использовании стали других сортов торец стержня подвергается
поверхностной закалке до твердости (на глубину 2 мм) HRc — 50 -г- 55.
Применение конических пробок для закупорки стержней клапанов с
внутренним охлаждением (фиг. 60, 6) становится все более редким; закупорку
производят только путем заварки.
Диаметр стержня клапана должен быть не менее 8 мм. Как правило,
диаметр стержня клапана должен составлять 74 диаметра горловины в свету.
Переход от стержня к головке клапана должен быть плавным. Ширина фаски
клапана выбирается равной 1,5—2 мм. Поверхность головки клапана должна
быть гладкой; выполнение на ней отверстий или пазов для обеспечения
притирки не рекомендуется. Для уменьшения нагарообразования целесообразно
.шлифовать поверхности головки клапана, обращенные к камере сгорания.
Правильная посадка клапана в седле показана на фиг. 61. Клапан не
должен сидеть слишком глубоко или, наоборот, слишком высоко. Углы наклона
55

фасок клапана и седла могут отличаться на 1/2—\1/2°, причем^ таким
образом, что при посадке клапан сначала касается верхней части седла (фиг. 62).
Благодаря этому достигается хорошее уплотнение камеры сгорания, что
уменьшает образование на поверхностях фасок клапана и седла нагара,
состоящего из окислов металлов. Таким образом, соприкосновение клапана
с седлом осуществляется по кольцу. Фаску седла клапана шлифуют под углом
43V2° вместо 45° (наибольшее отклонение).
Зависание клапанов, особенно впускного клапана, приводит к
выгоранию фасок. Выгоранию фасок способствует также образование нагара. Как
■■■' "■■
Фиг. 62. Седло клапана:
а — правильная
конструкция; б — неправильная
конструкция.
Фиг. 63. Устройство для вращения клапана:
а — фирмы Flatter; б — фирмы Rotocaps (Thompson).
показали эксперименты, наилучшим средством для устранения указанных
дефектов является вращение клапана. Вращение клапана предотвращает
явления местного перегрева. Для осуществления вращения клапана при его
подъеме разработаны конструкции специальных устройств. На фиг. 63, а
и б показаны два таких устройства, успешно применяющихся в английских
и американских двигателях.
В табл. 5—8* приведены данные по химическому составу
распространенных материалов, применяющихся для изготовления клапанов и седел клапа-
Материалы для изготовления выпускных клапанов
Таблица 5
Марка
материала
Sil. I
Sil. XB
XCR
XCR Mod
2112
Sil. 10
Sil. X-142 (TPA)
Ford (литье)
B-312
21-4 NS
2155
о
CX
X
8,5
21,0
23,7
23,8
21,0
19,0
14,0
15,0
19,7
21,0
21,0
л
§
к
X
1,5
4,7
3,7
12,0
8,0
14,0
15,0
2,2
3,7
5,0
Химический состав в °/
CX
ч
0,45
0,75
0,45
0,38
0,25
0,38
0,45
1,00
0,60
0,60
0,20
%
к
V
CX
3,2
2,0
1,0 max
0,8
0,8
2,8
0,6
3,5
0,5 max
0,25 max
0,4
If
04
1,0 max
s
II
—
2,7
3,7 1,3
1,4
1,0
0,7
0,8
6,0
9,0
5,5
—
0,5 max
0,4
—
—
>
•8*
II
—
—
—
2,5
—
—
—
II
—
—
—
—
Медь 0,25
Азот
0,25 max
Азот 0,4;
сера 0,07
Азот 0,28
о
СО
си
Ч
О)
а>
о
S
^
сз
н
о
Структура,
магнитность
| Феррит ИЛИ
мартенсит;
' магнитный
Слабомагнит-
f ный
i Аустенитный,
1 немагнитный
* Табл. 5—8 составлены по данным фирмы Ethyl Corporation (США), относящимся к фгв-
ралю 1952 г.
56

Таблица б
Марка материала
Sil FV-Steel
SAE 3140
SAE 5147
SAE 6150
SAE 8645
SAE 9442
Материалы для i
Хром
2,9
0,7
1,1
1,0
0,5
0,4
Никель
1,3
—
—
0,6
0,5
изготовления впускных клапанов
:
Углерод
0,40
0,40
0.48
0,50
0,46
0,43
Химический состав

Кремний
4,0
0,3
0,3
0,3
0,3
0,3

Марганец
0,4
0,8
0,9
0,8
0,9
1,2
в %

Молибден
—
—
—
0,2
0,1
Другие
элементы
Ванадий
0,15 min
—

Железо
8
д
н
О
Таблица 7
Материалы для изготовления седел клапанов
Марка
материала
Stellit Nr. 6
Eatonite
Chrorn-Moly-
bdan hart
Cl
Sparta —
Steel
SAE 71360
Sil XB
VSM
Хром
27,0
29,0
3,0
5,2
3,5
21,0
3,0
Никель
—
39,0
—
—
—
—
—
Углерод
1,25
2,40
2,20
1,00
0,55
0,75
0,65
Химический состав в
ад
к
к
О)
о.
2,7
1,0 max
1,8
0,4
0,2
2,0
1,0

Марганец
—
—
0,6
0,5
0,3 max
0,4
0,6

Молибден
—
—
3,5
1,3
—
—
5,0

Вольфрам
4,0
15,0
—
—
14,0
—
—
Уо
Кобальт
63,0
10,0
—
—
—
—
Другие
элементы
—
—
—

Ванадий 0,4
__
—
Железо
2,0
8,0 max
CD
о
к
Осталь
Структура,
магнитность
Нежелезны й-
сплав;

немагнитный
Литье;
магнитный
Феррит или.
мартенсит;
магнитный
Таблица 8
Материалы для наплавки клапанов и седел клапанов (нежелезные сплавы, немагнитные)
Марка материала
Stellit Nr. 6
Stellit F
Eatonite
X-782
Nichrom
(Brightrag)
о
a,
X
27,0
24.0
29,0
26,0
20,0

Никель
24,0
39,0

Остальное

Остальное

Углерод
1,25
1,60
2,4
2,00
0,20
Химический состав

Кремний
2,7
1,30
1,0 max
0,4
0,3 max

Марганец
0,3
-—
0,5 max
0,8


либден
—
—
—
—
» в %
В ольф-
рам
4,0
12,5
15,0
9,0
—

Кобальт
63,0
37,0
10,0
1,0 max
—
ДРУ-
гие

элементы
—
—
—
—

Железо
2,0
0,7
8,0 max
40,0 max
1,0 max.
57

нов, а также их наплавки (обозначения материалов соответствуют
обозначениям, принятым в США и Англии).
Привод распределительного вала. Привод распределительного вала
осуществляется с помощью шестеренчатой или цепной передачи. При
шестеренчатой передаче шестерня коленчатого вала изготовляется из стали или
отливается из специального чугуна. Шестерня распределительного вала
изготовляется из бакелита или аналогичного
материала. В последнее время шестерни
распределительного вала штампуют из специальных
алюминиевых сплавов. Шестеренчатая
передача к распределительному валу работает
в условиях значительных нагрузок,
вызываемых крутильными колебаниями
коленчатого и распределительного валов. Для
обеспечения бесшумности ее работы можно
рекомендовать такие конструктивные меры, как
увеличение ширины зубьев, уменьшение
шага, применение косозубых шестерен,
тщательный выбор радиального зазора,
обеспечение минимального осевого зазора,
применение шестерен, изготовленных из
звукопоглощающих материалов. Минимальная ширина
зубьев должна составлять 3t, где t — шаг
зубчатого зацепления в мм. Величина щага
определяется по известной формуле t = %т,
где т — модуль зубчатого зацепления,
выбираемый в пределах от 2 до 3.
^При нижнем расположении клапанов
всегда достаточно иметь две шестерни.
При цепной передаче необходимо
применение натяжного механизма (фиг. 64).
У двигателей с верхним расположением клапанов преимущественно
применяется цепная передача с использованием 2—4-рядной цепи. На фиг. 65
показаны различные схемы цепного привода распределительного вала.
Фиг. 64. Цепной привод
распределительного вала с натяжным
механизмом.
Фиг. 65. Различные схемы цепного привода распределительного вала.
Возникновение колебаний предупреждается соответствующим
натяжением цепи. Цепную передачу применяют также при верхнем расположении
распределительного вала (фиг. 66).
На фиг. 67 показаны цепная передача для привода распределительного
вала V-образного двигателя De Soto, которая не имеет натяжного механизма,
и рациональная конструкция привода топливного насоса.
Впервые для привода верхнего распределительного вала цепная передача была
применена фирмой AJS в 1927 г. по патенту Weller. С 1934 г. цепной привод стал применяться
фирмой Levis; конструктивной особенностью этого привода являлось применение подвижной
направляющей, служащей для предотвращения возникновения колебаний в передаче.
Направляющая позволяла цепи принимать естественное положение, определяющееся действующими
ьна цепь внутренними и внешними силами.
58

Другим типом привода верхнего распределительного вала является
передача с помощью двух пар конических шестерен и вертикального вала
о
'Фиг. 66. Цепной привод при верх- Фиг. 67. Цепной привод V-образного восьми-
нем расположении
распределительного вала.
цилиндрового двигателя De So to:
1 — шестерня коленчатого вала; 2 — цепь; 3 —
шестерня распределительного вала; 4 — кулачок
привода топливного насоса; 5 — рычаг привода
топливного насоса; 6 — топливный насос.
(фиг. 68). Передачу с вертикальным валом наиболее целесообразно размещать
в задней части двигателя (со стороны маховика) с тем, чтобы ослабить влияние
крутильных колебаний и обеспечить
достаточно места для размещения вспомогательных
агрегатов: водяного насоса, генератора и др.
Бесшумность конической передачи
достигается применением зацепления по Глиссону.
На фиг. 43, а показан привод верхнего
распределительного вала при помощи шестерен
с винтовыми зубьями, работа которых
бесшумна. Однако в случае применения
винтовой передачи возникают трудности при
наличии крутильных колебаний; кроме того,
при слишком больших зазорах в передаче
нарушаются фазы газораспределения.
Распределительный вал изготовляется из
цементуемой стали. К нему предъявляются
требования достаточной прочности и
жесткости по отношению к изгибу и крутильным
колебаниям. Распределительный вал должен
иметь надежные опоры, причем наиболее
рационально применение подшипников
скольжения.
Диаметр подшипников целесообразно
выбирать таким образом, ч?обы обеспечить
возможность съема распределительного вала
вместе с кулачками. Наилучшим
материалом для подшипников распределительного вала является чугун.
На ряде серийных двигателей применяются распределительные валы,
отлитые из специального легированного чугуна.
59
Фиг. 68. Вертикальный вал для
привода верхнего
распределительного вала.

К литым распределительным валам предъявляются следующие требования: высокие
жесткость, износостойкость, усталостная прочность и способность к демпфированию. На
основании исследований зависимости между временным сопротивлением и пределом
выносливости можно считать, что чугун с временным сопротивлением 35 и 49 кг/мм2 имеет предел
выносливости соответственно 17,5 и 21 кг/мм2. Чувствительность к концентраторам
напряжений у чугуна значительно меньше, чем у стали. Для никельмолибденового чугуна было
установлено, что концентраторы напряжений вызывают снижение предела выносливости
на 10%. Исследования демпфирующих свойств различных материалов показали, что сплавы
с высокими демпфирующими свойствами менее чувствительны к влиянию поверхностных
концентраторов напряжений или к резким изменениям сечений. Поэтому вал,
изготовленный из чугуна с высокими демпфирующими свойствами, оказался более прочным и долга
вечным.
Выполнение указанных выше требований обеспечивается при различных способах отливки
распределительных валов. Высокая прочность и вязкость достигаются плавкой с перегревом
в электрической печи. Такие чугуны содержат небольшое количество углерода и имеют
легирующие присадки.
Известны три различных метода литья распределительных валов. Химический состав
чугуна в каждом случае является различным.
По первому способу отливка распределительного вала производится в земляную форму
с установкой кокилей в тех местах, где требуется повышенная твердость. Благодаря установке
кокилей образуется слой отбеленного чугуна, обладающего высокой износостойкостью.
Толщина этого слоя зависит от содержания в чугуне хрома и никеля. Обе присадки повышают
твердость слоя. Вследствие медленного охлаждения в песчаной форме обработка шеек,
шестерни привода вала распределителя и т. д. не представляет затруднений. При достаточно
низком содержании углерода и соответствующем содержании легирующих элементов
поверхности кулачков имеют сопротивление разрыву 42 кг!мм2, сопротивление сжатию 105 кг/см2
и твердость Hbj& 300. Типичный химический состав чугуна литого распределительного,
вала следующий (в %):
Углерод (общее содержание) 2,80
Кремний 2,00
Никель 0,75
Хром 0,20
Молибден 0,75
По второму способу отливка распределительного вала так же производится в земляную
форму. В этом случае применяется чугун с легирующими присадками, обеспечивающими
твердость литой детали Нв& 300. Химический состав такого чугуна характеризуется
следующими данными: 2,25—2,50% углерода (общее содержание); 1,00—1,50% кремния; 3—4%
никеля, а также по возможности небольшие присадки хрома или молибдена. Для
механической обработки валы отпускаются, а затем вновь подвергаются закалке до твердости #в> 400.
При третьем способе используется машина для непрерывного литья. Состав чугуна
и условия литья выбираются так, чтобы отливка поступала из форм с тонким слоем
кокильного железа. Для обеспечения возможности механической обработки отдельных частей вала
в соответствующих местах формы устанавливаются стержни. Благодаря этому охлаждение
замедляется и чугун превращается в серый чугун. Твердость обрабатываемых частей вала
Нв = 250 ч- 300; твердость поверхностей кулачков значительно выше.
Химический состав чугуна литого распределительного вала (в %) и его твердость
следующие:
Кремний 0,90—1,10
Углерод 3,30—3,65
Марганец 0,15—0,35
Хром 0,25 max
Сера 0,1 max
Фосфор 0,1 max
Твердость поверхности кулачков Нв > 420
Твердость поверхности шеек Нв > 210
Кованый распределительный вал, подвергающийся поверхностной закалке
с помощью токов высокой частоты, должен иметь твердость поверхности
кулачков, щеек и шестерен HRc > 53.
На фиг. 69 показана хорошо отработанная конструкция привода и опор
распределительного вала V-образного восьмицилиндрового двигателя Stude-
baker. В передней части распределительного вала имеется специальный
кулачок для привода топливного насоса, установленного в верхней части двига-
60

теля. Шестеренчатый привод распределителя и масляного насоса размещен
с задней стороны двигателя. На переднем конце распределительного вала
установлен упорный подшипник со специальной шайбой.
Фиг. 69. Привод и опоры распределительного вала V-образного
восьмицилиндрового двигателя Studebaker.
Поршневая группа
Назначение и требования к конструкции поршневой группы. Поршневая
группа автомобильного двигателя представляет собой узел, который
выполняет функции собственно поршня, являющегося подвижным и уплотняющим
элементом рабочей полости цилиндра, и крейцкопфа, являющегося
направляющим элементом для обеспечения прямолинейного движения поршня.
Вследствие этого поршень автомобильного двигателя должен не только
перемещаться в цилиндре в условиях повышенных температур и переменных
боковых нагрузок, но также в какой-то мере обеспечивать отвод тепла и
регулирование циркуляции смазочного масла. Из перечисленных выше функций
вытекают многочисленные, частично противоречивые требования к
конструкции и материалу поршня. Поэтому наиболее рациональное конструктивное
решение, которое в окончательной форме обычно устанавливается на основе
проведения экспериментов, в каждом конкретном случае может оказаться
весьма различным. В табл. 9 показана зависимость между условиями работы
и требованиями, предъявляемыми к поршню, а также указаны пути
выполнения этих требований.
Основные конструктивные элементы поршня. Из требований,
вытекающих из условий эксплуатации различных автомобильных двигателей,
следует, что для изготовления поршней наиболее целесообразно применять
алюминиевые сплавы. Поршни из серого чугуна применяются только при
61

Таблица 9>
Условия работы и требования к конструкции поршня
Условия работы
Требования
к поршню
Пути выполнения требований
конструкция
материал
Механическая
нагрузка:
а) на днище порш- '
ня до 40 кг!см2
(двигатель с
принудительным зажиганием) и до
80 кг/см2 (двигатель
с воспламенением от
сжатия);
б) на юбку поршня
4—6 кг/см2;
в) на бобышки
поршневого пальца
300—500 кг/см2
Температура:
а) газов в камере
сгорания до 2500° С;
б) днища поршня —
до 450° С (серый
чугун) и 250—400° С
(алюминиевый сплав)
Инерционные
нагрузки вследствие

возвратно-поступательного движения
масс поршня и
шатуна при
повышенных числах оборотов
(средняя скорость
поршня до 14 м/сек)
Трение скольжения
в канавках для
поршневых колец, юбки
поршня и в
бобышках поршневого
кольца частично в
условиях недостаточной
смазки
Знакопеременная
боковая нагрузка
Высокая
статическая и
динамическая прочность
Сохранение
прочности при
повышенных
температурах
(показатели:
поверхностная твердость при
повышенных
температурах; предел
ползучести).
Высокая
теплопроводность (в целях
понижения
температуры)
Малый вес (для
снижения
инерционных нагрузок)
Малый
коэффициент трения,
высокая
износостойкость
(определяющая срок службы)
отсутствие
склонности к задирам
Бесшумность
(отсутствие стуков
как при холодном,
так и при горячем
двигателе);
соответствие теплового
расширения
поршня и цилиндра
Достаточная
толщина стенок,
жесткость
конструкции, равномерное
распределение
напряжений
Достаточные
площади сечений
на пути теплового
потока;
охлаждающие ребра
Облегчение
конструкции при
максимальном
использовании материала
Достаточная
площадь
трущихся поверхностей,
равномерное
распределение
нагрузки при всех
режимах работы
Зазор в
соответствии с
ходовой посадкой по
DIN. Поршень с
инварными
вставками; поршень со
вставками типа
Аи1:о1ептик;эллип
тическая юбка
поршня; разрезная
юбка; смещение
поршневого пальца
Литье из
улучшаемых алюминиевых:
сплавов; литье из
серого чугуна. При
повышенных
требованиях — ковка из%
улучшаемых
алюминиевых сплавов
То же
Литые поршни из.
серого чугуна и
кованые поршни из
алюминиевых сплавов
обладают большей
жаростойкостью. Лучшей
теплопроводностью
обладают сплавы
А1—Си и
эвтектические сплавы Al—Si
(> 0,3 кал/смсек°С)
Магниевые сплавы
(электрон);
алюминиевые сплавы, особенна
с эвтектическим и за-
эвтектическим
содержанием кремния
Сплавы А1—Си;
сплавы Al—Si; серый
чугун; покрытие
боковой поверхности,
поршня оловом,
свинцом; графитизация
или оксидирование
Малый
коэффициент линейного
расширения: серый чугун;
эвтектические или,
еше лучше, заэвтек-
тические сплавы
Al—Si (большие
тепловые деформации
вызывают стук,
повышенный ИЗНОС ИЛИ)
задиры)
62

низкой тепловой напряженности поршня (например, при масляном
охлаждении поршня). Поэтому рассматриваемые ниже конструктивные данные
относятся главным образом к поршням, изготовленным из легких сплавов.
Днище поршня изготовляется большей частью плоским или слегка
выпуклым. Минимальная толщина днища принимается равной (0,07—0,12)D,
где D —диаметр цилиндра. Толщина днища увеличивается по мере
удаления от его середины. Переход от днища к поясу, несущему поршневые кольца,
выполняется плавным, что повышает жесткость корпуса и улучшает условия
теплоотвода от днища поршня. Толщина выпуклого днища, а также днища,
снабженного ребрами для улучшения охлаждения или увеличения прочности,
может приниматься меньшей; однако наличие ребер увеличивает
температурные напряжения в материале поршня.
Пояс поршневых колец обеспечивает уплотнение камеры
сгорания. Ширина пояса поршневых колец выбирается в зависимости от
необходимого числа и высоты колец. В двигателях с принудительным зажиганием
устанавливаются 2—3 компрессионных кольца, в двигателях с воспламенением
от сжатия 3—4; в двигателях обоих типов обычно имеются 1—2 маслосъемных
кольца. Ширину перемычек между поршневыми кольцами уменьшают по мере
удаления от днища в соответствии с падением температур поршня и
снижением давления газов.
Юбка поршня является направляющей при движении поршня
в цилиндре. Она обеспечивает также передачу стенкам цилиндра боковой
силы, возникающей при отклонении шатуна от вертикального положения.
Размеры юбки выбираются таким образом, чтобы среднее удельное давление
поршня на стенки цилиндра не превышало 4—6 кг/см2. Перекос поршня
при изменении направления действия боковой силы ограничивается или
полностью предотвращается выбором соответствующей длины поршня. Это
весьма важно для обеспечения плавности работы и уменьшения износа всех
трущихся поверхностей поршня.
. Выбор положения поршневого пальца должен удовлетворять ряду
требований. С одной стороны, для обеспечения равномерного распределения
нагрузки на боковую поверхность поршня палец следует размещать в сере:
дин е высоты направляющей части. С другой стороны, для устранения появления
инерционного крутящего момента при изменении направления действия
боковой силы поршневой палец необходимо располагать в центре тяжести поршня.
Оба эти требования практически несовместимы. В отдельности они на
практике также не выполняются, так как положение поршневого пальца
определяется из соображений уменьшения общей высоты двигателя. Для этого ось.
поршневого пальца размещают как можно выше, однако с учетом наличия
над ней достаточной величины несущей поверхности юбки. В целях
улучшения плавности работы нередко применяется смещение оси поршневого пальца
по отношению к оси цилиндра на величину (0,02—0,03) D в направлении
нагруженной стороны поршня.
Бобышки поршневого пальца обеспечивают передачу
усилия, направленного вдоль оси поршня, от поршня к поршневому пальцу.
Соединение бобышек с юбкой должно обеспечивать равномерное
распределение боковых сил. Расстояние между бобышками определяется шириной
верхней головки шатуна; при этом для получения максимальной жесткости
поршня оно должно выбираться возможно меньшим.
В табл. 10 приведены основные конструктивные соотношения элементов
поршня.
Поршневые зазоры. Торцовый зазор между канавкой поршня и
поршневым кольцом выбирается в пределах 0,015—0,040 мм, что обеспечивает
возможность свободного перемещения в канавках, но предотвращает
возможность разработки канавок с последующим увеличением интенсивности износа
вследствие перекоса колец. Для верхних поршневых колец во избежание
их пригорания и потери уплотняющей способности величину зазора
увеличивают до 0,12 мм (в особенности у двигателей с воспламенением от сжатия)
63

Таблица 10
Основные конструктивные соотношения элементов корпуса поршня
(D — диаметр поршня)
Параметры
Карбюраторные двигатели
Дизели
Пояс поршневых колец:
расстояние от днища до канавки
верхнего кольца
ширина верхней перемычки между
канавками
ширина нижней перемычки между
канавками
высота компрессионного кольца . .
Расстояние от днища до сси пальца
Расстояние между бобышками . . .
Длина юбки
Длина поршня
(0,06—0,09) D
(0,04—0,06) D
(0,025—0,04) D
2—3 мм
(0,05—0,7) D
(0,35—0,5) D
(0,75—1,0)1)
(1,0-1,4) D
Двигатели мотоциклов
и гоночных автомобилей!
(0,9—1,2) D
(0,10—0,18) D
(0,04—0,06) D
(0,025—0,045) D
3—4 мм
(0,55—0,85) D
(0,35—0,5) D
(0,85—1,15) D
(1,2— U)D
Радиальный зазор между поясом поршневых колец и стенками цилиндра
выбирается с учетом величины коэффициента линейного расширения
материала и рабочих температур поршня таким образом, чтобы в прогретом
состоянии в обычном двигателе был бы незначительный натяг, а в форсированном
двигателе он отсутствовал бы.
Монтажный зазор между юбкой поршня и стенками цилиндра выполняют
по возможности минимально увеличенным по сравнению с зазором при
прогретом двигателе, вследствие чего достигается большая плавность
движения поршня при различных режимах работы двигателя. В случае
изготовления поршней из легких сплавов, характеризующихся большим
коэффициентом линейного расширения, некоторое снижение монтажного зазора между
поршнем и стенками цилиндра может быть достигнуто только путем
осуществления специальных конструктивных мероприятий.
Рабочие температуры поршней, определяющие выбор зазоров,
представлены на фиг. 72. Ориентировочные значения монтажных зазоров для поршней
характерных типов и случаев их применения приведены в табл. 11.
Способ установки поршневого пальца в бобышках оказывает большое
влияние на плавность работы поршня, а также на износ пальца и бобышек.
Устаревшим способом является закрепление пальца в головке шатуна. При
этой конструктивной схеме палец должен иметь возможность свободного
движения в бобышках также и при холодном поршне. Поэтому при монтаже
применяется плотная посадка с зазором, равным 0,025—0,040% от диаметра
поршне*вого пальца.
Наиболее часто применяется плавающая установка пальца. В этом
случае при монтаже применяется посадка с натягом в пределах 0,015—0,025%
от диаметра поршневого пальца. При малом диаметре поршневого пальца
и тонкостенных бобышках такой натяг соответствует плотной посадке; при
температуре 20° С палец может быть легко введен от руки. При больших
размерах и жесткой конструкции поршня для установки пальца требуется
сильное нажатие рукой или предварительный нагрев поршня до 40—60° С
(напряженная посадка). При прогреве поршня до рабочей температуры,
вследствие большего теплового расширения поршня из легкого сплава
по сравнению со стальным пальцем, натяг исчезает и посадка становится
скользящей.
64

Таблица 11
Ориентировочные значения монтажных зазоров между поршнем и стенками цилиндра
(в долях диаметра цилиндра D) х
Конструкция поршня
Тип двигателя
Охлаждение
Материал поршня
Монтажный зазор
между поршнем и
стенками цилиндра
в плоскости (фиг.
70, а—в)
Л
В
с
D
Е
Трубчатый поршень
1
Карбюр атор ный,
четырехтактный

Водяное

Воздушное

Водяное
Алюминиевый сплав
3,5
2,3
0,6
0,6
2,0
4,0
2,8
0,6
0,6
2,2
3,5
2,3
0,9
0,7
1,9

Воздушное
Серый
чугун
3,0
1,2
0,9
0,7
1,9
Поршень со сплошной
юбкой

Карбюраторный,
двухтактный

Водяное

Воздушное
Дизель

Водяное


душное
Алюминиевый сплав
3,4
1,9
1,6
0,7
1,1
3,8
2,2
1,8
0,8
1,2
4,5
2,5
2,2
1,4
1,8
5,5
3,0
2,5
1,6
2,0
1 Данные, приведенные в таблице, увеличены в 1000 раз. Прим. ред.
Вес поршня. Масса поршневой группы составляет основную долю
возвратно-поступательно движущихся масс двигателя. Так как величина этих
масс оказывает большое влияние на нагрузку подшипников, следует
стремиться к снижению веса поршневой группы, особенно у быстроходных
двигателей. Для изготовления легких поршней необходимы материалы с низким-
удельным весом при достаточной жаропрочности.
• При сопоставлении весовых показателей поршней целесообразно
пользоваться удельными весами, представляющими собой отношение веса поршня
к объему, равному D3 в см3, что соответствует объему цилиндра с
диаметром D и высотой 1,274D.
Удельные веса поршней G/D3 в двигателях различных типов при
использовании наиболее распространенных материалов приведены в табл. 12.
Таблица 12
Удельные веса поршней двигателей различных типов
Материал
Магниевые
сплавы (электрон)
Алюминиевые
сплавы
Серый чугун
Тип двигателей
Карбюраторные
Карбюраторные, четырехтактные
Карбюраторные, двухтактные
Дизели, четырехтактные
Дизели, двухтактные
Карбюраторные
Дизели, четырехтактные
Дизели, двухтактные
G
-qT в г/см3
0,4—0,55
0,5—0,8
0,8—1,0
0,9—1,4
1,4—2,0
1,0—1,6
1,2—1,8
1,6-2,4
5 Бюссиен 644
65

Конструкции поршней
1—
в)
Конструктивные формы поршней чрезвычайно разнообразны. В
дальнейшем рассматриваются только основные конструкции поршней,
наиболее распространенные в двигателестроении.
Поршень со стальными
вставками. Основной иелью
многочисленных изобретений и
предложений в области
конструирования поршней является
уменьшение значительного
теплового расширения поршней,
изготовленных из алюминиевых
сплавов. Первым успешным
решением этой задачи явился
поршень с инварными
вставками.
В указанном поршне
соединение бобышек с юбкой из
алюминиевого сплава
осуществляется с помощью вставок
из инварной стали,
содержащей около 35% никеля и
имеющей весьма низкий
коэффициент линейного расширения.
Инварные вставки настолько
уменьшают тепловое
расширение в направлении передачи
бокового усилия, что зазор
между юбкой поршня и
стенками цилиндра при холодном
и прогретом двигателе остается
практически одинаковым.
Поршень типа Autothermik
(фиг. 70, а) также обладает
хорошими эксплуатационными
качествами, однако это
достигается с помощью более
простых средств. В этом поршне
между бобышками и юбкой
залиты вставки изнелегированнои
стали. Вместе со стенками из
алюминиевого сплава вставки
образуют биметаллические
элементы, которые, деформируясь
при нагреве, придают юбке
овальную форму, вследствие
чего компенсируется тепловое
расширение поршня в
направлении передачи бокового
усилия. Стальные вставки
устанавливают, как правило, в
верхней и нижней частях бобышек;
в некоторых случаях применяют
стальные вставки, расположенные только в верхней или только в нижней
части бобышек, что дает хорошие результаты при особо легких поршнях.
Поршни типа Autothermik применяются преимущественно в
автомобильных двигателях с принудительным зажиганием, при конструировании кото-
66
г)
1
1
,1
1
ж)
Фиг. 70. Различные конструкции поршней:
а — поршень типа Autothermik; б и д — трубчатые
поршни; в — поршень со сплошной юбкой; г — поршень
со сплошной юбкой типа Autothermik; e — поршень
с юбкой, имеющей Т-образный разрез; ж — поршень
с юбкой, имеющей U-образный разрез.

рых придается большое значение обеспечению плавности работы и большого
срока службы (Opel-Kapitan, Opel-Olympia, Opel-Blitz, Mercedes-Benz
170V и 170S, Dodge, Nash, Packard, Ford, Chevrolet).
Поршни типа Autothermik с цилиндрической юбкой (фиг. 70, г)
представляют собой дальнейшее развитие конструкции, описанной выше.
Благодаря наличию цилиндрической юбки, обладающей большей прочностью,
поршни этого типа могут применяться не только для четырехтактных, но и для
двухтактных двигателей с принудительным зажиганием, а также для
двигателей с воспламенением от сжатия. Эти поршни, применяющиеся с 1950 г.,
устанавливаются на двигателях автомобилей Volkswagen, Ford- Taunus,
Mercedes 220 и 300, мотоциклетном двигателе Хорекс и др.
В других конструкциях поршней с регулируемым тепловым расширением
юбки применяются стальные зубчатые дугообразные сегменты (поршень
Debelac), стальные проволочные кольца (поршень Thompson) или зубчатые
кольца, штампованные из листовой стали.
Трубчатый поршень. Трубчатый поршень имеет поперечную прорезь
между головкой и юбкой поршня. Вследствие этого значительная термическая
деформация более высоко нагретой головки также приводит к овализации
юбки, хотя и в несколько меньшей степени, чем у поршней типа Autothermik.
Наличие усиливающих ребер, широко расставленных по отношению к
середине днища поршня, снижает деформации днища и пояса поршневых колец.
Трубчатые поршни (фиг. 70, б и д), в особенности изготовленные из заэвтек-
тических сплавов Al — Si при использовании сравнительно простых методов
окончательной механической обработки юбки, устанавливаются с малым
зазором, характеризуются небольшим весом и могут применяться в легких
быстроходных двигателях с принудительным зажиганием.
Поршень с разрезной юбкой. В ряде конструкций поршней термические
деформации частично компенсируются за счет эластичности юбки.
Необходимая для этого эластичность юбки обеспечивается с помощью продольных,
несколько наклоненных прорезей в юбке, соединяющихся в верхней части
с поперечной прорезью между головкой и юбкой поршня. Поршни с
разрезной юбкой просты по конструкции и дешевы в изготовлении. Однако ввиду
склонности разрезных элементов несущей поверхности поршня к
остаточным деформациям выбор размеров этих поршней требует особой
тщательности. Широко распространенная ранее конструкция типа Schlitzmantel
в настоящее время применяется редко. Наибольшим распространением
для умеренно форсированных двигателей легковых автомобилей
пользуются поршни с Т-образной (фиг. 70, е) или U-образной (фиг. 70, ж)
прорезью.
Поршень со сплошной юбкой. В условиях высокой механической и тер-
мической напряженности используются поршни со сплошной юбкой
(фиг. 70, я), в которых тепловой и силовой потоки не прерываются прорезями.
Плавность работы таких поршней ухудшается вследствие относительно более
высокого теплового расширения юбки и связанной с этим необходимости
применения больших монтажных зазоров. Однако этот недостаток может быть
устранен путем придания соответствующей формы корпусу поршня. Поршни
со сплошной юбкой, как правило, устанавливаются на двигатели с
воспламенением от сжатия грузовых автомобилей, а также на двигатели спортивных
и гоночных автомобилей. При особенно тяжелых условиях работы высокую
надежность обеспечивают кованые поршни со сплошной юбкой,
характеризующиеся однородностью, высоким пределом выносливости и вязкостью
материала.
Поршни двухтактных двигателей. Поршни двухтактных двигателей
должны надежно уплотнять не только камеру сгорания, но и окна в цилиндре
двигателя. Поэтому средства для уменьшения теплового расширения юбки,
используемые для поршней четырехтактных двигателей, в данном случае
могут иметь лишь ограниченное применение. Для двухтактных двигателей
применяются поршни простой и жесткой конструкции, изготовляемые
5* 67

преимущественно из материалов с низким коэффициентом линейного
расширения, как, например, алюминиевые сплавы 138 и 244 Mahle.
Составной поршень. При высоких рабочих температурах пояса
поршневых колец, что характерно для двигателей с воспламенением от сжатия,
усиленно разрабатываются канавки для поршневых колец. Этому
способствует усиленный износ канавок вследствие проникновения пыли, песка и т. д.
при неблагоприятных условиях эксплуатации. В результате действия
указанных выше факторов долговечность канавок для поршневых колец поршней,
изготовленных из легких сплавов, может оказаться недостаточной. В таких
случаях рекомендуется применять составные поршни. Корпус составного
поршня изготовляется из алюминиевого сплава, в который заливается
специальный пояс для поршневых колец. Это кольцо изготовляется из
специальных сортов чугуна. Вследствие действия сил сцепления между металлом и при
соответствующем выборе формы и материала кольца, крепление его в поршне
может быть достаточно надежным и долговечным.
Чугунный поршень. Чугунные поршни ранее имели широкое
распространение во всех отраслях двигателестроения. Однако затем они были почти
полностью вытеснены более совершенными поршнями из легких сплавов.
Несмотря на разработку высококачественных сортов чугуна, близких по своим
качествам к стали и позволивших значительно снизить вес поршня, чугунные
поршни в автомобильных двигателях применяются весьма ограниченно.
Чугунные поршни применяются в поршневых компрессорах, где
использованию поршней из легких сплавов препятствует коррозия. Далее, они
применяются в стационарных и тракторных двигателях с воспламенением от
сжатия, характеризующихся низкой термической и механической
напряженностью.
Чугунные поршни могут применяться также в двухтактных двигателях
с воспламенением от сжатия, к поршням которых не предъявляются
повышенные требования в отношении веса поршня. В этом случае для снижения
температуры поршня необходимо масляное охлаждение. Для обеспечения
необходимой надежности при значительных термических деформациях
в качестве материала для изготовления поршней двухтактных двигателей
используется более вязкий ковкий чугун или модифицированный серый
чугун.
Алюминиевые сплавы, применяемые для изготовления поршней.
Алюминий в чистом виде не пригоден в качестве материала для изготовления
поршней, так как он является слишком мягким, недостаточно прочным и
износостойким. Поэтому были разработаны алюминиевые сплавы, отвечающие
специальным требованиям, предъявляемым к материалам для поршней.
При низком удельном весе алюминиевые сплавы характеризуются
достаточной прочностью при высоких рабочих температурах, высокой
износостойкостью, хорошей теплопроводностью и в большинстве случаев низким
коэффициентом линейного расширения.
По признаку основной легирующей присадки алюминиевые сплавы
образуют две группы:
Сплавы с основной присадкой кремния (силумины)
1. Эвтектические сплавы с содержанием 11—14% кремния и небольшими
присадками меди, никеля, магния и других металлов. К этой группе
алюминиевых сплавов, имеющих наибольшее распространение в двигателестроении,
относятся сплавы Mahle 124, KS 1275, Nural 132 и Lo-Ex.
2, Заэвтектические сплавы с содержанием 17—25% кремния и небольшими
присадками меди, никеля, магния, хрома, марганца, железа и других
металлов. К этой группе относятся алюминиевые сплавы Mahle 138, Mahle 244,
KS 280, Nural 1761.
Сплавы с основной присадкой меди
1. Сплавы с содержанием 10% меди и небольшими присадками других
металлов., главным образом магния. Эти сплавы, как, например, Mahle 101,
Вола!Не Ч(США), почти не применяются.

Основные виды материалов для изготовления поршней (по данным фирмы Mahle)
Таблица 13
Показатель
Вид материала
Л1—Si 12—Си—Ni
(эвтектический)
Al-Si 18—Си—Ni
(заэвтектический)
А1—Si 24—Си—Ni
(заэвтектический)
Al_Cu-Ni
Серый чугун
Марки материала
Основной металл
Основная присадка
Другие присадки
Область применения
Характерные
качества
Mahle 124
12% кремния
1% меди, 1% никеля,
1% магния
Стандартный сплав
для изготовления
поршней любого типа
двигателей внутреннего
сгорания
Небольшой
коэффициент линейного
расширения, высокая
прочность и
износостойкость, хорошая прира-
батываемость, высокая
теплопроводность,
низкий удельный вес
Mahle 138
Mahle 244
Алюминий
18% кремния
24% кремния
1% меди, 1% никеля, 1% магния, а также
небольшие количества марганца, кобальта, хрома
и других металлов
Специальные сплавы для изготовления поршней
двухтактных двигателей и двигателей с
воздушным охлаждением
Малый коэффициент
линейного расширения,
очень хорошие
антифрикционные качества,
низкий удельный вес
Весьма малый
коэффициент линейного
расширения, наилучшие
антифрикционные
качества, высокая
поверхностная твердость при
повышенных
температурах, низкий
удельный вес
Mahle Y
4% меди
2% никеля,
ния
,5% маг-
Специальный сплав
для изготовления
поршней двигателей с
воспламенением от сжатия
при высокой тепловой
напряженности поршня
Высокая
жаропрочность, наивысшая
теплопроводность
Железо
3,2% углерода
2,бо/о
кремния,
0,7% марганца
Для изготовления
поршней тихоходных
двигателей при
умеренной напряженности
поршня
Весьма малый
коэффициент линейного
расширения, наивысшая
износостойкость,
низкая теплопроводность,
большой удельный вес

Таблица 14
Основные физические и механические свойства материалов для изготовления
поршней (ориентировочные осредненные данные)
Показатель
Марки сплава и способ изготовления поршня
Mahle 124
Mahle 138
О ni
Mahle
244
Mahle Y
О CQ (
Серый
чугун
О CQ
Удельный вес в г/сл*3 ....
Коэффициент
теплопроводности в кал/см сек град
Коэффициент линейного
расширения (Х'106
Показатель износостойкости
(сравнительный износ по
отношению к износу сплава
Mahle 124)
Твердость по Бринелю в кг/'мм2
при:
20° С
200° С
300°С
Предел прочности в кг/мм2
при:
20° С
300° С
Относительное удлинение в %
при:
20° С
300° С
Предел выносливости в кг/мм2
при:
20°С
300°С
Модуль упругости в кг/мм2
2,68
0,32
21
1,0
105
95
35
23
12
8,5
5
7500
2,70
0,34
21
1,0
110
95
32
36
14
13,5
9,5
7500
2,67
0,27
18,5
0,9
105
95
37
20
10
0,5
1
5
7700
2,68
0,30
18,5
0,9
115
95
33
28
13
10
9
7700
2,65
0,25
17,5
0,8
105
95
40
18
10
0,5
1
8
8
8000
2,80
0,34
23,5
НО
100
32
25
11
0,7
6
7
4,5
6800
2,82
0,36
23,5
1,1
125
100
30
37
16
7
14
12
10
6800
7,3
0,12
11
0,6
200
200
170
22
20
0,1
ОД
9,5
8,5
10 500
1 Кованые поршни являются более прочными и вязкими, чем литые. Их применяют
в форсированных двигателях с воспламенением от сжатия и в специальных двигателях.
2. Сплавы с пониженным содержанием меди и присадкой никеля. Основ
ным представителем данной группы является сплав Y, содержащий 4% меди,
2% никеля и 1,5% магния и характеризующийся высокой жаропрочностью.
Наряду с другими аналогичными сплавами, этот сплав применяется для
изготовления поршней, работающих в особо тяжелых условиях.
Изготовление поршней. Наиболее распространенным способом
производства заготовок поршней из алюминиевых сплавов является литье в кокиль.
При соответствующем выборе стержня и формы литье в кокиль допускает
большое разнообразие форм поршней, а также позволяет производить заливку
стальных вставок. Для уменьшения износа у высоконапряженных поршней
двигателей грузовых автомобилей могут быть залиты также вставные пояса
поршневых колец из серого чугуна или из легированного серого чугуна
с повышенным коэффициентом линейного расширения (нирезист).
Литье в песок применяется только при изготовлении чугунных поршней
или при индивидуальном изготовлении поршней больших размеров из легких
сплавов.
Штамповка поршней из легких сплавов обеспечивает значительно более
высокую и равномерную прочность по сравнению с литьем, однако стоимость
кованых поршней выше, чем литых. Кованые поршни применяются вфорси-
70

рованных двигателях грузовых, гоночных и спортивных автомобилей, а также
в некоторых двигателях легковых автомобилей высшего класса.
Термообработка поршней. Почти все поршни из легких сплавов, в
зависимости от их состава и способа изготовления, подвергаются одно- или
многоступенчатой термообработке (улучшению). Термообработка приводит к
значительной твердости и прочности большинства легких сплавов. Кроме того,
благодаря термообработке устраняются остаточные изменения объема (рост)
и коробление, которые имеют место при нагреве поршня до рабочих
температур.
Механическая обработка. Механическая обработка поршней большей
частью производится на специальных станках. Эффект от применения
высококачественного материала и выбора рациональной конструкции поршня может
быть получен только при обеспечении высокой точности обработки и высокой
чистоты поверхности. При обработке всех трущихся поверхностей
необходимо применять несколько переходов. После предварительного
обтачивания наружных поверхностей (или сверления отверстий в бобышках)
применяются следующие способы окончательной обработки:
Днище поршня \
Наружная поверхность пояса псршневых колец J — чистовое обтачивание
Канавки для поршневых колец I
Наружная поверхность юбки—окончательное шлифование (обычно конусное
и овальное) или алмазное обтачивание (особенно при сферическо-овальной форме)
Гнездо поршневого пальца — алмазное обтачивание или чистовое обтачивание
с помощью резцов из твердых сплавов, лапинг-процесс или протяжка.
Допуски на изготовление составляют, как правило, около 0,01 мм; допуск
Ьа изготовление отверстия для поршневого пальца большей частью еще
меньше и составляет до 0,002 мм (при этом используется метод подбора).
Защитные покрытия поршней. Современные материалы и способы
окончательной обработки поршней обеспечивают высокую износостойкость
и хорошие антифрикционные качества. Тем не менее определенные
преимущества в процессе приработки, а также в неблагоприятных эксплуатационных
условиях (сухое трение после частых пусков холодного двигателя,
периодическая перегрузка, недостаточная смазка) дает применение защитных
покрытий юбок поршней со специальными антифрикционными качествами. С этой
целью уже в течение длительного времени применяются различные виды
защитных покрытий поршней.
Покрытия из мягких металлов. Тонкие покрытия из олова, свинца,
а также кадмия на поршнях из алюминиевого сплава (наносимые по
способам, разработанным фирмой Mahle), а также на чугунных поршнях
(наносимые гальваническим способом), ускоряют сглаживание поверхностей в
процессе приработки и предотвращают заедание поршней при неблагоприятных
условиях смазки, особенно при пуске холодного двигателя. Для поршней
с повышенной рабочей температурой (двухтактные двигатели, двигатели
с воздушным охлаждением) рекомендуется применять свинцовые покрытия
ввиду более высокой температуры плавления свинца по сравнению
с оловом.
Графитные покрытия. По способу Grafal (фирма Mahle) графит,
обладающий хорошими антифрикционными кечествами и способный удерживать
масло, с помощью специальных связывающих средств наносится на трущиеся
поверхности поршня. Графитный защитный слой облегчает приработку
и благодаря большей толщине более эффективно предотвращает заедание
поршней при пуске холодного двигателя или перегрузке, чем покрытия
из мягких металлов. Кроме того, графитный слой задерживает небольшие
частицы, загрязняющие масло, и тем самым обезвреживает их. Графитовые
покрытия применяются преимущественно для поршней больших размеров.
71

Поршневые кольца
Ферма и размеры. Назначением поршневых колец является уплотнение
камеры сгорания (компрессионные кольца), а также съем со стенок цилиндра
и возвращение в картер излишнего масла (маслосъемные кольца).
Компрессионные кольца имеют прямоугольное поперечное сечение.
Высота колец составляет обычно 2—4 мм, толщина колец (радиальная),
как правило, составляет 1/26—1/22 диаметра цилиндра. Для обеспечения
необходимого среднего радиального давления на стенку цилиндра, равного
1,2—2,2 кг/см2, поршневым кольцам обычно придается форма незамкнутого
пружинного кольца. Разрез замка поршневого кольца обычно делают прямым,
иногда косым, расположенным под углом менее 45° по отношению к
продольной оси. Зазор в замке при свободном состоянии кольца выбирается в
пределах (0,10—0,15) D, где D—
диаметр цилиндра. Величина зазора
в замке при сжатом кольце должна
быть такой, чтобы не происходило
заклинивания его вследствие
теплового расширения.
Под компрессионными
кольцами располагается обычно одно
маслосъемное кольцо; иногда под
Фиг. 71. Конструкция маслосъемных колец. НИМ ИЛИ В нижней части юбки
устанавливают второе
маслосъемное кольцо. Толщина (радиальная) и зазор в замке маслосъемного кольца
выбираются такими же, как и у компрессионных колец. Высота масло-
съемного кольца обычно больше высоты компрессионного (4—7 мм). При
нормальной конструкции маслосъемного кольца в середине цилиндрической
боковой поверхности имеется канавка, из которой с помощью круглых
сверленых или прямоугольных профрезерованных отверстий масло отводится
через соответствующие отверстия на дне канавки во внутреннюю полость
поршня (фиг. 71, а). При ограничении высоты поршня применяются масло-
съемные кольца, имеющие на трущейся поверхности только одну скоблящую»
кромку, с помощью которой масло отводится в расположенные под кольцом
отверстия в теле поршня (фиг. 71, б и в).
Материалы и изготовление. Высококачественные поршневые кольца,
как правило, изготовляются путем индивидуальной отливки из серого чугуна
специальных сортов мелкокристаллической структуры с твердостью Нв —
= 220 ч- 240, обладающих высокой износостойкостью. При использовании
менее распространенного способа изготовления колец из цилиндрических
отливок (маслот) наилучшие качества колец получаются в случае
применения центробежного литья.
Характерная структура доброкачественной отливки поршневого кольца;
следующая:
Графит — мелкопластинчатый, неэвтектический.
Основной материал— перлитно-сорбитная структура при отсутствии или
небольшом содержании феррита.
Фосфидная эвтектика — густая, мелкая сетка.
При круглой отливке некруглая форма кольца, соответствующая его
свободному состоянию, придается разжатой заготовке путем термической
обработки.
Более высокая жаростойкость кольца и точность выполнения его формы,
имеют место при некруглой отливке, соответствующей форме кольца в
свободном состоянии. В этом случае механическая обработка отливки
производится по копиру. Способ получения кольца некруглой формы,
соответствующей его свободному состоянию, путем ударного воздействия на внутреннюю
поверхность круглой заготовки почти не применяется. Эксплуатационные
72

свойства колец в значительной мере зависят от качества их изготовления.
Рабочая поверхность кольца подвергается чистовому обтачиванию (это дает
лучшее уплотнение после приработки по сравнению со шлифованием); для
обработки торцовых плоскостей применяется шлифование или лапинг-про-
цесс.
Значительное уменьшение износа поршневых колец и цилиндра
достигается путем хромирования рабочей поверхности первого компрессионного
кольца. Для ускорения приработки применяются лужение, фосфатирование
или оксидирование рабочей поверхности колец.
Поршневой палец
Поршневой палец, служащий для передачи усилия от поршня к криво-
шипно-шатунному механизму, подвергается воздействию значительных
изгибающих нагрузок. При трубчатой форме пальца, широко применяемой для
уменьшения его веса, возникает также дополнительная нагрузка пальца'
вследствие овализации его поперечного сечения. Относительно медленное
скольжение пальца по опорным поверхностям поршня и верхней головки
шатуна наблюдается в условиях высоких удельных давлений (обычно 300—
500 кг/см2) и недостаточной смазки. Поэтому наружная поверхность пальца-
должна обладать высокой твердостью и износостойкостью.
Высокий предел выносливости и поверхностную твердость при
достаточной вязкости имеет ряд легированных улучшаемых сталей. Однако эти стали
очень дороги и при их механической обработке возникают трудности. По этим
причинам поршневые пальцы, как правило, изготовляются из
нелегированных или малолегированных сталей, которые после улучшения обладают
достаточной прочностью без появления хрупкости. Необходимая твердость
рабочей поверхности пальца достигается путем цементации или
азотирования. Наличие закаленного слоя умеренной толщины вследствие
возникновения в нем внутренних напряжений повышает предел выносливости пальца;
срок службы пальца уменьшается, если площадь закаленного слоя
превышает 25—30% от всей площади поперечного сечения. Качество
поверхностной закалки и характер термообработки нередко в большей степени влияют
на срок службы поршневого пальца, чем различия в номинальной прочности
стали различных сортов. Поэтому данные по механическим свойствам
материалов для поршневых пальцев (табл. 15) следует рассматривать лишь как
основу для ориентировочного сравнения различных материалов.
На практике основные размеры поршневых пальцев выбирают в
зависимости от диаметра поршня D:
ВеруМШй диаметр пальца .
Внутренний диаметр пальца
Карбюраторные
двигатели
0,28D
0,20D
Дизели
0,35D
0,20D
Механическая обработка пальца должна обеспечивать высокую чистоту
наружной поверхности (это достигается применением окончательного
шлифования, а затем лапинг-процесса), точное соблюдение круглой формы
поперечного сечения, равномерность толщины стенок и высокое качество отверстий.
В случае применения плавающей конструкции предохранение пальца
от осевого перемещения достигается с помощью заглушек или пружинных
замков, ©-ходящих в выточки у краев бобышек поршня.
Втулка верхней головки шатуна
Нормальная работа поршневой группы в значительной степени зависит
от правильности конструкции подшипника поршневого пальца в верхней
головке шатуна. На основании указанных выше особенностей работы
поршневого пальца при конструировании подшипника следует предусматривать
сравнительно малые зазоры, а также учитывать возможность упругих
73

Таблица 15
Группа стали
Цементуемая сталь
по DIN 1666
Азотируемая сталь
по нормали 850-47
Марка стали
Новое

обозначение
С 15
15 Сг 3
16 МпСг 5
31 CrMoV 9
32 AlCrMo 4
Прежнее

обозначение
StC 1661
ЕС 60
ЕС 80
N 54
Krupp
FPK 13
Krupp
Стали для поршневых
Предел прочности *
в кг/см2
При
толщине
2 мм
>69
>77
>95
>95
>80
При
толщине
5 мм
>66
>74
>93
>95
>80
При
толщине
10 мм
> 60
>70
>90
>95
>80-
пальцев
Предел выносливости *
в кг/см2
При
толщине
2 мм
>34
>38
>45
>45
>40
При
толщине
5 мм
>32
>36
>44
>45
>40
При
толщине
10 мм
>30
>34
>43
>45
>40
Твердость
поверхностная
По Рок-
веллу,
шкала С 3
58—63
58—63
58—63
(62)
(67)
По Вик-
керсу *
Г670—780)
(670—780)
(670—780)
Около 750
Около 900
Область применения
Умеренные нагрузки,
пальцы малого диаметра,
карбюраторные двигатели
Повышенные нагрузки,
дизели (серийные)
Высокие нагрузки;
дизели (форсированные)
Весьма высокие нагрузки,
двигатели гоночных
автомобилей
Высокие нагрузки при
наибольшей требуемой
твердости поверхности
1 Минимальные ориентировочные значения для сердцевины после закалки, полученные путем экстраполяции данных по DIN 1666.
2 Ориентировочные значения, полученные путем расчета с помощью соотношения: предел выносливости равен 0,25 (предел текучести + предел
прочности) + 5 кг/мм2.
3 Общепринятый метод испытаний для цементованных слоев толщиной более 0,5 мм.
4 Общепринятый метод испытаний для цементованных слоев толщиной менее 0,5 мм и для азотированных пальцев. Соответствующие
сравнительные значения твердости поверхности приведены в скобках.

деформаций и некоторого перекоса пальца. Причинами, которые могут
вызывать перекос пальца, являются производственные допуски на наклон
отверстий для поршневого пальца в поршне, непараллельность осей головок
шатуна, а также упругие деформации коленчатого вала. Поэтому следует
иметь в виду, что на втулку верхней головки шатуна, как и на втулки
бобышек поршня, действует не только расчетное удельное давление, но
и значительные давления, возникающие вследствие перекосов.
Втулка верхней головки шатуна, а также втулки бобышек поршней
устанавливают путем запрессовки и создания разницы температур (горячая
посадка). Связанные с этим нарушения правильности геометрической формы
втулки устраняются путем окончательной обработки отверстия после
запрессовки. Нагрев головки шатуна до рабочих температур, как правило,
приводит к дополнительному сужению отверстия, что по возможности следует
предотвращать, проводя термообработку после запрессовки. В том случае,
когда такая термообработка не проводится, необходимо применять для
изготовления втулок материалы, обеспечивающие нормальную работу трущейся
пары при малых зазорах. Такие материалы должны работать в условиях
высоких удельных давлений, а также нагрузок, возникающих вследствие
перекоса пальца, и обладать низким коэффициентом трения, высокой
износостойкостью и высоким пределом текучести. Предел текучести находится
в определенной связи с поверхностной твердостью материала. Однако
практический опыт показывает, что при высокой твердости податливость и
приспособляемость материала втулки по отношению к перекосам оказывается
недостаточной. Поэтому при наличии значительных перекосов в качестве
материала для втулок верхней головки шатуна не рекомендуется
использовать бронзы, которые обычно считаются наиболее подходящим материалом
для высоконапряженных подшипников скольжения. Втулки верхней головки
шатуна следует отливать, так как в этом случае улучшаются
антифрикционные' качества в условиях недостаточной смазки.
В четырехтактных двигателях с принудительным зажиганием наилучшим
материалом для изготовления втулок верхней головки шатуна является
свинцовистая бронза, содержащая 4—7% олова, 8—10% свинца, а также
небольшие количества специальных присадок для повышения твердости.
Поверхностная твердость такой втулки Нв = 70 ч- 95. В двухтактных
двигателях с принудительным зажиганием, ввиду неблагоприятных условий
смазки, в ряде случаев оказывается целесообразным увеличение содержания
свинца примерно до 14%, что снижает поверхностную твердость втулки
до Нв = 55 -*- 70.
При высоких удельных давлениях, которые обычно возникают в
двигателях с воспламенением от сжатия, рекомендуется применять литые втулки
с повышенной поверхностной твердостью, изготовляемые из бронзы,
содержащей 8—14% олова и, при необходимости, присадки свинца, никеля и
других элементов. Поверхностная твердость такой втулки Нв =■ 80 -ч- 100.
В качестве материала для втулки верхней головки шатуна можно также
использовать поршневые сплавы, как, например, Mahle 124 (имея в виду
аналогичные условия работы отверстий для поршневого пальца в бобышках
поршня). Однако, как показывает опыт, при применении таких втулок
предъявляются большие требования к качеству монтажа и окончательной
обработки втулки. При этом развертывание отверстий применять не следует.
Температура поршня
Температура поршня зависит, с одной стороны, от количества тепла,
подводимого к поршню из камеры сгорания, а с другой — от суммарного
сопротивления переходу тепла на его пути от днища поршня через пояс
поршневых колец и юбку к стенкам цилиндра и далее к охлаждающей жидкости.
При этом в поршне устанавливается определенный перепад температур,
соответствующий интенсивности теплового потока.
75

Дизель
Границы
Тип
процесса
Верхняя
Предна-
мерный
Нижняя

Непосредственный
дпрыск
500
Карбюраторный двигатель
ьоо
300 200
100
Фиг. 72. Температуры поршня при полной нагрузке:
/ — алюминиевый поршень; 2 — чугунный поршень.
t°C нгм
300
80
60
U0
20
200
-28
27
26
25
2k
23
22
80{
60
чО
_.
■""""'
•*
^—■
1000
1500
2000 п о6/Мин
3^7
60
40
20
200
2k
20
16
12
Y
у
У'
У
1
***
—<
7= COnst
300
280
260
240
220
200
кгм Не л с
28т 80
26
40 50 60 70 80 fi мм3/ход
6)
60
'
«——
.■in-*
/7- COnst
В — const
J
\мк
26
31
6)
36
Фиг. 73. Изменение
температуры поршня в
зависимости от режима работы
двигателя.
76

С увеличением пути отвода тепла и количества подводимого тепла
температура середины днища поршня возрастает. На фиг. 72 приведена диаграмма
распределения температур днища и юбки поршней двигателей с
принудительным зажиганием и воспламенением от сжатия. Увеличение тепловой нагрузки
на поршень выражается в повышении уровня температурных кривых.
Распределение температур в поршнях двигателей с воспламенением от сжатия,
подвергающихся воздействию характерных для двигателей этого типа
факелов пламени, соответствует веерообразному расположению этих факелов.
Кроме максимальных значений температур, представляет интерес также
исследование зависимости температур поршней от параметров режима работы
двигателя, т. е. числа оборотов мощности (подача топлива на цикл,
положение дроссельной заслонки) и характера протекания сгорания (опережение
впрыска, опережение зажигания). Результаты таких исследований показаны
на фиг. 73. На фиг. 73, а показана зависимость мощности, крутящего момента
и температуры в одной определенной точке днища поршня двигателя с
воспламенением от сжатия от числа оборотов коленчатого вала. Тесная связь
между мощностью двигателя и температурой поршня отчетливо проявляется
в идентичном характере протекания соответствующих кривых. Аналогичные
зависимости имеют место также и в двигателях с принудительным
зажиганием.
На фиг. 73, б показано изменение тех же параметров в зависимости
от величины подачи р топлива на цикл (положения дроссельной заслонки),
а на фиг. 73, в — в зависимости от угла 0 опережения впрыска (зажигания)
при постоянном числе оборотов коленчатого вала. Как видно из фиг. 73, в,
увеличение угла опережения впрыска (зажигания) приводит к повышению
температуры поршня без наличия явно выраженного максимума кривой.
В то же время мощность двигателя при определенном (наивыгоднейшем)
значении угла опережения впрыска (зажигания) достигает максимального
значения, после чего дальнейшее увеличение угла опережения впрыска
(зажигания) вновь приводит к падению мощности. Уменьшение эффективной
мощности двигателя имеет место после того, как опережение впрыска
становится большим, чем задержка воспламенения. В этом случае сгорание
начинается слишком рано, что приводит к увеличению отрицательной работы
и уменьшению к. п. д. цикла. При этом все температуры двигателя, включая
температуру поршня, возрастают.
Цилиндры из легких сплавов
Преимуществом применения легких (особенно алюминиевых) сплавов
для изготовления цилиндров по сравнению с серым чугуном является их
примерно втрое большая теплопроводность. Кроме того, одинаковый коэффициент
линейного расширения цилиндра и поршня дает возможность выбора
значительно меньших монтажных зазоров, вследствие чего создаются особенно
благоприятные условия для работы трущихся поверхностей. Все это
определяет целесообразность применения цилиндров из легких сплавов для
улучшения охлаждения двигателей, характеризующихся высокой тепловой
напряженностью. Цилиндры из легких сплавов устанавливаются на ряде серийных
автомобильных двигателей. Преимуществами хромированных цилиндров
из легких сплавов является высокая поверхностная твердость и коррозионная
«стойкость хромированного зеркала цилиндра. Благодаря этому механический
и коррозионный износ цилиндра резко уменьшается; другим преимуществом
наличия хромированного слоя является малый коэффициент трения.
Испытания хромированных цилиндров проводились главным образом на двух-
и четырехтактных двигателях с воздушным охлаждением, для которых
характерна высокая тепловая напряженность и в которых трудно обеспечить
отвод тепла. Проведенные многочисленные стендовые и дорожные испытания
с общим пробегом более 1 млн. км подтвердили преимущества хромированных
цилиндров из легких сплавов по сравнению с чугунными цилиндрами.
77

Вполне успешно может использоваться более простой и дешевый способ
хромирования юбки поршня, работающего в неармированном цилиндре из
алюминиевого сплава.
Фиг. 74 иллюстрирует следующие преимущества применения цилиндров
из алюминиевого сплава по сравнению с чугунными цилиндрами:
1. Более низкая температура
цилиндра из легкого сплава дает
возможность увеличить тепловую
нагрузку двигателя. При одинаковой
детонационной стойкости бензина
степень сжатия двигателя с
цилиндрами из легкого сплава может быть
повышена по сравнению со степенью
сжатия двигателя с чугунными
цилиндрами на 10% без внесения
существенных изменений в конструкцию
двигателя. Такое повышение степени
сжатия дает возможность улучшить.
NPnr. I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—П мощностные показатели двигателя
на 7%.
2. Одновременно с повышением
мощности уменьшается удельный
расход топлива.
3. Величина зазора между
поршнем и цилиндром из алюминиевого»
сплава может быть уменьшена вдвое
по сравнению с зазором для
чугунного цилиндра.
4. Износ хромированного цилин-
3000 п об/мин. дра из легкого сплава значительна
меньше, чем износ цилиндра из
серого чугуна. Износ поршневых колец
в хромированном цилиндре из
легкого сплава составляет лишь 1/3—1/6t
нормального износа поршневых
колец в цилиндре из серого
чугуна.
5. Меньший вес цилиндров из легкого сплава по сравнению с цилиндрами
из серого чугуна позволяет заметно снизить общий вес двигателя.
*елс
26
22
де<
28С
■24 С
i
ч.
/
s
—
-
/
\
\
1
M
<
\
L
)
^—■
2
.—
—•
Фиг. 74. Основные показатели и
температуры цилиндра четырехтактного двигателя
с воздушным охлаждением при различном
материале цилиндра:
/ — чугунный цилиндр с нормальной степенью
сжатия; 2 — цилиндр из алюминиевого сплава
с повышенной степенью сжатия
Кривошипно-шатунный механизм
Коленчатый вал
Коленчатый вал представляет собой одну из наиболее ответственных
и напряженных деталей двигателя. Основными требованиями к
конструкции коленчатого вала являются достаточная прочность, жесткость и отсутствие
резонанса колебаний. Критические числа оборотов вала должны лежать
за пределами рабочего скоростного диапазона. Вал должен быть полностью'
статически и динамически уравновешен, что особенно важно для двигателей
с повышенными числами оборотов. Для уменьшения амплитуды колебаний
вала, особенно крутильных колебаний, вал должен иметь соответствующие
гасители.
Конструкция коленчатого вала многоцилиндрового двигателя, наиболее
полно отвечающего перечисленным выше требованиям, характеризуется
наличием двух коренных шеек у каждой шатунной шейки, достаточными
размерами шеек и щек вала и полной уравновешенностью, достигаемой
с помощью противовесов. Стоимость механической обработки такого вала
78

является высокой; однако это окупается, так как вал, изготовленный таким
образом, обладает следующими преимуществами: отсутствуют вибрации,
обеспечивается бесшумная работа двигателя, а также повышается
долговечность подшипников. К сожалению, весьма часто наблюдаются попытки
нерационального уменьшения числа коренных подшипников коленчатых валов
многоцилиндровых двигателей.
Коленчатые валы для четырехцилиндровых двигателей малой и средней
мощности, как правило, имеют три коренных подшипника; коленчатые валы
с двумя и четырьмя коренными подшипниками встречаются редко.
Коленчатые валы четырехцилиндровых двигателей большой мощности должны
обязательно иметь пять коренных подшипников; в противном случае при высоких
числах оборотов и больших давлениях конца сгорания вследствие
значительного расстояния между опорами возникают поперечные колебания вала,.
Фиг. 75. Коленчатый вал шестицилиндрового двигателя.
которые резко снижают долговечность подшипников. Кроме того, четырех-
цилиндровый двигатель с пятиопорным коленчатым валом является менее
шумным.
Изложенные выше общие соображения соответственно применимы к
конструированию коленчатых валов шести- и восьмицилиндровых двигателей.
В этих двигателях используются четырех- и пятиопорные коленчатые валы;
однако наилучшими являются соответственно семи- и девятиопорные валы.
Для восьмицилиндрового двигателя с V-образным расположением
цилиндров достаточен трехопорный коленчатый вал, однако, используют и четырех-
опорные валы.
Особое внимание должно уделяться уравновешенности коленчатого вала,
что обеспечивается тщательной балансировкой вала на специальных станках.
Балансировка вала должна выполняться с большой точностью.
Центробежные силы, которые нагружают при высоких скоростях
вращения все элементы коленчатого вала и приводят к возникновению поперечных
колебаний, должны уравновешиваться с помощью противовесов.
Противовесы с соответствующей массой крепятся к продолженным в сторону
коренных подшипников щекам коленчатого вала. При расчете противовеса
учитываются вес колена кривошипа, включая щеки, и шатунная головка шатуна,
включая вкладыши. Полноопорные коленчатые валы не создают каких-либо
конструктивных или практических трудностей при их уравновешивании.
Уравновешивание коленчатых валов с уменьшенным числом опор является
более сложным.
На фиг. 75 показан уравновешенный коленчатый вал шестицилиндрового
двигателя с четырьмя коренными подшипниками; на фиг. 76 —
уравновешенный восьмиопорный коленчатый вал V-образного двенадцатицилиндрового
двигателя; на фиг. 77 — коленчатый вал V-образного восьмицилиндрового
двигателя с углом развала между цилиндрами, .равным 90°. Колена вала
смещены на 90°, как это показано на фиг. 79, /с. Вал является полностью
уравновешенным и свободным от резонанса колебаний.
На фиг. 78 показан литой коленчатый вал V-образного
восьмицилиндрового двигателя Ford. Смещение колен и порядок работы цилиндров
соответствуют наивыгоднейшей форме коленчатого вала, при которой отсутствуют
силы и моменты сил инерции второго порядка; в то же время центробежные
силы вращающихся масс и моменты сил инерции первого порядка масс,.
79

движущихся возвратно-поступательно, полностью уравновешиваются с
помощью противовесов. Коленчатый вал отлит как одно целое с противовесами.
■ Увеличение веса коленчатого вала за счет противовесов полностью
компенсируется экономией в весе вследствие облегчения вала, так как отсутствуют
Фиг. 76. Коленчатый вал V-образного двенадцатицилиндрового двигателя.
центробежные силы. Кроме того, при той же степени неравномерности работы
двигателя может быть уменьшен вес маховика.
На фиг. 79 показаны типичные схемы коленчатых валов двигателей с
рядным и V-образным расположением цилиндров.
Фиг. 77. Коленчатый вал V-образного восьмицилиндрового двигателя.
Коленчатый вал по схеме а (фиг. 79) представляет собой двухопорный
коленчатый вал для четырехцилиндрового двигателя. Эту схему можно
применять только для двигателей малой мощности при тщательной балансировке
Фиг. 78. Литой коленчатый вал V-образного восьмицилиндрового двигателя.
вала и использовании самоустанавливающихся шарикоподшипников, чтобы
предотвратить разрушительное действие поперечных колебаний. Шейки
и щеки вала должны быть значительно усилены.
По схеме б выполняются трехопорные валы четырехцилиндровых
двигателей, получившие наибольшее распространение. Щеки вала используются
в качестве противовесов, как это показано на фиг. 80. На фиг. 39 и 42
изображены конструкции коленчатых валов, откованных как одно целое с
противовесами, что является наиболее рациональным. Противовесы иногда выпол-
80

/-4
/ 6 ?т6 / 6
и 5 £',>-;-<, г j~^ 5
г)
f-ь
\в с в\
Я 2 3 Т 5 а
й 8U LAD Е F б 7
2 3
Фиг. 79. Схемы коленчатых валов двигателей с рядным и V-образным
расположением цилиндров:
а — четырехцилиндровый двухопорный; б — то же трехопорный; в — шести-
цилиидровый трехопорный; г — то же четырехопорный; д —
четырехцилиндровый пятиопорный, е — шестицилиндровый семиопорный; ж —
восьмицилиндровый девятиопорный; з — восьмицилиндровый девятиопорный,
неблагоприятное расположение колен вала; и и к — восьмицилиндровый с V-образным
расположением цилиндров трехопорный.
Фиг. 80. Коленчатый вал с противовесами четырехцилиндровсго
двигателя.
Бюссиен 644
81

няются в качестве отдельных деталей, которые должны быть надежно
прикреплены к щекам вала.
Коленчатый вал по схеме д представляет собой пятиопорный коленчатый
вал для четырехцилиндрового двигателя. Щеки этого вала целесообразно
выполнять круглой формы, что обеспечивает наилучшее уравновешивание*
Такие валы в небольших количествах могут изготовляться из материала круг-
Фиг. 81. Коленчатый вал шестицилиндрового двигателя с "круглыми щеками.
лого профиля путем одной только механической обработки, без
использования ковки. Поэтому пятиопорные валы применяются, несмотря на их
повышенную стоимость. Коленчатый вал такого типа, но для шестицилиндрового
двигателя, показан на фиг. 81. Коленчатые валы для шестицилиндровых
двигателей выполняются по схемам в, г и е.
Коленчатые валы по схемам б и г выполняются с противовесами на щеках
вала; при этом следует иметь в виду, что длинные щеки вала, связывающие
шатунные подшипники, должны
выполняться с изломом или
наклонными (см. фиг. 29). Щеки
коленчатого вала для
шестицилиндрового двигателя по схеме е также
целесообразно выполнять круглой
формы (фиг. 81j.
Наиболее совершенным
коленчатым валом для восьмицилиндро-
вого рядн-ого двигателя является
вал, выполненный по схеме ж.
Этот вал образован путем
последовательного соединения двух
коленчатых валов для
четырехцилиндрового двигателя. Однако
такие валы почти не применяются,
так как они дают
неуравновешенные опрокидывающие моменты,
вызывающие появление шумов
в шасси автомобиля.
Коленчатые валы для
двигателей с V-образным расположением
цилиндров, выполненные по
схемам и и /с, аналогичны соответствующим валам для двигателей с
половинным числом цилиндров, т. е. коленчатый вал восьмицилиндрового двигателя
соответствует коленчатому валу четырехцилиндрового двигателя,
коленчатый вал двенадцатицилиндрового двигателя — коленчатому валу
шестицилиндрового двигателя и т. д. По другой схеме (схема к) выполнен только
коленчатый вал восьмицилиндрового двигателя.
Коленчатый вал для шестицилиндрового двигателя с V-образным
расположением цилиндров (по три цилиндра в каждом блоке) имеет три шатунные
шейки, смещенные под углом 120°; угол развала между цилиндрами
составляет 120°.
Схемы коленчатых валов для двигателей с горизонтальным
расположением цилиндров изображены на фиг. 82. В основном они соответствуют
82
Фиг. 82. Схемы коленчатых валов двигателей
с горизонтальным расположением цилиндров:
а — четырехцилиндровый; б — то же трехопорный;
в — восьмицилиндровый трехопорный (смещение под
углом 90°); г — то же пятиопорный (смещение под
углом 270°); д — двенадцатицилиндровый трех-,
четырех- или семиопорный (смещение под углом 120°);
е — то же (смещение под углом 60°).

схемам коленчатых валов для двигателэй с рядным расположением
цилиндров.
При использовании подшипников качения в качестве шатунных и коренных
подшипников посадочные места должны подвергаться закалке. Коленчатый вал выполняется
составным из отдельных элементов, которые могут быть легче подвергнуты закалке. На фиг. 83
и 84 показана конструкция составного коленчатого вала типа Hirth и его элементов. Как видно
из фиг. 83, щеки 1 вала типа Hirth снабжены торцовыми коническими шлицами 2, которые
сочленяются с соответствующими шлицами закаленной цапфы шатунного подшипника.
Соединение цапфы со щеками осуществляется с помощью болта 3 и гайки 4, которая закрепляется.
В другой конструкции вала соединение цапфы со щеками производится с помсщью болта
(фиг. 84), имеющего две резьбы с различным углом, но с одинаковым направлением подъема
(болт с дифференциальной резьбой). Такие болты обеспечивают чрезвычайно прочное
соединение и никогда не могут отвернуться. Для отвертывания такого болта необходимо
значительно большее усилие, чем для завертывания.
Фиг. 83. Составной коленчатый вал типа Hirth.
Фиг. 84. Составной коленчатый вал
типа Hirth с дифференциальным болтовым
соединением.
Соединение щек и цапф составных коленчатых валов производится также
путем запрессовки.
Ввиду возможных деформаций картера все похшипники коленчатого вала
должны иметь специальные зазоры, величина которых устанавливается с
учетом длины и температуры картера. Заедание коленчатого вала в
подшипниках приводит к их выплавлению. Один из крайних коренных подшипников
должен обеспечивать фиксацию коленчатого вала от осевых перемещений;
с этой целью в направлении действия усилия при выключении сцепления
иногда устанавливается упорный шарикоподшипник.
Для обеспечения равномерности работы коленчатый вал должен обладать
большой жесткостью. Кроме того, часто на переднем конце коленчатого вала
располагают гаситель молекулярного трения; масса этого гасителя
соединяется с коленчатым валом при помощи резиновых втулок, поглощающих
энергию крутильных колебаний вала (см. фиг. 29, 48 и 69). Большая
жесткость коленчатого вала достигается с помощью следующих конструктивных
мер:
1. Большие диаметры d шатунных и коренных шеек (фиг. 85). В случае
необходимости для обеспечения возможности монтажа шатуна с поршнем
через цилиндр нижняя головка шатуна выполняется с наклонной плоскостью
разъема (см. фиг. 48). Наблюдаемая в настоящее время тенденция к коротко-
ходности благоприятствует такой конструкции вала.
2. Перекрытие поперечных сечений шатунных и коренных шеек (т. е.
увеличение размера О).
3. Щеки с большими размерами A, W и t. Овальные щеки лучше, чем приз-,
матические.
6* 8а

4. Устранение концентрации напряжений в отдельных сечениях путем
соответствующего выбора формы вала, что возможно только при литом вале.
5. Большой радиус перехода R.
6. Надежное присоединение противовесов с большими радиусами
перехода.
7. Скругление каналов для подвода смазки при выходе на поверхность
подшипников. При литых коленчатых валах с полыми шейками для каналов
могут быть предусмотрены соответствующие приливы. При кованых
коленчатых валах необходимо особенно тщательно выбирать расположение каналов
для смазки.
К материалам для коленчатых валов предъявляются следующие
требования: высокий предел выносливости, высокая поверхностная твердость
шеек, хорошая обрабатываемость, включая изготовление заготовки.
Фиг. 85. Конструктивные
формы коленчатых валов.
Применяемые сорта стали:
а) улучшаемая сталь с присадками хрома и никеля, примерно
соответствующая стали VCN15 согласно DIN; временное сопротивление до 120 кг/см2;
б) марганцовистая сталь (США) со следующим химическим составом:
0,35—0,40% углерода; 0,70—0,90% марганца; 0,07—0,15% кремния; 0,03%
(не более) фосфора; 0,05% (не более) серы;
в) специальная улучшаемая хромомолибденовая сталь, подвергающаяся
закалке по способу Doppel — Duro. В табл. 16 приведены средние
показатели механических свойств стали марки BSF-Duro после термообработки.
Таблица 16
Механические свойства стали BSF-Duro после
Вид термообработки
Отжиг
Улучшение (1-я ступень)
Улучшение (2-я ступень)
Предел
текучести
в кг/мм2
50—60
60—75
70-85
Предел
прочности
в кг/мм2
65—70
80—90
90—100

Удлинение l—bd
в %
23—19
19—16
17—15
термообработки

Удлинение l=\0d
в %
16—13
13—11
12—10
Сужение
в %
65—55
65-65
60-50
Ударная
вязкость
в кгм/см2
17
15
12
Поверхностная твердость составляет 70—80 по Шору, что примерно
соответствует HRc = 45-4-22 или пределу прочности 200—210 кг/мм2.
В сердцевине предел прочности равен 80—100 км/мм2. Закалке
подвергаются только шейки вала; щеки остаются незакаленными.
Основной причиной использования литых коленчатых валов является
сокращение числа операций при механической обработке. При переходе
от кованых коленчатых валов к литым число операций механической обра-
84

ботки сокращается с 62/до 54. Отпадает холодная правка готовых или
термически обработанных коленчатых валов, так как литые коленчатые валы
не изменяют своей формы при термообработке. Коробление или деформация
отливок валов неизбежно приводит к браку, так как припуск на механическую
обработку литых коленчатых валов составляет лишь 0,8 мм.
Химический состав материала для литых коленчатых валов: 1,25—
1,40% углерода; 0,50—0,60% марганца; 1,90—2,10% кремния; 2,50—
2,75% меди;.0,35—0,40% хрома; 0,10% (не более) фосфора; 0,06% (не более)
серы.
Таким образом, указанный материал представляет собой хромокремни-
стую литую сталь с высоким содержанием углерода и меди. Сырьем для
изготовления этого материала служит стальной лом (40%); остальное составляют
легирующие присадки, переплавляемый материал и чугун в чушках.
Чугунный лом не применяется. Непосредственно перед разливом каждой плавки
с помощью оптического пирометра проверяют точность поддержания
заданной температуры. Каждый разливочный ковш используется для заливки
трех литейных форм; каждая форма рассчитана на четыре коленчатых вала,
образующих общий слиток.
После литья литейные формы в целях охлаждения на некоторое время
оставляют на конвейере. Затем удаляют формовочную землю и обследуют
отливки. Последующая термообработка для снятия внутренних напряжений
проводится в следующем порядке:
1. Нагрев до 900° С в течение 20 мин.
2. Охлаждение до 540° С в течение 1 ч. 30 м.
3. Нагрев до 760° С в течение 9 мин.
4. Медленное охлаждение до 370° С в течение примерно 2 час.
5. Охлаждение на воздухе до температуры помещения.
После отливки коленчатый вал имеет твердость Нв = 340 ч- 360; после
отжига твердость готового коленчатого вала снижается до Нв = 286 -г- 321;
в среднем Нв = 300.
Литые коленчатые валы в течение ряда лет успешно применяются рядом
фирм. Химический состав и основные механические свойства некоторых сор-'
тов стали для литых коленчатых валов приведены в табл. 17.
Таблица 17
Химический состав и основные механические свойства некоторых
Марка стали
Proferall ЗХ
Caterpillar
Frankite
ер од
2
>>
2,40-
2,80
2,95—
3,05
2,75—
3,00
ель
К
X
1,00—
1,20
1,50—
1,60
1,50—
1,00
для литых коленчатых валов
ганец
о.
0,80—
1.20
0,70—
0,80
—
Химический состав в %
ибден
ч
о
1,00—
1,20
0,75-
0 85
0 75—
0,50
иний
2,25—
2,75
2,00-
2,10
1,90—
2,30
%
о
о.
X
—
—
_
—
—
о.
и
<0,10
0,06—
0 08
<0,08
сортов стали
фор
и
О
е
<0,15
0,05
0 07
<0,20
^ 3
О S ^
U к со
42,0—
56,0
35,0
35,0
я
it
265—
320
260—
280
230—
280
Литые коленчатые валы, изготовляемые из материала «Chromol» (Англия),
имеют следующий химический состав: 3,15—3,35% углерода; 1,70—
1,95% кремния; 0,60—0,85% марганца; 0,30—0,50% хрома; 1,00—
1,35% молибдена; 0,10% (не более) серы; 0,10% (не более) фосфора.
Твердость по Бринелю Нв =241 ч- 280. Валы допускают использование
стандартных вкладышей подшипников, залитых оловянистым баббитом. Эти
валы не пригодны для дизелей.
85

Уравнсвешивание вращающихся масс и колебания
В настоящем разделе рассматриваются только вопросы расчета
инерционных сил.
Методика расчета ускорений и сил инерции в кривошипно-шатунном
механизме приводится в курсах механики. Для определения сил инерции
поступательно движущихся масс в в. м. т. и н. м. т., отнесенных к 1 см2
площади поршня, может быть использована следующая формула:
т
30
где п — число оборотов коленчатого вала;
т0 — масса поршня, поршневого пальца,
поршневых колец и половина массы шатуна;
R — радиус кривошипа;
Х= j — отношение радиуса кривошипа к длине
шатуна.
Так как автомобильные двигатели имеют весьма
высокие числа оборотов, то вес поступательно
движущихся деталей должен быть минимальным.
Наибольшая экономия в весе
может быть получена за счет
поршня. Изменение сил
инерции по ходу поршня при
различных числах оборотов
коленчатого вала показано
на фиг. 86.
Мгновенная скорость поршня v
в зависимости от угла поворота
коленчатого вала f выражается
формулой
Н м т
Фиг. 86. Силы инерции
Средняя скорость поршня
кг/см*
( D = 80 мм, S = 130 мм,
v = Ro> f
sin
+ _1_
sin 2?
где со = — угловая скорость
вращения коленчатого вала.
Sn
30
или Rсо == 1,57 сп
Мгновенное ускорение поршня / в зависимости от угла поворота коленчатого вала
выражается формулой
/ =-
( cos f + A cos 2cp).
Дезаксиальный кривошипно-шатунный механизм применяется весьма
редко и только у двигателей с постоянным направлением вращения.
Преимуществом такого механизма является уменьшение нормального давления
порншя на стенку цилиндра, вследствие чего уменьшаются потери на трение
и улучшается механический к. п. д. двигателя. По данным R. Bussien при
дезаксиале, равном 0,257?, мощность двигателя возрастает на 2%.
Изменение сил инерции и равномерности вращения при обычной величине
смещения является недостаточным для того, чтобы оказать практически
заметное влияние на работу двигателя. На практике применяется смещение
в пределах (0,05—0,2)7?, что соответствует 4—8 мм. Величина смещения
цпределяется допустимой величиной прорези в цилиндре для прохода шатуна.
При этом следует иметь в виду, что поршневые кольца не должны
соприкасаться с прорезью.
86

Изменение смещения приводит к увеличению хода поршня, а именно,
при дезаксиале 0,25R
# =0,995-f-
При другой величине смещения ход поршня подсчитывается по формуле
S = y(L + Rf — х2 — У(1 — rf — х\
Наиболее трудно устранимыми являются крутильные колебания,
возбуждаемые тангенциальными силами на шейках кривошипа, а также усилиями,
возникающими в трансмиссии или передающимися ей вследствие неровностей
полотна дороги. Однако наибольшее влияние оказывают тангенциальные
силы.
При возникновении крутильных колебаний происходит следующее:
1. Передача колебаний механизму привода газораспределения двигателя,
что, в свою очередь, вызывает:
а) нарушение работы клапанов (в отношении ускорений и
продолжительности открытия), что усиливает шум, вибрацию клапанов (следы ударных
воздействий на кулачках и толкателях), вызывает поломку клапанных
пружин, перекос выпускных клапанов; в случае расположения привода
механизма газораспределения у маховика указанные последствия проявляются
в меньшей степени вследствие значительно меньшей амплитуды крутильных
колебаний, чем при расположении привода у переднего конца коленчатого
вала;
б) шумы в передаче от коленчатого вала к распределительному, стук
шестерен;
в) изменение наполнения отдельных цилиндров при сильных колебаниях.
2. Изменение момента зажигания. Шумы в механизме привода
распределения, стук шестерен.
3. Поломки коленчатых валов, особенно вблизи маховика.
4. Передача колебаний через сцепление трансмиссии, что вызывает шумы
в трансмиссии. По-видимому, эластичность сцепления позволяет сгладить
неравномерность крутящего момента двигателя, но не может устранить
крутильные колебания.
Чем больше число колен, тем больше чувствительность коленчатого вала
к крутильным колебаниям. Поэтому наиболее склонными к крутильным
колебаниям являются девятиопорные коленчатые валы для восьмицилиндро-
;вых двигателей.
Устранение крутильных колебаний достигается с помощью следующих
конструктивных мер:
• 1. Соответствующий выбор размеров вала с тем, чтобы критические числа
оборотов лежали за пределами рабочего диапазона:
а) короткоходность, т. е. уменьшение средней скорости поршня;
б) усиление коренных и шатунных шеек;
в) усиление щек;
г) уменьшение длины вала, т. е. применение V-образного расположения
цилиндров. При проектировании вала необходимо обязательно провести
расчет на крутильные колебания коленчатого вала и связанных с ним
элементов (коробки передач, карданного вала, привода механизма
газораспределения и т. д.).
2. Установка гасителей, поглощающих энергию резонансных крутильных
колебаний.
Нагрузка на подшипники
Удельные давления на подшипники скольжения не должны быть слишком
велики. При давлении конца сгорания около 30 кг/см2 удельное давление
еа подшипники у коленчатых валов составляет (в кг/см2): коренные шейки —
50—100; шатунные шейки — 40—80.
87

При проектировании двигателя необходимо проверять соответствие
удельного давления на каждый подшипник указанным величинам. Для
уменьшения длины шатунной шейки отношение -т, как правило, выбирается равным /
или менее. То же относится и к коренным шейкам.
Длина заднего коренного подшипника с учетом близости маховика
выбирается обычно несколько большей; для этого подшипника / = (1,8 -f- 2,0) d.
Если привод механизма газораспределения осуществляется со стороны
маховика, то делесообразно применять двойной задний коренной подшипник
с расположением шестерен привода между двумя частями подшипника.
Суммарная сила, действующая на шейку коренного подшипника в начале
хода впуска, слагается из следующих составляющих: силы инерции плюс
центробежная сила от нижней части комплектного шатуна. При высоких
числах оборотов силы инерции превышают силы газов, соответствующие
концу сгорания. При особенно легкой конструкции двигателя, в случае
отсутствия противовесов, это превышение доходит до 25—30%.
Учитывая прогибы коленчатого вала, подшипники следует выполнять
короткими при увеличении диаметра шеек. Это позволяет снизить нагрузку
на подшипники при перекосах.
Средний коренной подшипник при одинаково направленных смежных
коленах имеет наибольшую нагрузку, так как он должен одновременно
воспринимать инерционные нагрузки от обоих к:олен вала. Поэтому износ такого
подшипника является наиболее интенсивным. Конструкция этого
подшипника должна быть усиленной, что достигается увеличением его длины
по сравнению с длиной других коренных подшипников.
Расчет на прочность
На фиг, 87, а схематично изображен коленчатый вал четырехцилиндро-
вого двигателя и нагружающие его силы. На коленчатый вал действуют
силы давления газов и силы инерции от возвратно-поступательно движущихся
масс.
P=FJO-pf pF
L
Л
T
Фиг. 87. Схемы коленчатого вала и силы, действующие на него.
При конструировании коленчатого вала руководствуются следующим:
1) диаметр шатунных шеек выбирают максимальным, исходя из условия
возможности монтажа шатунно-поршневой группы через цилиндр; в случае
необходимости нижнюю головку шатуна выполняют с косым разъемом;
2) диаметр коренных шеек принимают равным диаметру шатунных шеек,
однако целесообразно его несколько увеличивать;
3) расстояние между осями цилиндров должно быть минимальным;
4) шатунные и коренные шейки должны быть короткими;
5) щеки должны быть максимально усилены; необходимо, чтобы их
прочность была не ниже максимальной прочности шеек; наиболее рациональной
является овальная форма шейки;
6) переходы от шеек к щекам делают с относительно большим радиусом
закруглений (галтелей).

Ниже дается схема приближенного расчета коленчатого вала на прочность.
Расчет производится на основании использования уравнений моментов действующих
сил; при этом коленчатый вал рассматривается как жесткая балка, лежащая на трех опорах.
При б~>лее строгом поверочном расчете необходимо также проверять нагрузку на шейки
вследствие действия сил инерции от возвратно-поступательно движущихся масс, а также
центр обэжных сил от вращающихся масс, которые следует алгебраически складывать
с силами Рь Р2 Рг и Р4 (фиг. 87, а и о).
Если сила Pi соответствует давлению конца сгорания, то приближенно можно считать,
что Р*--- Pz " Pi - 0.
Реакции опор
Pva2
Л =
ах -f- а2
ai ~т~ а2 '
Изгибающие моменты (фиг. 87, б):
для левой шатунной шейки Мы — A-ai;
для левой коренной шейки М^2 = А-а3;
для правой коренной шейки М^3 = В-а4;
для щеки кривошипа левой коренной шейки Mei = A-a3;
для длинной щеки кривошипа Мь$ ==г- В-аъ.
Далее определяются значения сил Т и Z (фиг. 88), действующих на шатунную шейку
при максимальном крутящем - моменте (35° коленчатого вала). Принимая давление конца
сжатия равным 25 кг/еж, можно принять, что Т --'-= 0,4Pi и
Z =- 0,48Рь
При любом угле поворота кривошипа (фиг. 89)
/С sin (а -1- Р)
cos Й
Соответственно нагрузки на опоры могут быть выражены
следующими формулами.
л __ Та2 . D __ Таг
К
\\
Л2 ~ л—П7Г » ^2 — „ ■ -«
^1 ~Г ^2 ^1 "Т ^2
Нагрузка щеки кривошипа
у левого коренного подшипника
складывается из:
изгибающего момента от силы Г: фиг. 88. Силы, действующие Фиг. 89. Силы, действую-
Mhi — Ail R — )у rjx^d—диаметр на шатУннУю шейку. щие в кривошипно-ша-
V 2 / тунном механизме,
коренной шейки;
изгибающего момента от силы Z: М&2 == >4 2^з>
крутящего момента от силы Т: Мк = А\а3.
Результирующий момент для обоих изгибающих моментов выражается формулой
Расчетный момент, учитывающий комбинированное действие растяжения и изгиба,
определяется по формуле
/И,- =■ 0,35 Mres + 0,65 \/ ~M
М\
Нагрузка длиной щеки кривошипа складывается из:
изгибающего момента Мь\ = В ( R ^- ) ;
изгибающего момента М^2 - Вф±\
крутящего момента Мк — Bia4.
Затем аналогично предыдущему находится результирующий изгибающий момент Mres
и далее по известным моментам Mres и Мк определяется расчетный момент М[.
Нагрузка среднего коренного подшипника складывается из:
крутящего момента от силы Т: Мк = Тг;
изгибающего момента от силы Z: Мь = Ва±.
По этим данным также определяется расчетный момент. Два других колена вала имеют
аналогичные размеры и нагрузки.
89

Шейки коленчатого вала обычно рассверливают или выполняют полыми —
в случае литого вала. При этом следует иметь в виду, что при отверстиях
диаметром до 20 мм напряжения в материале возрастают незначительно.
Все переходы сечений вала следует выполнять с большими радиусами
закруглений. Во избежание повреждения подшипников торцы всех каналов
для смазки в местах их выхода на трущиеся поверхности должны тщательно
скругляться.
Установку шатунов следует предусматривать с осевым зазором (не более
0,2 мм).
Коленчатые валы авиационных двигателей, а также валы, изготовляемые
индивидуально, подвергаются полной механической обработке. В случае
штамповки коленчатых валов щеки остаются необработанными; при этом
непременным условием является тщательная балансировка вала. У литых
коленчатых валов механической обработке также подвергаются только
шейки.
Для крепления мяховика на коленчатом валу предусматривается фланец.
При креплении необходимо тщательное соблюдение центровки. Болты
крепления маховика должны обеспечивать надежную передачу максимального
крутящего момента, для чего применяют прецизионные стальные болты.
Опоры коленчатого вала
Опоры коленчатого вала в картере можно конструктивно осуществлять
различными способами. Наиболее распространенные схемы опор изображены
на фиг. 90. При конструкции по схеме / две половины коренного подшипника
располагаются соответственно в верхней и нижней частях разъемного
картера. Соединение обеих частей картера осуществляется с помощью анкерных
связей или шпилек, расположенных у коренных подшипников, часто
с помощью этих же шпилек крепится блок цилиндров. Ввиду увеличения веса
двигателя эта конструкция применяется редко.
• По схеме 77 опоры коленчатого вала осуществляются в нижней части
картера, которая должна воспринимать всю нагрузку от вала на коренные
подшипники. Верхняя половина коренного подшипника образуется крышкой,
которая для обеспечения точности механической обработки изготовляется
из того же материала, что и нижняя часть картера. Крышки коренных
подшипников крепятся с помощью шпилек. Чтобы повысить прочность, на
верхнюю плоскость крышек накладывают стальные пластины толщиной 8—12 мм
и более или в этом месте делают крышку выпуклой. При установке
коленчатого вала в нижней части картера двигатель также крепится к нижней части
картера. Такая конструкция опор применяется только в лодочных или
судовых двигателях, которые не могут быть демонтированы при смене
подшипников, что дает ряд преимуществ и значительно упрощает работу.
При конструировании опор по остальным схемам опоры коленчатых валов
всегда располагаются в верхней части картера.
Наиболее распространенной является схема ///, согласно которой нижняя
половина подшипника образуется крышкой, крепящейся с помощью шпилек.
При данной схеме крышка подвергается воздействию значительных нагрузок
и должна обладать соответствующей прочностью. Поэтому конструкция
крышки должна быть достаточно прочной (см. фиг. 42 и 48). Необходимо
также производить точный расчет крышки на прочность.
При использовании схемы IV конструкция картера упрощается.
Коренные подшипники выполняются из двух половин, каждая из которых
аналогична по своей конструкции крышке подшипника, соответствующей
предыдущей схеме. Полностью собранный подшипник крепится к верхней части
картера. В этом случае плоскость разъема картера располагается выше оси
коленчатого вала и совпадает с привалочной плоскостью полностью
собранного коренного подшипника (фиг. 91). Описанная схема позволяет
значительно упростить производство двигателя, так как коренные подшипники
изготовляются отдельно, а картер двигателя не требует обработки на горизон-
90

Фиг. 90. Схемы опор коленчатого вала.
и
Фиг. 91. Двигатель с отъемными коренными
подшипниками.

тально-расточном станке. Конструкция по схеме IV преимущественно исполь-
зуется при выполнении верхней части картера и цилиндра как одно целое,
т е. при наличии блок-картера (см. левую часть схемы IV). Конструкция
с раздельным выполнением цилиндра и верхней части картера показана в
правой части схемы IV*.
В целях дальнейшего повышения жесткости конструкции плоскость
разъема верхней и нижней части картера опускают ниже оси коленчатого
вала (схема VI, фиг. 90). Эта схема пользуется широким распространением
(см. фиг. 21, 29, 39, 40, 92 и 93).
При такой схеме одновременно
достигается увеличение
жесткости картера, а также
упрощение и облегчение, нижней части
картера, которая представляет
собой маслосборник,
изготовляемый из листовой стали.
Кроме того, благодаря тонким
стенкам и наличию потока
омывающего их воздуха улучшается
охлаждение масла,
собирающегося в нижней части картера.
Уплотнение у фланцев
коленчатого вала осуществляется
с помощьюспециальной крышки.
Крепление крышек
коренных подшипников при
применении схем //, /// и IV
производится с помощью двух болтов,
В двигателях повышенной
мощности крышка заднего
коренного подшипника обычно
крепится с помощью четырех
болтов. В двигателях большой
мощности все крышки коренных
подшипников крепятся
четырьмя болтами.
По схеме V опоры вала
осуществляются с помощью
подшипников качения. Шариковые
подшипники больших размеров
устанавливаются в соответствующих ступицах, выполненных в стенках
картера туннельного типа; при этом в ступицах могут быть установлены
стальные втулки. Коленчатый вал в сборе с подшипниками вводится в
туннель со стороны одного из торцов картера; осевое смещение вала
предотвращается с помощью крышки. В нижней стенке картера туннельного типа
должно быть предусмотрено отверстие с крышкой, которое необходимо
для монтажа шатунов (правая часть схемы V).
Несколько иная схема опор коленчатого вала применена в двигателе
Lancia (фиг. 54 и 94). Плоскость разъема картера располагается выше оси
коленчатого вала, вследствие чего коренные подшипники значительно
выступают вниз. Нижняя часть картера, изготовляемая из легкого сплава, имеет
значительную высоту. Конструкция двигателя получается весьма легкой.
Благодаря небольшому углу развала между цилиндрами блок цилиндров
этого двигателя является очень жестким.
Фиг. 92. Двигатель с низко опущенным картером.
* В автомобильных двигателях цилиндр и верхняя часть картера всегда выполняются
в виде одной отливки.
92

Фиг. 93. Двигатель с низко опущенным картером.
со
00

Для обеспечения надежной и бесшумной работы коленчатого вала
необходимо, чтобы основа крепления коренных подшипников, т. е. картер или
блок-картер, являлась балкой равного сопротивления. Примером
конструкции, в значительной мере отвечающей указанному требованию, является
литой чугунный блок цилиндров V-образного двигателя Ford (см. фиг. 40),
а также многие другие рядные двигатели.
При конструировании двигателя следует стремиться к высокому
расположению блока цилиндров при соответствующем усилении коренных
подшипников с помощью ребер. В случае использования легких сплавов к выбору
конструктивных форм
картера надо подходить
с большой осторожностью;
целесообразно привлекать
к конструированию
инженеров
специализированных литейных заводов.
Выход коленчатого
вала из картера у маховика
и в передней части
двигателя должен быть хорошо
уплотнен во избежание
утечки масла, что
представляет определенные
Фиг. 94. V-сбразный двигатель Lancia.
Фиг. 95. Спиральное уплот-
' нение коленчатого вала.
трудности в условиях применяемых высоких давлений масла. Наилучшие
результаты при наибольшей надежности обеспечиваются уплотнением,
представляющим собой спираль с резьбой прямоугольного сечения на
поверхности вала (фиг. 95). При работе двигателя спираль как бы втягивает
масло внутрь картера (см. фиг. 39). Поэтому при конструировании
следует обращать внимание на правильность выбора направления резьбы,
которое должно быть различным для передней и задней частей вала;
необходимо также, чтобы зазор между резьбой и картером был минимальным.
Внутри картера, за уплотнением, должна находиться полость
достаточных размеров, в которую будет поступать масло, отбрасываемое маслоотра-
жательным кольцом коленчатого вала.
Другая надежная конструкция уплотнения, не имеющая трущихся
поверхностей, показана на фиг. 96. В этой конструкции уплотнение
обеспечивается маслоотражательным кольцом, а возвращение масла — желобком
вокруг отверстия картера. На фиг. 96 показано также устройство,
предохраняющее коленчатый вал двигателя от осевого смещения.
94

Сальниковые уплотнения с использованием фетра, асбестовой ткани и т. д.
не обладают требуемым сроком службы, так как неизбежные перекосы
коленчатого вала, вследствие наличия зазоров в подшипниках, приводят к
образованию зазора между валом и сальником, а следовательно, к выходу из строя
сальникового уплотнения и пропуску масла. Для спуска пропускаемого масла
служит отверстие в картере сцепления.
На фиг. 97 показана конструкция получившего распространение
в США кольцевого разъемного уплотнения, изготовляемого из специальных
материалов, в частности из
материалов на базе синтетического
каучука.
При конструировании
двигателя следует обращать внимание
на то, чтобы при любом наклонном
положении двигателя уровень
масла в картере не доходил до
уплотнений коленчатого вала.
Фиг. 96. Уплотнение коленчатого вала с
помощью маслоотражателей:
/ — шайба; 2 — коленчатый вал; 3 — нажимное
кольцо; 4 — звездочка; 5 — маслоотражательное
кольцо; 6 — крышка коробки распределительных
шестерен; 7 — брызговик; 8 — нижняя часто
картера двигателя.
Фиг. 97. Кольцевое разъемное
уплотнение коленчатого вала.
Выходные отверстия каналов для смазочного масла, которые
просверливаются в коленчатом валу, должны быть тщательно очищены от заусенцев.
Диаметр каналов не должен быть слишком малым. Диаметр каналов
значительной длины должен составлять не менее 10 мм, а небольшой длины —
не менее 5 мм.
В местах закрытия каналов необходимо предусматривать надежное
уплотнение и крепление заглушек.
Конструкция и материалы для подшипников
В качестве коренных и шатунных подшипников коленчатого вала, как
правило, используются подшипники, состоящие из двух- или трехслойных
вкладышей. Вкладыши подшипников поставляются заводами в виде готовых
изделий или полуфабрикатов. Заливка подшипников используется только
при индивидуальном их изготовлении, но не при серийном производстве
двигателей.
Вкладыши подшипников изготовляются из тонкой стальной ленты,
на внутреннюю поверхность которой наносится слой подшипникового сплава.
Для обеспечения лучшего сцепления материала подшипника со стальной
основой между ними часто наносится также слой связывающего металла
(медь, свинец, кадмий и др.).
В подшипниках с тонкостенными вкладышами недопустимо какое-либо
заедание. Наличие заеданий неизбежно приводит к выкрашиванию материала
и выходу подшипника из строя.
Выбор материала для подшипников обусловливается поверхностной
твердостью вала. Коленчатые валы, подвергнутые закалке по способу
95

Doppel — Duro газовым пламенем или токами высокой частоты, обладают
значительно более высокой твердостью, чем литые валы.
В качестве материалов для заливки подшипников валов, не
подвергающихся закалке, применяются оловянистые и свинцовистые баббиты. Так,
например, для умеренно напряженных подшипников скольжения
применяется подшипниковый сплав Lg Pb Sn 10, а для высоконапряженных
подшипников скольжения сплав — LgSn 80.
Подшипниковые сплавы на алюминиевой основе применяются только для
валов с высокой или повышенной поверхностной твердостью.
В качестве материалов подшипников для валов, подвергающихся
поверхностной закалке, как правило, используются свинцовистые бронзы; при этом
свинцовистая бронза также наносится в виде слоя на стальной вкладыш.
В США разработаны подшипники из свинцовистой бронзы, предназначенные
для литых коленчатых валов.
В отношении размещения во вкладыше маслораспределительных канавок
можно рекомендовать следующее правило: в более нагруженной половине
подшипника канавок быть не должно, а в менее нагруженной половине
канавки следует делать лишь постольку, поскольку они необходимы для
подвода масла к тем местам, которые должны быть смазаны.
Поверхность подшипника, на которой имеются канавки и каналы для
подвода масла, выдерживает меньшую нагрузку. Причиной этого является
не уменьшение площади несущей поверхности и соответствующее
увеличение удельного давления, а разделение масляного слоя и обусловленное
этим снижение его сопротивления выдавливанию.
Для распределения масла подлине подшипника предусматриваются узкие,
неглубокие канавки, располагающиеся в менее нагруженной части
подшипника по возможности тангенциально по отношению к отверстию. Подвод
масла в менее нагруженную часть подшипника достигается с помощью
круговых маслораспределительных канавок.
Края отверстия для подвода смазки в местах их выхода на рабочую
поверхность коленчатого вала должны быть закруглены.
Отверстие подшипника рекомендуется выполнять не строго
цилиндрическим, а с сужением до 0,02 мм к середине подшипника. Такая форма
отверстия позволяет уменьшить шум при работе двигателя, не приводя к заеданию
подшипника.
Маховик и равномерность хода двигателя
Назначением маховика является аккумулирование энергии на случай
внезапных изменений нагрузки, а также для облегчения пуска двигателя.
В легковых автомобилях, характеризующихся низкой посадкой, наружный
диаметр маховика должен быть умеренным с тем, чтобы обеспечить
достаточную величину дорожного просвета.
Расчет маховика для четырех- и шестицилиндровых двигателей с помощью
диаграммы тангенциальных сил является затруднительным, так как
площади отклонений весьма малы.
Другие методы расчета маховика дают завышенные значения его массы
для современных четырехцилиндровых двигателей1. Шестицилиндровый
двигатель практически не нуждается в маховике, так как массы сцепления
также являются маховыми. Роль маховика вполне может выполнять диск
толщиной около 15 мм с фланцем для болтов крепления сцепления.
С учетом высоких скоростей вращения маховики выполняются
коваными из мартеновской стали или литыми из специальных непористых сортов
чугуна.
1 Четырехцилиндровый двигатель, снабженный коленчатым налом с противовесами,
может работать без маховика.
96

Размеры маховика выбираются в зависимости от рабочего объема
двигателя согласно следующим практическим данным:
Рабочий объем двигателя в л . .
Диаметр маховика в мм ....
Примерная ширина обода в мм .
1 1,5 2—2,5 3-4
280 300 300 330
40 40 30 50
Величина тангенциальной силы в случае одноцилиндрового двигателя
значительно меняется, что вызывает необходимость применения маховика
с большой массой. По мере увеличения числа цилиндров двигателя
колебания тангенциальной силы уменьшаются и требуемая масса маховика
снижается.
Надежное крепление маховика обеспечивается с помощью достаточного
числа призонных болтов.
Шатун и поршневой палец
Шатун. Длина шатуна принимается равной не менее 3,5/? (где R —
радиус кривошипа), а в среднем 4R. Более короткие шатуны с длиной
несколько более 37? применяются в V-образных двигателях с отношением хода
поршня к диаметру цилиндра, близким к единице. Вес шатуна должен быть
возможно меньшим.
Шатун подвергается воздействию
значительных по величине переменных нагрузок. При
расчете шатуна следует учитывать следующие
виды нагрузок: продольный изгиб в обеих
плоскостях под действием давления сгорания;
сжатие под действием давления сгорания;
растяжение под действием сил инерции поршня; изгиб
под действием сил инерции самого шатуна.
Расчет шатуна на продольный изгиб надо
вести по формулам для стержня, не жестко
закрепленного у обоих концов. м'л
Вследствие наличия значительных
переменных нагрузок для изготовления шатуна
следует применять материалы с высоким пределом
выносливости.
В качестве такого материала пригодна
улучшаемая сталь с повышенным содержанием
углерода (0,35—0,40%), при необходимости —
с присадками марганца, хрома и кремния.
Временное сопротивление разрыву после
улучшения стали должно составлять 70—80 кг/см2.
Шатун не должен иметь трещин и каких-либо
концентраторов напряжений. В этом отношении
наличие каких-либо раззенковок для головки
или гайки шатунного болта является нежелательным. По указанной
причине, а также для уменьшения веса болты крепления крышки нижней головки
шатуна часто выполняются в одной поковке с телом шатуна (фиг. 98). При
этом за счет головки шатунного болта можно увеличить диаметр шатунной
шейки вала.
Двутавровый профиль сечения стержня шатуна является наиболее
рациональным, так как при такой конструкции можно получить наибольшую
жесткость при наименьшем весе. Крестообразное сечение требует значительного
усиления головок шатуна, что приводит к увеличению его веса. При круглом
профиле обеспечивается малый вес, однако значительно возрастают
требования к качеству механической обработки, так как наличие даже малейших
следов обработки может привести к поломке шатуна.
Шатуны из легких сплавов применяются редко ввиду низкого предела
выносливости материала. Преимущества этих шатунов (лучший отвод тепла)
7 Бюссиен 644 97
Фиг. 98. Шатун с откованными
как одно целое шатунными
болтами.

не компенсируются их недостатками. Уменьшение веса таких шатунов
является незначительным.
При больших диаметрах шатунных шеек шатуны изготовляют с косой
плоскостью разъема нижней головки, что необходимо для монтажа шатунно-
поршневой группы через цилиндр (см. фиг. 42 и 48).
Как указывалось выше, крышка нижней головки шатуна должна
рассчитываться на изгиб под действием инерционной нагрузки. Поршневая головка,
шатуна рассчитывается на растяжение, изгиб и удельное давление на
опорную поверхность втулки. Удельное давление на опорную поверхность втулки
не должно превышать 150 кг/см2.
При рабочем объеме одного цилиндра не более 0,6 л достаточно двух
болтов для крепления нижней головки шатуна, изготовляемых из специальных
сталей. При большем рабочем объеме одного цилиндра,
и не слишком малом диаметре шатунной шейки следует
предусматривать четыре болта. Шатунные болты нагру-
Фиг. 99. Канал в теле шатуна для подачи масла в верхнюю головку.
жаются значительными инерционными силами и обязательно должны:
подвергаться поверочному расчету.
Конструкция шатуна должна быть такой, чтобы обеспечивалась надежная
смазка подшипника поршневой головки. Выточки в поршневой головке
служат для создания некоторого запаса масла. Наиболее рациональным является
наличие маслоподводящего канала от подшипника нижней головки к
подшипнику верхней головки, который просверливается в теле шатуна; иногда,
к стержню шатуна надежно прикрепляется трубка. Вследствие этого
обеспечивается также лучшая смазка поверхности зеркала цилиндра (фиг. 99).
Поршневой палец. Теоретически поршневой палец должен располагаться
в центре тяжести поршня. Однако это нежелательно ввиду значительного*
нагрева пальца. С другой стороны,, при удалении поршневого пальца от днища
поршня понижается долговечность подшипника верхней головки шатуна.
Для предотвращения или уменьшения шума при работе поршня часто
применяется дезаксиальное расположение поршневого пальца. По данным фирмы
Mahle, величина смещения должна составлять 3% от диаметра поршня;
в направлении нагруженной стороны поршня.
Поршневой палец должен обязательно смазываться, причем лучше всего,,
когда смазка подводится под давлением от магистрали. На фиг. 99 показана
конструкция подвода смазки с помощью канала в теле шатуна, что является
наиболее рациональным. Изготовление такого канала дешевле, чем
изготовление вставной маслоподводящей трубки, которая менее надежна.
Способы установки и крепления поршневого пальца весьма разнообразны.
Конструкция креплений должна быть такой, чтобы было возможно тепловое
расширение пальца и поршня и чтобы не было перекосов поршня.
Наилучшим конструктивным решением является цилиндрический палец,
предохраняемый от осевых перемещений пружинными замками, которые
устанавливаются в выточках опорных поверхностей пальца.
В стационарных двигателях поршневой палец, как правило, закрепляется
в бобышках поршня. В легких двигателях чаще применяется крепление
пальца в верхней головке шатуна и наиболее часто используется
конструкция плавающего пальца.
98

По данным фирмы Studebaker, закрепление пальца в верхней головке
шатуна обеспечивает более спокойную работу, чем плавающий палец или
крепление пальца в бобышках поршня. При такой установке поршневого
пальца вследствие большего расстояния между его опорами значительно
уменьшается боковой наклон («опрокидывание») поршня при наличии зазоров
в подшипниках поршневого пальца. Крепление поршневого пальца
осуществляется с помощью клиновидного болта при сплошной верхней головке
шатуна. Такая конструкция обеспечивает более надежное крепление, чем
распространенный способ крепления с помощью цилиндрического болта при
разрезной верхней головке шатуна.
Поршневой палец рассчитывается на изгиб по формуле
г
i
f
где Р — давление конца сгорания;
/ — расстояние от середины пальца до середины опорной поверхности;
е — расстояние между бобышками поршня.
Удельное давление на поверхность пальца не должно превышать
130 кг/см2.
Длина несущей поверхности пальца должна составлять примерно l,2d
(где d — диаметр пальца).
Вес поршневого пальца, как и всех других движущихся деталей, должен
быть минимальным. Поэтому поршневой палец выполняют полым в виде
цилиндрической трубы или придают ему форму трубчатой балки равного
сопротивления (фиг. 100).
В качестве материала для изготовления
поршневых пальцев применяется цементуемая сталь.
Удельное давление поршня k на поверхность
зеркала цилиндра в зависимости от угла поворота
кривошипа ср может быть вычислено по формуле фиг. 100. Поршневой па-
n Sjn ф лец, выполненный в форме
k = р — , балки равного сопротив-
^ ления.
где р — удельное давление на днище поршня;
R — радиус кривошипа;
L — длина шатуна.
Величина наибольшей нормальной силы Nmsx при распространенных
Г)
в настоящее время значениях отношения-^- составляет примерно 0,15р2
(где pz — давление конца сгорания). Следует иметь в виду, что наличие
дезаксиала уменьшает величину силы N.
При определении удельного давления на боковую поверхность цилиндра
следует брать действительную площадь несущей поверхности поршня,
т. е. не учитывать площадь поверхности поршневых колец и перемычек.
Удельное давление на боковую несущую поверхность поршня обычно
составляет 1,5—2,5 кг!см9-.
Системы впуска и выпуска
Система впуска
Разработку конструкции впускного тракта, идущего от впускного клапана
к воздухоочистителю и глушителю шума при впуске, следует производить
с учетом выбранной конструкции карбюратора. Во избежание снижения
мощности двигателя впускной тракт должен иметь плавные переходы, без резких
изменений направления потока и размеров сечения (следует иметь в виду,
что сужение проходного сечения может произойти, например, за счет
направляющих втулок клапанов).
7* 99

Наиболее целесообразная схема впускного трубопровода для V-образного
восьмицилиндрового двигателя показана на фиг. 101. Эта схема
характеризуется максимально возможным равенством расстояний от карбюратора
до каждого из впускных клапанов и применением двухкамерного
карбюратора, что дает возможность улучшить наполнение каждого цилиндра.
На фиг. 102 показано конструктивное выпол-
^-^ х-х /^\ /Т\ нение приведенной выше схемы (Ford).
©о 00
00 00
Фиг. 101. Схема впускного и
выпускного трубопроводов
V-образного восьмицилиндрового
двигателя (порядок зажигания
1—5—4—8—6—3—7—2):
Фиг. 102. Впускной и выпускной
трубопроводы V-образного восьмицилиндрового
двигателя Ford.
У — 8 — цилиндры; 9 — впускные
клапаны; 10 — выпускной клапан;
11 — впускные каналы.
В США применяются также четырехка-
мерные карбюраторы. На фиг. 103 дан
разрез соответствующего впускного
трубопровода V-образного
восьмицилиндрового двигателя Cadillac. Наилучшие результаты получаются в том случае,
если от карбюратора к каждому цилиндру идет отдельный канал.
Фиг. 103. Двигатель Cadillac.
Смесеобразование в значительной мере зависит от формы впускного
трубопровода и подогрева горючей смеси. В табл. 18 приведены основные
параметры систем впуска и выпуска ряда двигателей. Эти данные могут
использоваться для ориентировки при конструировании. Следует иметь в виду, что
в таблице содержатся данные, относящиеся к устаревшим моделям двигате-
100

Таблица 18
Схема тракта
'Ж
-I-
1
101
/
"г
II
F
vh
d
h
n
f
ymax
Основные параметры систем впуска и выпуска
Параметры
Диаметр цилиндра X ход
поршня
Площадь поршня в см2
Рабочий объем цилиндра в см3
Полный рабочий объем в см3
Диаметр проходного сечения
горловины в мм
Ход клапана в мм
Число оборотов при
максимальной мощности в минуту
Расчетное число оборотов в
минуту
Площадь проходного сечения
клапана в см2
Максимальная скорость газа
в сечении / в м/сек
Диаметр впускного канала
в мм
ряда двигателей
Двигатель
I
79,4 X
120,7
49,5
597
3582
35,5
7,9
3000
3000
7,03
136
35,6
и
76,2 X
114,3
45,6
522
3132
36
8,5
3000
3000
В
7,7
106
31,5
ш
79.4 X
114,3
49,51
565
3390
36,5
7,95
3000
3000
п у с
7,28
122
33
IV
71,4Х
101,6
40
408
3260
30,1
8,67
3000
3000
к н о
6,55
98
36
V
70 X
ПО
38,48
423
2540
32
7,9
3100
3000
й т р
6,35
105
32
VI
75 X
ПО
44,18
486
2916
32
7,9
3100
3000
акт
6,35
120
32
VII
75 X
ПО
44,18
486
3888
32
7,9
3400
3000
6,35
120
32
VIII
98,43 X
107,95
76,1
822
3286
34,8
7,2
2350
2000
6,34
135
35
IX
84 X
120
55,42
667
4000
38 (Z 30°)
9
3200
3200 (3C00)
9,26
120 (112,5)
34-36
X
82,5 X
125,4
53,46
672
5375
38
(Z30°)
9
£000
3000
9,26
115
38
XI
80х
100
50,26
503
4025
35
(Z30°)
9
3300
3300
(3000)
8,56
101,5
(92,5)
36
XII
85 X
100
56,75
568
4540
36
(Z30°)
9
3300
3300
(3000)
3.8
111
(101)
36

о
ю
Схема тракта
Площадь
проходного сечения
клапана
f^diz 0,8/i
Максимальная
скорость газа
FiznS
п ——
max jqq

Обозначения
к
vi max
d2
h
V2 max
d3
h
V3 max
dA
h
U4 max
Параметры
Площадь сечения впускного
канала в см2
Максимальная скорость газа
в сечении Д в м/сек
Диаметр выходного патрубка
в мм
Площадь сечения выходного
патрубка в см2
Максимальная скорость газа
в сечении /2 в м/сек
Диаметр впускной трубы в мм
Площадь сечения впускной
трубы в см2
Максимальная скорость газа
в сечении /3 в м/сек
Диаметр входного патрубка
в мм
Площадь сечения входного
патрубка в см2
Максимальная скорость газа
в сечении /4 в м/сек
Продолжение табл. 18
Двигатель
I
9,9
95
33
8,55
ПО
33
8,55
ПО
32
8,04
118
II
7,8
103
31,5
7,8
103
31,5
7,8
103
32
8,04
102
III
8,55
104
32
8,04
110,5
32
8,04
110,5
33,5
8,81
100,8
IV
10,18
62,5
33
8,55
75
33
8,55
75
36
10,18
62,5
V
8,04
83,5
28
6,16
108
28
6,16
108
35
9,5
69
VI
8,04
95
30
7,07
108
30
7,07
108
40
12,5
61
VII
8,04
95
32
8,04
951)
30
7,07!)
1081)
2x36,5
10,46
731)
VIII
9,62
89,5
33,5
8,86
97
30,5
7,30
117
30,5
7,30
117
IX
9,08+10,18
122+109
(115+102)
X
11,34
93,5
XI
10,18
85,5
(78)
XII
10,18
95,5
(88)

Продолжение табл.
Схема тракта

Обозначения
h
y5max
Параметры
Диаметр патрубка
карбюратора в мм
Площадь сечения патрубка
карбюратора в см2
Максимальная скорость газа
в сечении /5 в м/сек
Двигатель
I
36,52)
10,46
90
И
413)
13,2
63
III
47,63)
17,8
50
IV
36,52)
10,46
61
V
354)
9,6
68
VI
Щ
12,5
61
VII
2х36,54)
10,46
73
VIII
305)
7,07
121
IX
405)
12,57
88,5 (83,5)
X
Спец.
XI
404)
12,57
69 (63)
XII
454)
15,90
61,8
(56)
Qv
Qv
Vh
Qh
Qh
Vh
da
fa
fa
Vh
Площадь сечения передней
части в см2
Удельная нагрузка передней
части в см2/л
Площадь сечения задней
части в см2
Удельная нагрузка задней
части в см2/л
Диаметр выпускной трубы
в мм
Площадь сечения выпускной
трубы в см2
Удельная нагрузка выпускной
трубы в см2/л
18
30
23
38,4
49
18,8
5,25
В
10,5
20
17
32,5
41
13,2
4,2
ы п у
10,5
18,6
17
30
47,6
17,8
5,25
с к н
13
32
16,5
40,5
49
18,8
5,75
О Й 1
11,5
27
15,5
36,5
46
16,6
6,5
рак
11,5
23,8
15,5
31,8
50
19,6
6,7
т
14,5
30
21,5
44
58
24,4
6,3
10
12,2
17
20,7
50
19,6
6,0
_ х) Сдвоенный карбюратор со сдвоенной впускной трубой на каждые четыре цилиндра,
g 2) Карбюратор Stromberg.
8) „ Marvel.
4) Карбюратор Pallas.
б) „ Zenith

лей. Поэтому при конструировании в каждом случае следует производить
соответствующий поверочный расчет. При максимальной скорости движения
поршня скорость газов во впускном трубопроводе не должна превышать
120 м/сек.
При выборе состава горючей смеси в зависимости от нагрузочного режима
двигателя следует руководствоваться следующими положениями:
1. При частичных нагрузках необходим экономический состав смеси
и интенсивный подогрев (сухая смесь).
2. При полной нагрузке должен быть мощностной состав смеси и слабый
подогрев (мокрая смесь).
3. При пуске смесь должна быть обогащенной, а скорость воздуха —
достаточно высокой, что достигается применением дополнительного (пускового)
карбюратора.
Подготовка сухой горючей
смеси должна производиться до
первого разветвления впускной
трубы, т.* е. непосредственно
над карбюратором с
поднимающимся потоком или под
карбюратором с падающим потоком.
На этих участках необходим
регулируемый подогрев горючей
смеси. Регулирование
подогрева осуществляется в
зависимости от открытия дроссельной
заслонки; преимущественно
используется регулирование с
помощью термостата. На фиг. 104
показан подогрев впускной
трубы, находящейся
непосредственно под карбюратором,
автоматически регулируемый
с помощью термостата.
Впускная труба, как
правило, выполняется раздельна
от блока или головки
цилиндров. Конструкция впускной
трубы должна обеспечивать отсутствие углублений (мешков), в которых
может собираться конденсат. Длина и форма впускного тракта к каждому
цилиндру должны быть по возможности одинаковыми. На фиг. 105 показаны
различные схемы впускных трубопроводов для шести- и восьмицилиндро-
вых двигателей.
Конструкция впускного трубопровода должна обеспечивать возможность
хорошей очистки, а также проверки качества поверхности после литья.
В случае установки на двигатель двух карбюраторов впускные
трубопроводы соединяют между собой на участках между дроссельной зарлон-
кой карбюратора и цилиндрами. Целью этого мероприятия является
уменьшение колебаний газов в системе впуска. Диаметр соединительного канала
определяется экспериментально; величина его колеблется в пределах 10—
20 мм; часто диаметр канала принимается равным диаметру впускной трубы..
В двухкамерном карбюраторе соединительный канал делают внутри отливки
корпуса карбюратора.
Для обеспечения достаточного подогрева, необходимого для улучшения
испарения топлива, впускную и выпускную трубы объединяют в одну отливку
(фиг. 106) или располагают их таким образом, что подогрев впускной трубы
происходит на участке непосредственно за карбюратором.
На фиг. 107 показана конструкция впускной трубы V-образного две-
надцатицилиндрового двигателя, который снабжен тремя карбюраторами
104
Фиг. 104. Подогрев впускной трубы под
карбюратором с автоматическим регулированием
температуры подогрева.

Фиг. 105. Схемы впускных трубопроводов для шести- и восьми-
цилиндровых двигателей с рядным расположением цилиндров:
1 — карбюратор.
Фиг. 106. Общая отливка впускного и выпускного трубопровода
для четырехцилиндрового двигателя (слишком интенсивный подогрев).
105.

с падающим потоком (двигатель гоночного автомобиля Феррари с литражом
4,5 л). Каждый карбюратор служит для питания горючей смесью четырех
цилиндров.
Шум при впуске часто является весьма интенсивным. Некоторое
изменение характера шума, но не полное его устранение, может быть
достигнуто за счет соответствующей конструкции впускной трубы. У двигателей
повышенной мощности
воздухоочистители не
обеспечивают достаточного
глушения шума впуска.
Поэтому для таких
двигателей применяются
специальные глушители шума,
представляющие собой
ресиверы, через которые
протекает всасываемый
воздух. Конструктивно
они объединяются с воз-
Фиг. 107. Впускной трубопровод с тремя карбюраторами духоочистителями.
V-образного двенадцатицилиндрового двигателя.
Система выпуска
Основными требованиями к системе выпуска являются быстрый отвод
и расширение горячих отработавших газов. Поэтому выпускной
трубопровод выполняется с увеличивающимися проходными сечениями по мере
приближения к фланцу выпускной трубы. Для упрощения литья выпускной
трубопровод, как правило, изготовляют раздельно от впускного. Трубу,
идущую к глушителю, целесообразно присоединять в передней части
трубопровода, где имеется достаточно места, а также происходит лучшее и более
быстрое охлаждение, а следовательно, и расширение отработавших газов.
Другой рациональной конструкцией является отвод трубы, идущей к
глушителю вниз от середины трубопровода. Не следует без особой
необходимости увеличивать длину выпускных каналов, соприкасающихся со стенками
водяной рубашки двигателя.
Чтобы облегчить подогрев горючей смеси, выпускной трубопровод
располагают с той же стороны двигателя, что и впускной. В двигателях
легковых автомобилей, выпускной трубопровод может располагаться с любой
стороны, однако большей частью его располагают с правой стороны
по направлению движения автомобиля. У двигателей с V-образным
расположением цилиндров предусматривается по одному выпускному
трубопроводу с каждой стороны двигателя, объединяющихся в общий трубопровод
непосредственно перед глушителем. Применяются также конструкции
*с двумя раздельными выпускными трубопроводами и двумя глушителями.
В двигателях грузовых автомобилей выпускной трубопровод целесообразно
размещать с девой стороны двигателя, так что выпуск будет происходить
в левой задней части автомобиля, вследствие чего отпадает необходимость
в прокладке трубы глушителя поперек шасси автомобиля.
Привод вспомогательных агрегатов
Механический привод необходим для следующих вспомогательных
агрегатов двигателя: вентилятора, генератора, водяного насоса, масляного
насоса, распределителя системы зажигания и топливного насоса.
Конструктивно приводы вспомогательных агрегатов по возможности объединяются,
что обычно осуществляется с помощью описанных ниже способов.
1. Комбинированный привод вентилятора, генератора и водяного насоса
'(при наличии последнего) с помощью клиноременной передачи. Схема такого
привода при наличии одного водяного насоса показана на фиг. 108, а. На
106

фиг. 108, б показана схема аналогичного привода при наличии двух водяных
насосов (V-образный двигатель Ford).
2. Комбинированный привод масляного насоса и распределителя с
помощью зубчатой передачи (винтовая передача) от распределительного вала
(фиг. 109, а также фиг. 69, 92 и 93). Привод топливного насоса обычно
осуществляется с помощью цилиндрического эксцентрика на распределительном
Фиг. 108. Комбинированный привод
вспомогательных агрегатов с помощью
клиноременной передачи:
а — трехвальный; б — четырехвальный:
/ — коленчатый вал; 2 — генератор;
3 — водяной насос.
Фиг. 109. Комбинированный
привод масляного насоса и
распределителя.
валу (фиг. ПО, а), либо с помощью конического эксцентрика на валике
привода масляного насоса или распределителя (фиг. 110, б).
На фиг. 111 показан раздельный привод масляного насоса и
распределителя от общей винтовой шестерни распределительного вала.
Необходимость такой конструкции была вызвана размещением карбюратора, а также
впускного и выпускного трубопроводов со стороны расположения
распределительного вала.
Конструкция клиноременной передачи должна обеспечивать
возможность натяжения ремня. При использовании привода по схеме, показанной
на фиг. 108, а, натяжение ремня обычно осуществляется за счет качающейся
установки генератора. При использовании схемы, изображенной на
фиг. 108, б, имеется возможность перемещения генератора с вентилятором.
При конструировании приводов необходимо принимать во внимание
существующие стандарты.
В двигателях Opel от распределительного вала с помощью винтовой
передачи и гибкого вала приводится во вращение также стеклоочиститель.
107

Фиг. ПО. Привод топливного насоса:
а — с помощью цилиндрического эксцентрика; б — с помощью конического эксцентрика;
/ — топливный насос; -2 — конический эксцентрик.
Фиг. 111. Привод вспомогательных агрегатов
двигателя Austin.
108

На фиг. 112 показана аналогичная конструкция привода стеклоочистителя
двигателя Vauxhall.
В двигателях легковых автомобилей, особенно американских, в связи
с низким расположением радиатора привод вентилятора осуществляется
Фиг. 112. Непосредственный привод стеклоочистителя от распределительного
вала двигателя:
/ — выключатель; 2 — привод от распределительного вала; 3 — кулачковая муфта.
непосредственно от коленчатого вала или с помощью шестеренчатой
передачи. При этом для предотвращения перегрузки лопастей при резком
изменении числа оборотов двигателя в приводе вентилятора должен быть упругий
элемент. В качестве такового
обычно используется резино-ме-
таллическая (фиг. 113) или
фрикционная муфта (фиг. 114). Вместо
Фиг. 113. Непосредственный
привод вентилятора с помощью
резинометаллической муфты:
/ — листовая сталь; 2 — резина;
3 — электрон.
Фиг. 114. Фрикционная муфта
вентилятора при непосредственном приводе
от коленчатого вала или с помощью
шестеренчатой передачи.
конической фрикционной муфты используется также дисковая
муфта.
Если нет водяного насоса, генератор устанавливается в верхней части
блока двигателя и приводится во вращение с помощью обычной клино-
ременной передачи. Если диаметры шкивов выбраны достаточно большими,
то такая передача не требует дополнительной регулировки во время
эксплуатации.
109

На фиг. 115 показан двигатель Reno 4CV в блоке с коробкой передач,
устанавливаемый в автомобиле с задним расположением двигателя. Весьма
распространено конструктивное объединение на одном валу водяного насоса
и вентилятора (фиг. 116 и 126). Для обеспечения возможности натяжения
ремня в передней части вала устанавливается подшипник качения; у
крыльчатки водяного насоса используется подшипник скольжения.
На фиг. 117 показан водяной насос V-образного двигателя (два насоса
на один двигатель) с торцовым уплотнением. Водяные насосы должны
Фиг. 115. Малолитражный четырехцилиндровый двигатель Reno 4CV.
иметь надежное уплотнение от пропуска воды. Особенно тщательно от
соприкосновения с водой должны быть предохранены подшипники
качения.
Вместо сальникового уплотнения применяются более совершенные
и надежные конструкции манжетного (фиг. 116) или торцового
уплотнения (фиг. 117).
На фиг. 118 показана схема уплотнения водяного насоса, применяемая
фирмой Goetze. Это уплотнение вращается вместе с валом насоса, поэтому
вал не изнашивается. Перпендикулярное расположение нажимного кольца
по отношению к оси вала, а также возможность аксиально.го прогиба
пружины допускает возможность небольших продольных колебаний. Нажимное
кольцо изготовляется из специальной пластмассы, обладающей высокой
износостойкостью, уплотняющее кольцо — из синтетического каучука.
Такое уплотнение применяется для водяных насосов, шестеренчатых
насосов и небольших вентиляторов. Уплотнение является стойким по отношению
к воздействию воды, гликоля, жиров, масла, бензина, бензола, а также ряда
агрессивных газов.
На фиг. 119 изображена конструкция крепления масляного насоса,
приводимого во вращение от распределительного вала, к крышке одного
из коренных подшипников (обычно среднего).
Привод всех вспомогательных агрегатов от одного вертикального вала
в автомобильных двигателях применяется редко. Применение его становится
целесообразным при верхнем расположении распределительного вала
по

Фиг. 116. Конструктивное объединение
водяного насоса и вентилятора.
Фиг. 117. Торцовое уплотнение
водяного насоса.
Фиг. 118. Уплотнение водяного насоса
системы Goetze:
1—упорное кольцо; 2 — корпус; 3
—уплотняющее кольцо; 4 — пружина; б —
рабочая поверхность.
Фиг. 119. Крепление масляного нассса
к крышке коренного подшипника.
111

(фиг. 120 и 68). Такой привод надежен и обеспечивает спокойную работу,
однако стоимость его является высокой. При батарейном зажигании вместо
магнето, показанного на фиг. 68, размещается водяной насос.
Фиг. 120. Привод верхнего распределительного вала с помощью вертикального валика.
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Конструкция двигателя определяется в основном числом цилиндров
и их расположением, а также расположением клапанов.
К конструкции двигателя предъявляются следующие требования:
удобный доступ ко всем узлам, возможность быстрого демонтажа всех узлов
и вспомогательных агрегатов для замены деталей в случае возникновения
повреждений, малая стоимость изготовления при достаточной прочности
и надежности, в связи с чем возникает стремление к возможному сокращению
числа деталей, а также к обеспечению легкости и простоты сборки двигателя.
Например, должна быть обеспечена возможность съема нижн-ей части картера
(для очистки масляной ванны) без необходимости демонтажа при этом
других деталей двигателя. Аналогичное условие должно быть поставлено в
отношении конструкции головки, особенно при нижнем расположении
клапанов.
Наконец, конструкция двигателя должна обладать минимальными весом
ч габаритными размерами. В пределах этих размеров должны быть
размещены все вспомогательные агрегаты.
Расположение цилиндров двигателя в зависимости от их числа может
быть следующим:
1 цилиндр — вертикальное, горизонтальное или наклонное;
2 цилиндра — рядное вертикальное, с противолежащими цилиндрами горизонтальное,
V-образное;
3 цилиндра — рядное вертикальное;
4 цилиндра — рядное вертикальное, с противолежащими цилиндрами горизонтальное
(2 + 2);
112

6 цилиндров — рядное вертикальное, V-образное (3 + 3);
S цилиндров — рядное вертикальное, с противолежащими цилиндрами горизонтальное,
V-образное (4 + 4);
более 8 цилиндров — только с противолежащими цилиндрами горизонтальное или
V-образное Кроме того, применяется Н-образное расположение или
система с двумя двигателями (фиг. 121).
' Выбор расположения цилиндров зависит от назначения автомобиля.
Короткоходные двигатели выполняются с горизонтальными
противолежащими цилиндрами или с V-образным расположением, цилиндров.
Для увеличения полезной площади грузовой платформы у грузовых
автомобилей применяют двигатели с противоположно лежащими
горизонтальными цилиндрами или рядные двигатели с горизонтальным расположением
цилиндров, что позволяет
разместить кабину над двигателем.
У легковых автомобилей,
как правило, применяются
двигатели с рядным
расположением цилиндров (при 4 и 6
цилиндрах). У легковых
автомобилей малого литража
применяются двигатели с
горизонтальными противолежащими
цилиндрами, а у легковых
автомобилей большого литража —
двигатели с V-образным
расположением цилиндров.
Двигатели обоих видов
характеризуются значительно
меньшей длиной по сравнению фиг. 121. Автомобиль с двумя двигателями.
с рядными двигателями.
Конструкции V-образных двигателей и двигателей с противолежащими
цилиндрами имеют много общего, так как двигатель с горизонтальными
противолежащими цилиндрами можцо рассматривать как V-образный
двигатель с углом развала между цилиндрами, равным 180°.
Ниже перечислены основные преимущества конструкций V-образных
двигателей и двигателей с горизонтальными противолежащими цилиндрами.
1. Меньшая длина.
2. Короткий, простой по конструкции коленчатый вал с меньшим числом
колен и меньшей склонностью к возникновению колебаний по сравнению
с коленчатыми валами рядных двигателей.
3. Большая равномерность хода двигателя как следствие большого
числа цилиндров (от 4 до 16), а также:
а) меньшая тепловая напряженность;
б) меньшая мощность, приходящаяся на один цилиндр;
в) более равномерная работа двигателя; отсутствие колебаний;
г) малые инерционные нагрузки;
д) меньшая напряженность всех движущихся деталей.
Угол развала между цилиндрами выбирают из условия равномерности
чередования рабочих ходов (импульсов крутящего момента) двигателя.
Таким образом, у четырехтактного двигателя угол развала должен состав-
720
л ять а = —г- (где i — число цилиндров).
У V-образных двигателей с различным числом цилиндров применяются
следующие углы развала:
2 цилиндра — любой, 45 или 90°;
4 цилиндра — 90°, а также 15 и 20° (Lancia);
6 цилиндров — 120°;
8 цилиндров — 90°, а также 60°;
12 цилиндров — 60°;
16 цилиндров— 45 или 135° (Cadillac 1938).
8 Бюссиен 644 ИЗ

Фиг. 122. Схемы расположения цилиндров V-образных двигателей.
114

На фиг. 122 приведены различные схемы расположения цилиндров
V-образных двигателей.
На фиг. 40 и 123 показан V-образный восьмицилиндровый двигатель
Ford. Двигатель характеризуется прежде всего компактностью и малым
весом.
На фиг. 124 показан поперечный разрез V-образного восьмицилиндро-
вого двигателя De Soto г выпуска 1952 г. Основные технические данные
двигателя следующие: мощность 160 л. с. при 4400 об/мин; диаметр цилиндра
92 мм; ход поршня 85 мм; рабочий объем 4,53 л\ степень сжатия 7,1; сухой
Фиг. 123. V-образный восьмицилиндровый двигатель Ford.
вес двигателя 286 кг; вес двигателя с коробкой передач и сцеплением 405 кг.
Заслуживает внимания схема привода клапанов и расположение штанг
толкателей; ход клапана составляет 9,2 мм.
На фиг. 125 изображен V-образный восьмицилиндровый двигатель
Oldsmobile — Rocket с коробкой передач и сцеплением. Степень сжатия
этого двигателя составляет 7,25.
На фиг. 126 показан четырехцилиндровый двигатель Jowett — Javelin
с горизонтально расположенными противолежащими цилиндрами.
Основные технические данные этого двигателя следующие: мощность 52,5 л. с.
при 4500 об/мин; диаметр цилиндра 72,5 мм; ход поршня 90 мм; рабочий
объем 1,486 л; степень сжатия 7,2. Двигатель снабжен гидравлическими
толкателями; на двигателе установлены два карбюратора с номинальным
диаметром фланца 30 мм. Порядок работы цилиндров двигателя 1—4—2—3.
При этом первый и третий цилиндры расположены у переднего конца
1 Двигатель Crysler-Fire-Power имеет тождественную конструкцию, но степень сжатия 7,8.
115

Фиг. 124. V-сбразный вссьмицилиндровыи двигатель De Soto.
Фиг. 125. V-образный восьмицилиндровый двигатель
Oldsmobile-Rocket.
116

Фиг. 126. Четырехцилиндровыи двигатель с горизонтальным расположением
цилиндров (Jowett-Javelin).
117

коленчатого вала, а второй и четвертый цилиндры — у заднего.
Особенностями этого двигателя являются также компактность конструкции
и применение мокрых гильз.
ДЛИТЕЛЬНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ ПРИ ВЫСОКОЙ НАГРУЗКЕ
Высокая нагрузка двигателя при продолжительной его работе
необходима в случае движения автомобиля по автострадам. Автострады обычно
рассчитаны на максимально допустимую скорость движения автомобилей
150 км/час и более. Даже в условиях ограничения максимальной скорости
движения по автострадам длительная езда со скоростью 80 км/час
обусловливает значительную нагрузку на двигатель. У автомобилей с двигателями
малого и среднего литража мощность, необходимая для движения с
указанной скоростью, близка к максимальной мощности двигателя. Двигатель
должен развивать данную мощность при умеренном расходе топлива.
Условием этого является малый вес автомобиля, что означает малый вес,
приходящийся на единицу мощности двигателя, или большую мощность,
приходящуюся на единицу полного веса автомобиля. Подобные условия работы
автомобильных двигателей приближаются к условиям работы авиационных
двигателей.
Уменьшение тепловой напряженности и снижение веса двигателя может
быть достигнуто путем увеличения числа его цилиндров. Поэтому наиболее
целесообразными в этих условиях являются V-образные восьмицилиндровые
двигатели.
Обязательным требованием к конструкции двигателей, которые
предназначаются для работы в указанных условиях, является надежная система
смазки; при необходимости применяется специальная смазка рабочих
поверхностей цилиндра и поршня.
Фирмой Graham введена новая система смазки цилиндра. Масло под давлением из
магистрали через продольное отверстие в направляющей клапана и далее через кольцевой канал
на боковой поверхности толкателя в момент его наибольшего подъема подводится к
поперечному отверстию в направляющей клапана, идущему к стенке цилиндра. В указанный момент
времени с положением этого отверстия совпадает кольцевая канавка на поршне, в которую
и поступает масло. Быстрое поступление масла к рабочим поверхностям цилиндра и поршня,
даже при пуске холодного двигателя, достигается вследствие удаления воздуха из канавки
на поршне. Такая дополнительная смазка цилиндра позволяет снизить потери на трение
поршня и в результате уменьшения износа (особенно при пуске холодного двигателя)
снизить расход масла при работе двигателя с большим числом оборотов коленчатого вала.
Температура масла при максимальной мощности двигателя не должна
превышать 100° С. С другой стороны, рабочая температура масла должна
устанавливаться после пуска двигателя в возможно более короткие сроки.
Для выполнения этих условий величину охлаждаемой поверхности
нижнего картера выбирают достаточно большой по отношению к сравнительно
малому количеству масла в картере, благодаря чему у двигателей с
небольшим литражом в ряде случаев отпадает необходимость в наличии
специального масляного радиатора.
По практическим данным можно рекомендовать следующие емкости
системы смазки в зависимости от литража двигателя:
Литраж двигателя в л . . . . 1—1,5 1,5—2 2—3 3—4
Емкость системы смазки в л . 2,5 3 4 4—5
Надежный подвод масла к точкам смазки обеспечивается путем
соответствующей дозировки подачи масла в магистралях и каналах. Поршень
должен быть хорошо смазан, однако масло не должно попадать в пространство
над поршнем, что обеспечивается чистотой и хорошей подгонкой поршневых
колец, а также точностью соблюдения экспериментально установленного
зазора между поршнем и цилиндром.
118

Необходимо надежное водяное или воздушное охлаждение двигателя.
Правильное распределение охлаждающей воды должно обеспечивать
равномерность температуры отдельных цилиндров двигателя, включая камеры
сгорания. Водяной насос и вентилятор также должны соответствовать
заданным условиям работы. Для постоянного подвода свежего воздуха должен
быть обеспечен свободный выход воздуха из рабочего пространства
двигателя.
Вспомогательные агрегаты: водяной насос, вентилятор, генератор,
распределитель, катушка зажигания и топливный насос — должны быть
рассчитаны на жесткие условия длительной работы двигателя и
подвергаться систематической проверке во время эксплуатации.
При длительной работе необходим тщательный контроль за состоянием
двигателя путем наблюдения за контрольным прибором с тем, чтобы
устанавливать соответствующую скорость движения автомобиля. С этой целью
двигатель должен обязательно иметь следующие контрольные приборы:
манометр для измерения давления масла и термометр для измерения
температуры охлаждающей жидкости. Желательно также (но не обязательно,
если система смазки двигателя правильно сконструирована) наличие
термометра для измерения температуры масла.
Кроме того, автомобиль должен быть снабжен прибором для контроля
работы генератора и состояния аккумуляторной батареи (амперметр или
контрольная лампа), а также указателем уровня бензина в топливном баке*
Из изложенного выше следует, что надежность работы двигателя при
езде по автострадам зависит в значительной степени от водителя автомобиля.

II. СМАЗКА
ДВИГАТЕЛЬ
Конструктивные требования
Чтобы обеспечить безукоризненную смазку двигателя в условиях
эксплуатации, необходимо предотвратить возможность утечек масла в стыках
неподвижных деталей путем применения соответствующей конструкции этих
деталей, их обработки и маслостойких уплотняющих материалов.
Отверстия, каналы и трубопроводы масляной системы, во избежание
их засорения и закупорки, должны иметь достаточные проходные сечения.
Необходимо, чтобы все болтовые и фланцевые соединения были тщательно»
законтрены.
К сеткам, фильтрам, масляным насосам и редукционным клапанам
должен быть обеспечен хороший доступ.
Масляные резервуары или масляные поддоны должны иметь такую
форму, чтобы насос мог отбирать из них достаточно масла даже при
минимальном наличии его в картере. Необходимо, чтобы при спуске масла из
картера вместе с ним легко удалялись по возможности без остатка вся грязь
и весь осадок. Нужно также обеспечить охлаждение циркулирующего
в системе масла.
Контроль уровня масла в поддоне и доливка масла в двигатель должны
быть просты и удобны
Необходимо, чтобы при пуске двигателя система смазки включалась
автоматически, без применения каких-либо рукояток. После пуска
двигателя должно немедленно начаться поступление масла ко всем точкам, для
которых требуется смазка.
Во избежание образования или в результате конденсации влаги,
содержащейся в продуктах сгорания, картеры двигателей (за исключением
двухтактных, в которых смазочное масло примешивается к топливу) снабжают
устройством для вентиляции. Конструкция сапуна должна быть такой*
чтобы масло не выбрасывалось из картера.
Особая тщательность требуется при конструировании подшипников.
Неудачное расположение масляных отверстий, канавок и карманов во
вкладышах нарушает правильную циркуляцию масла.
Чрезмерная смазка приносит вред; следствием этого является
перерасход смазки, образование нагара в канавках поршневых колец и на днище
поршня и замасливание контактов свечей зажигания.
Выбср соответствующего сорта масла
При выборе соответствующего сорта масла необходимо принимать во«
внимание ряд факторов, зависящих от взаимодействия специфических
свойств масла, конструкции двигателя и условий эксплуатации. От удачного
выбора сорта масла зависит срок службы двигателя и, следовательно, этот
выбор в значительной мере влияет на экономичность эксплуатации
двигателя.
120

Факторы, определяющие выбор сорта масла для двигателя, следующиег
величина зазоров, условия подачи масла, рабочая температура, отложение*
и нагарообразование.
Зазоры в двигателе зависят от качества применяемого станочного
оборудования,- определяющего величины производственных допусков. Чем
более точными выдерживаются эти допуски, тем удачнее может быть сделан
выбор сорта масла. Для малых зазоров в двигателе требуется очень жидкое
масло, которое способно после пуска двигателя создать защитную пленку
между трущимися поверхностями. Сказанное справедливо как для зазоров,
в цилиндрах, так и для зазоров в баббитовых подшипниках. При
подшипниках из свинцовистой бронзы условия смазки более благоприятны, так
как для этих подшипников требуются большие зазоры, чем для баббитовых.
Условия смазки зависят также от конструктивного выполнения системы
смазки, производительности масляного насоса, сопротивлений фильтров
во всасывающей и нагнетательной линиях насоса и от регулировки
редукционного клапана. Наряду с этими механическими факторами на условия
смазки влияют температура окружающего воздуха при пуске двигателя,
зависимость свойств масла от температуры, степень загрязненности масла*,
наличие в нем продуктов старения, сажи, воды и частиц топлива.
Рабочая температура двигателя зависит лишь в небольшой степени
от температуры воздуха. Значительно сильнее влияют на рабочую
температуру двигателя его конструктивные особенности и условия эксплуатации.
К числу таких факторов должны быть отнесены: система охлаждения (вода^
или воздух) и ее конструкция, способ регулирования температуры, условия
теплопередачи от поршней к цилиндрам и к охлаждающей среде, материал
деталей двигателя (легкие сплавы), число поршневых колец, сухие или
мокрые цилиндровые гильзы, система выпуска, работа двигателя по
двухтактному или четырехтактному процессу, среднее эффективное давление,
средняя скорость поршня, число оборотов двигателя, наддув двигателя,,
установка опережения зажигания или момента впрыска топлива,
регулировка карбюратора или впрыскивающего насоса, нагрузка двигателя и
условия эксплуатации.
Отложения и нагарообразование в двигателе внутреннего сгорания во
многих случаях оказывают большое влияние на его срок службы и,
следовательно, на экономичность эксплуатации. Однако отложения и
нагарообразование в двигателе обусловливаются не только свойствами применяемой
смазки или топлива. Значительно большее влияние на нагарообразование
и отложения оказывают, наряду с конструктивными особенностями
двигателя (например, форма камеры сгорания, местоположение свечи или
топливной форсунки, характер рабочего процесса, тип и качество работы
свечей или форсунок), также и такие условия эксплуатации, как нагрузка
двигателя, рабочая температура, установка опережени'я зажигания или
момента впрыска и, наконец, изменение технического состояния двигателя
' в результате износа, недостатка воздуха из-за засорения
воздухоочистителя и т. п.
Система смазки
Смазка чистым маслсм. При таком способе смазки запас свежего масла
содержится в особом, отделенном от двигателя резервуаре. Насос подает
масло по трубкам к отдельным, требующим смазки точкам двигателя,
причем подача масла дозируется. Масло может подаваться к местам смазки
или под давлением, или каплями.
Преимуществом рассматриваемого способа смазки является работа на
свежем холодном и незагрязненном масле. Расход смазки при этом
оказывается сравнительно невысоким.
В случае надобности подвод смазки может регулироваться в
соответствии с условиями эксплуатации. Подача масла непосредственно насосом
производится обычно к коренным и шатунным подшипникам коленчатого
121

вала и к механизму клапанного привода. Реже свежее масло подается для
смазки стенок цилиндров. Обычно смазка поршней и цилиндров производится
разбрызгиванием масла, отбрасываемого деталями кривошипно-шатунного
механизма.
Охлаждающее действие при смазке чистым маслом будет слабее, чем
при циркуляционной смазке. Хотя свежее масло и будет холодным, но
поступающее к месту смазки количество его значительно меньше, чем при
циркулирующем масле. Условия смазки в начальный момент при пуске
двигателя будут при работе со свежим маслом более благоприятны. Смазка
чистым маслом применялась преимущественно в мотоциклетных двигателях;
в настоящее время область ее применения крайне незначительна.
Смазка разбрызгиванием. Смазка разбрызгиванием характеризуется тем,
что масло поступает к местам смазки в результате разбрызгивания его шату-
Фиг. 1. Дизель Farymann; смазка разбрызгиванием.
нами и шестернями двигателя при погружении их в масляную ванну в
картере. Весьма часто смазка разбрызгиванием сочетается со смазкой под
давлением.
В простейшем варианте конструкции системы- смазки разбрызгиванием
крышки нижних головок шатунов снабжены небольшими черпаками,
погружающимися в масляную ванну и разбрасывающими масло по всему
двигателю. Расположение в соответствующих местах картера маслосборочных
карманов обеспечивает достаточный подвод масла к отдельным
подшипникам двигателя.
Смазка цилиндров, поршней и поршневых пальцев производится
разбрызгиванием.
В многоцилиндровых двигателях при наклонном положении двигателя,
например, при движении автомобиля на подъеме, может случиться, что
масло скопится в одной стороне картера двигателя, и отдельные шатуны
не будут при этом осуществлять разбрызгивание масла. Этот недостаток
может быть устранен разделением нижнего картера на отдельные отсеки.
Смазка разбрызгиванием применяется также в дизелях, работающих в
нормальных эксплуатационных условиях. На фиг. 1 изображен горизонтальный
дизель Farymann с испарительным охлаждением, роликовыми подщипни-
122

ками коленчатого зала и системой смазки разбрызгиванием. На фигуре
виден разбрызгивающий черпачок на крышке нижней головки шатуна.
На фиг. 2 и 3 показан пример применения смазки разбрызгиванием для
четырехтактного двигателя NSU-Fox. Сцепление, кривошипно-шатунный .механизм и шестерни
коробки передач находятся в трех
отдельных отсеках картера,
соединенных между собой
калиброванными отверстиями. При
неработающем двигателе во всех трех
отсеках устанавливают одинаковый
уровень масла, контролируемый
с помощью указателя стержневого
типа. Сцепление, маховик и
шестерни коробки передач,
погружаясь в масляную ванну,
разбрасывают определенное количество
масла по картеру двигателя.
Разбрасываемое сцеплением масло
смазывает не только детали самого
сцепления, но и через каналы
в штангах толкателей клапанов
механизм клапанного привода.
Стекающее со стенок картера масло
собирается в особый маслосборник
и оттуда через отверстие в гнезде
коренного подшипника коленчатого
вала поступает к маслоулавливаю-
щему кольцу и попадает далее
в четыре особые выемки в щеке
кривошипа. Форма этих выемок
такова, что под действием центро
бежной силы в них оседают все
^ дв„,неля NSU-Fox
в шатунной шейке вала масло
поступает в шатунный подшипник. Поршень, поршневой палец и стенки цилиндра
смазываются маслом, разбрызгиваемым кривошипом и маховиком.
Фиг. 3. Схема системы смазки двигателя NSU-Fox.
В масляный отсек маховика масло поступает через калиброванное отверстие из отсека
шестерен коробки передач, работающих в масляной ванне. Следует отметить, что уровень
масла в отсеке шестерен коробки передач снижается в процессе работы всего лишь на
несколько миллиметров.
Циркуляционная смазка под давлением. Наибольшее распространение
в современных автомобильных двигателях имеет циркуляционная смазка
под давлением. Запас смазочного масла находится в нижнем картере
двигателя. Масло подается оттуда с помощью шестеренчатого насоса, нагнетаю-
123

1дего его в маслораспределительную систему. Часть масла подводится к
коренным подшипникам коленчатого вала и оттуда поступает через отверстия
в коленчатом валу к шатунным подшипникам. Разбрасываемое кривошипно-
шатунным механизмом масло смазывает поршневые пальцы, поршни, стенки
цилиндров и кулачков распределительного вала. Остальное масло поступает
на смазку клапанного механизма, распределительных шестерен и
подшипников распределительного клапана. Давление в маслораспределительной
системе составляет 1—5 ати\ контроль его осуществляется с помощью-
манометра или контрольной лампы. Обычно величина давления масла
устанавливается на определенном уровне с помощью монтируемого в масляной
магистрали редукционного клапана. Для улавливания загрязняющих
механических примесей на всасывающей линии масляного насоса
установлена сетка, на нагнетательной линии насоса часто ставят масляный фильтр.
Примером циркуляционной смазки под давлением служит двигатель
Opel с рабочим объемом 2,5 л.
Шестеренчатый насос подает масло, находящееся в картере, ко всем точкам кривошипно-
шатунного механизма, нуждающимся в смазке. Запас масла в картере выбран таким
образом, что при работе двигателя на самых форсированных режимах обеспечивается достаточное
охлаждение масла потоком встречного воздуха, омывающего масляный поддон при
движении автомобиля. Масло засасывается насосом через мелкую фильтрующую сетку и
нагнетается в продольную распределительную магистраль, откуда оно поступает по каналам
ко всем подшипникам коленчатого и распределительного валов, а также к толкателям
клапанов. Через отверстия в коленчатом валу масло попадает в шатунные подшипники и оттуда
при каждом обороте вала, через отверстия в теле шатунов, к поршневым пальцам. От
второго подшипника распределительного вала масло в течение V8 оборота этого вала поступает
по особому каналу к оси коромысел клапанов и отсюда распределяется по отдельным
коромыслам. Через калиброванную трубочку в стенке картера масло подается на
распределительные шестерни коленчатого и распределительных валов. При каждом обороте
коленчатого вала через форсунку в шатунном подшипнике смазываются стенки цилиндров, кулачки.
а также приводы распределителя зажигания, стеклоочистителя и бензинового насоса. Избы-
точное масло после смазки клапанных коромысел стекает через сливную трубку вдоль камеры
толкателей клапанов непосредственно в масляный поддон. В заднем коренном подшипнике
предусмотрен маслосборный канал, отводящий масло в поддон. Двигатель рассчитан на
применение преимущественно жидкого масла с малой вязкостью.
Наличие в масляном насосе редукционного клапана, который при достижении
определенного давления возвращает часть масла обратно в поддон, позволяет поддерживать
давление масла в значительной мере не зависимым от числа оборотов двигателя. Для
контроля давления масла слева от спидометра, на щитке приборов, установлена оранжевая
лампа, загорающаяся при включении зажигания и выключающаяся при работе двигателя,,
если в системе смазки имеется требуемое давление.
Эффективная вентиляция картера двигателя достигается с помощью конического патрубка*
у маслосливной горловины на крышке головки цилиндра и вытяжной трубки на крышке
камеры толкателей клапанов. Воздушный поток, создаваемый вентилятором, устремляется
в направленный вперед конический патрубок и через него попадает в картер, откуда
увлекает за собой пары воды и бензина, предохраняя таким образом масло от чрезмерного нагрева
и разжижения. Инжекционным действием потока встречного воздуха, проходящего возле
выходного отверстия вытяжной трубки, нагретый и обогащенный парами топлива и масла
воздух отсасывается в аъмосферу.
Вполне достаточная в условиях нормальной работы (при
циркуляционной смазке под давлением) смазка стенок цилиндров разбрызгиваемым
маслом оказывается при низкой температуре масла, особенно зимой, т. е. при:
пуске двигателя и трогании автомобиля с места, значительно менее
эффективной, чем при прогретом масле в процессе установившегося движения
автомобиля. Поэтому в двигателе Mercedes модели 300 при пуске, когда
масло еще не прогрелось, автоматически включается система
дополнительной смазки цилиндров. Эта временно действующая система смазки связана
с нагнетательной линией нормальной циркуляционной смазки при помощи
каналов в картере. Масло под давлением через небольшие радиальные
отверстия подводится в каждый цилиндр и притом в то место, где давление
поршня на стенку будет наибольшим. Редукционный клапан пропускает,
однако, по этой дополнительной системе лишь холодное масло, т. е. она
включается лишь тогда, когда имеется более высокое давление холодного масла.
Когда температура масла достигнет нормальной величины, клапан
закроется и выключит ставшую излишней дополнительную смазку. В ре-
124

зультате износ цилиндров и поршней значительно уменьшается и срок
службы этих ответственных деталей двигателя возрастает, следствием чего
является экономия в расходах на ремонт.
Другим примером применения циркуляционной смазки под давлением
может служить двухтактный дизель Sudwerke модели SW6. Этот двигатель
•скомпонован из двух двигателей модели SW3, из которых каждый имеет
свою систему циркуляции смазки. На фиг. 4 показаны включенные в систему
смазки или приключенные к ней специальные агрегаты: масляный насос
(фильтрующая сетка на всасывающей линии видна на фиг. 5), щелевой
фильтр с перепускным клапаном (предохраняющим циркуляционную
Фиг. 4. Схема смазки двухтактного шестицилиндрового дизеля Sudwerke
модели SW6 мощностью 210 л. с:
1 — масляный насос; 2 — коленчатый вал; 3 и 6 — перепускные клапаны; 4 —
щелевой фильтр; 5 — масляный радиатор; 7 — редукционный клапан; 8 — масляный
манометр; 9 — компрессор; 10 — распределительный вал; 11 — ось коромысел клапанов;
12 — калиброванная трубка.
систему в случае закупорки фильтра), масляный радиатор (с перепускным
клапаном), редукционный клапан и масляный манометр. К системе
циркуляционной смазки приключены следующие точки: коренные и шатунные
подшипники коленчатого вала, поршневые пальцы, распределительный
вал, нагнетатель, распределительные шестерни, ось коромысел клапанов
и воздушный компрессор (для пневматических тормозов автомобиля).
Для дизелей, длительно работающих на больших нагрузках
(например, на железнодорожном транспорте), хорошо зарекомендовала себя
система специального охлаждения поршней. Дополнительный отвод тепла от
лорщней позволяет избежать заедания и пригорания поршневых колец.
Удачный способ охлаждения поршней применен фирмой Maybach на
двигателях MD, имеющих замкнутую систему циркуляции масла большой
производительности с насосом. Масло охлаждается водой из системы
охлаждения двигателя; оно подводится и отводится к поршням с помощью
телескопических трубок и омывает изнутри дозированными порциями днище порщня
:и в особенности участки поршня, в которых расположены поршневые кольца.
Быстрая циркуляция масла в системе, не содержащей воздуха, позволяет
избежать окисления масла и образования масляного нагара. Преимущества
охлаждаемых маслом поршней двигателя MD фирмы Maybach (фиг. 6)
заключаются в следующем.
Их можно изготовлять из чугуна; толщина стенок поршней может быть
минимальной, так как для отвода тепла требуются малые сечения материала.
При повышении температуры деформация этих поршней невелика.
125

"St.„
Зазор для охлаждаемых маслом поршней в цилиндрах в несколько раз
меньше, чем для неохлаждаемых поршней. При благоприятной температуре
и малых зазорах в цилиндрах можно ограничиться для охлаждаемых
поршней тремя поршневыми кольцами,
устанавливаемыми в съемной
стальной зоне поршня, что
позволяет избежать износа и
повреждений канавок под поршневые
кольца. Поршни с масляным
охлаждением имеют очень
большую высоту опорной поверхности
и строго цилиндрическую форму:
расположение поршневого пальца
относительно центра тяжести
поршня является оптимальным.
При всех этих преимуществах вес
такого поршня лишь
незначительно превышает вес поршня из
легкого сплава.
Циркуляционная смазка по
системе сухого картера. Особой
разновидностью циркуляционной
смазки под давлением является
так называемая смазка по системе
сухого картера. Характерной
особенностью этой системы является
наличие отделенного от двигателя
масляного резервуара, из
которого масло подается насосом под
давлением в систему смазки
двигателя. Стекающее и
скапливающееся в масляном поддоне
двигателя масло отсасывается другим
масляным насосом, подающим его
в масляный резервуар. В
остальном смазка по системе сухого кар-
Фиг. 5. Поперечный разрез двигателя Sudwerke.
тера не отличается от обычной циркуляционной смазки под давлением.
Смазка по системе сухого картера преимущественно применяется в
автомобилях, в которых из-за особых
условий эксплуатации могут быть
случаи значительных наклонов двигателя,
в-результате чего может нарушиться
поступление масла ко всасывающему
патрубку масляного насоса.
На фиг. 7 показана схема
циркуляционной смазки по системе сухого
картера, примененная на
одноцилиндровом двухтактном дизеле с воздушным
охлаждением универсального
трактора Stihl. В фирменной инструкции
этого трактора помещены следующие
данные системы смазки.
а) б)
Фиг. 6. Конструкция поршней:
а — с масляным охлаждением, диаметром
Все масло ИЗ резервуара ПОДВОДИТСЯ К на- 185 мм (двигатель MD); б — без охлаждения,
СОСу, откуда ПО ОСНОВНОМУ МаСЛОПрОВОДу боЛЬ- диаметром 160 мм (двигатель G).
шое количество масла подается к приводному
механизму клапанов и затем, пройдя распределительный вал, стекает в картер
распределительных шестерен. Второй и третий маслопроводы подают небольшое количество масла
для смазки цилиндра и шатуна. Четвертый маслопровод отводит скапливающееся в картере
распределительных шестерен масло через фильтр обратно в масляный резервуар.
126

В картере двигателя находится лишь небольшой остаток масла, так как масло,
стекающее туда после смазки шатуна и цилиндра, перетекает через особое сопловое отверстие*
в картере распределительных шестерен. Двигатель имеет две фильтрующие сетки. Эти сетки
следует через 8 дней после начала работы нового двигателя вынуть и прочистить.
Впоследствии эту операцию нужно производить через каждые три месяца. Засорение фильтрующих
сеток обнаруживается по появлению масла из вентиляционной трубки (сапуна) картера
распределительных шестерен. При обкатке нового двигателя необходимо проверить герме-
тичность всех маслопроводов.
Присадка масла к топливу. Присадка масла к топливу является
простейшим способом подвода масла к трущимся деталям двигателя. Сущность
этого способа заключается в том, что свежее масло примешивается к
бензину при заправке топливного бака автомобиля; оно растворяется в бензине
и поступает вместе с ним в двигатель.
Количество примешиваемого к бензину
масла различно для отдельных двигателей
и определяется фирменной инструкцией.
При пользовании маслами типа SAE 50
отношение количества масла к количеству
К цилиндрам
Картер
Картер распределитель-
ддагателя ных шестерен
Фиг. 7. Схема смазки двухтактного дизеля
трактора Stihl:
/ —- м асляный насос; 2 и 3 — сетки для фильтрации
масла; 4 — фильтр; 5 — масляный бак.
Фиг. 8. Схема смазки двухтактного»
карбюраторного двигателя по способу
присадки масла к топливу.
бензина составляет 1 : 20, 1 : 25 и в отдельных случаях уменьшается до 1 : 40.
Во избежание нагарообразования, отложений в двигателе, пригорания
поршневых колец, уменьшения в результате нагарообразования проходных
сечений выпускных окон и выпускного трубопровода рекомендуется
придерживаться фирменных инструкций по присадке масла к топливу.
Смазка по способу присадки масла к топливу применяется только в
двухтактных карбюраторных двигателях (фиг. 8). Масло поступает во время
хода впуска вместе с воздухом и бензином в кривошипную камеру двигателя.
Во время предварительного сжатия в этой камере при соприкосновении с
горячими деталями двигателя происходит испарение некоторого количества
масла и последующая конденсация его в количестве, достаточном для смазки
подшипника, цилиндра и поршня. Практически в кривошипной камере
конденсация всего масла невозможна, и часть его вместе с топливом
сгорает в цилиндре. Этим объясняется значительно более высокий расход
масла в двухтактных карбюраторных двигателях по сравнению со всеми
прочими двигателями внутреннего сгорания (см. раздел «Расход масла»).
Накопленный опыт работы со смазкой по способу примешивания масла к
топливу полностью подтверждает необходимость обязательного соблюдения
указаний фирм, изготовляющих двигатели и масла, в части соотношения
масла в смесях с бензином, а также применения масел требуемого качества.
Для вновь появившихся двухтактных карбюраторных двигателей,
работающих с впрыском бензина, применение присадки масла к топливу
127

невозможно, так как бензин впрыскивается непосредственно в пространство
сгорания, и бензомасляная смесь не проходит уже более через
кривошипную камеру. В таких двигателях масло смешивают с воздухом или
применяют смазку свежим маслом, дозируя при этом подачу масла в
соответствии с числом оборотов и нагрузкой двигателя.
Фирмой Bosch разработана установка для впрыска топлива в двухтактных
карбюраторных двигателях (фиг. 9), предусматривающая также смазку как двигателя, так и
впрыскивающего топливного насоса.
Впрыскивающий насос представляет
собой типичную конструкцию с
плунжером, имеющим косую кромку,
служащую для отсечки подачи топлива.
На плунжере имеется
кольцеобразное масляное уплотнение,
препятствующее проникновению топлива
в ту часть насоса, где работает
кулачковый привод, и разжижению
находящейся там смазки. Масляное
уплотнение представляет собой две
кольцевые канавки во втулке
плунжера топливного насоса. В этих
канавках с помощью специального
масляного насоса,
предусмотренного в установке для впрыска
топлива, поддерживается постоянное
давление масла 1,5 атм. Масляный
насос представляет собой
поршневой насос типа масленок Bosch
• с приводом от кулачкового вала
впрыскивающего насоса. Масляный
насос обеспечивает также подачу
необходимого количества смазки
двигателю. Для этого маслопровод,
идущий к впрыскивающему насосу,
проложен через последовательно
включенный редуцирующий клапан
до впускного воздушного патрубка
двигателя. Количество подаваемой
масляным насосом смазки может
регулироваться с помощью
рычажка, связанного с дроссельной
заслонкой. Вследствие этого
масляный насос подает лишь столько
масла, сколько требуется для
смазки впрыскивающего топливного
насоса и двигателя. Подобный
способ, по сравнению с обычным для
двухтактных двигателей способом присадки масла к топливу, дает экономию масла
более чем 30% и обеспечивает, кроме того, более продолжительный срок службы без
загрязнения и засорения выпускной системы двигателя.
*Фиг. 9. Схема установки Bosch для впрыска бензина
в двухтактных двигателях:
•/*— масляный бак; 2 —вентиляционная труба; 3 —
топливный бак; 4 — фильтр; 5 — нагнетательный топливопровод;
6 — маслопровод; 7 — впрыскивающая форсунка; 8 — свеча
зажигания; 9 — перепускной клапан; 10 — впрыскивающий
топливный насос: 11 — пневматический регулятор; 12
—штуцер трубки, создающей разрежение у мембраны регулятора;
13 — цилиндр двигателя; 14—вал привода подкачивающего
и впрыскивающего топливных насосов; 15 — гибкий трос;
161— масляный насос с регулируемой подачей; 17 —
подкачивающий топливный насос.
Масляные насосы
Для смазки двигателя под давлением масло должно подводиться к
отдельным точкам двигателя под достаточно большим избыточным давлением.
При смазке по системе сухого картера масло, кроме того, должно еще и
отсасываться из поддона двигателя. Такая принудительная циркуляция масла
осуществляется насосами самой различной конструкции. Обычно для этого
применяют шестеренчатые насосы.
В соответствии со специфическими задачами, выполняемыми этими
насосами, различают насосы для подачи свежего масла, циркуляционной смазки,
для отсоса и обратной подачи масла и т. п.
Поршневые масляные насосы применяют лишь в единичных случаях,
например в тракторных двигателях.
Для быстроходных автомобильных двигателей используют исключительно
шестеренчатые насосы, обеспечивающие более непрерывную подачу масла,
128

jt
f
чем поршневые насосы. Схема работы масляного шестеренчатого насоса
показана на фиг. 10.
При создающемся при вращении шестерен разрежении масло
засасывается из поддона через патрубок в насос. Масло заполняет почти все
впадины между зубьями шестерен и корпусом насоса. При дальнейшем вращении
шестерен зубья, не находящиеся в зацеплении, подводят порции масла
к нагнетательному патрубку, где в результате вытесняющего действия
входящих в зацепление зубьев обеих шестерен создается давление на
подводимые порции масла. Таким образом, шестеренчатые насосы работают
по принципу вытесняющих, а не центробежных насосов, применяемых
в системах водяного охлаждения двигателей. Если в результате длительной
работы зазоры и износы в шестеренчатом насосе достигнут чрезмерной
величины, то
производительность насоса значительно
снизится.
В первую очередь
влияние на падение
производительности насоса оказывает
увеличение торцового зазора
между зубьями шестерен и
крышками корпуса насоса,
а затем увеличение
радиального зазора между головками
зубьев шестерен и корпусом
насоса и износ самих зубьев.
Причина падения Производи- Фиг. 10. Схема подачи масла шестеренчатым насосом,
тельности насоса заключается
в том, что внутри его слишком много масла перетекает со стороны
нагнетания на сторону всасывания. Наиболее опасным местом в этом отношении
является участок зацепления обеих шестерен, так как на этом участке
торцовые зазоры между зубьями шестерен и крышками корпуса являются
кратчайшим путем для обратного перетекания масла со стороны нагнетания
на сторону всасывания.
При ремонте двигателей необходимо обращать особое внимание на
износ торцовых крышек масляного насоса.
При смазке свежим маслом производительность насоса должна
соответствовать максимальному расходу масла двигателем. Для наиболее
распространенной циркуляционной смазки под давлением производительность
масляного насоса должна быть значительно большей. Назначение масла
в этом случае не ограничивается смазыванием трущихся поверхностей,
но поток масла должен, кроме того, охлаждать и промывать всю систему
циркуляции. Таким образом, производительность масляного насоса в
минуту определяется в основном конструкцией двигателя.
При расчете масляного насоса необходимо предусмотреть, чтобы после
200 000 км пробега автомобиля с учетом износа в подшипниках двигателя,
а также в самом масляном насосе величина создаваемого йасосом в системе
смазки давления была бы достаточной при работе на горячем и,
следовательно, жидком масле.
Масляные насосы, предназначенные для обратной подачи масла из
картера двигателя в резервуар для смазки по системе сухого картера, вместе
с маслом засасывают также и воздух; поэтому они должны иметь еще
большие размеры и производительность, чем насосы для циркуляционной смазки
под давлением.
Расчет производительности масляных насосов поршневого типа
производится обычным образом. Для получения возможно высокого наполнения
объемный коэффициент наполнения i\v число ходов поршня в минуту должно
быть возможно малым. Для новых насосов коэффициент наполнения можно
принимать равным 0,75.
9 Бюссиен 644
129

Шестеренчатый насос, состоящий из двух одинаковых шестерен, подает
за один их оборот количество масла, соответствующее сумме объемов,
заключенных между зубьями обеих шестерен. Следовательно, минутная
производительность насоса определится выражением
Шо
-Т^к — <&) b nr\v л/мин, (I)
где dK — диаметр окружности головок зубьев в см\
dF — диаметр окружности ножек зубьев в см\
b — ширина зубьев в см;
п — число оборотов вала насоса в минуту;
T[v — объемный коэффициент наполнения.
Расчет можно производить и по такой формуле:
^ (2)
шаг зацепления диаметр начальной окружности в см
где m — модуль = = -^ ;
MJ 7и число зубьев '
z — число зубьев шестерен.
Пример. Число зубьев z = 13; ширина зубьев Ь = 2,8 см; модель m = 2 мм = 0,02 см;
диаметр окружности головок зубьев d^ = 3,05 см; диаметр окружности ножек зубьев dp =
= 2,23 см; диаметр начальной окружности равен 2,6 см. Число оборотов вала насоса в
минуту п = 2000.
По формуле (1):
Q *_|_ (3,052 — 2.232) 2,8.2000v = 19т)у л/мин.
__
По формуле (2):
Q= 2л.О,2МЗ-2,8-2000г]у = 18,3т)у л/мин.
При расчете по формуле (2) коэффициент объемного наполнения "f]v может быть в
зависимости от конструкции и числа оборотов масляного насоса принят равным 0,75—0,85. При
расчете по формуле (1) величину т,v следует принимать примерно на 4% меньшей.
Если принять ч\у = 0,8, то для рассматриваемого примера производительность насоса
составит
Q = 14,6 л/мин = 876 л/час.
При емкости масляного поддона двигателя 4 л насос будет отсасывать это количество
масла 3,5 раза в минуту.
Особое внимание должно быть уделено всасывающей стороне масляных
насосов. Если нагнетание масла насосом осуществляется при давлении
в несколько атмосфер, то поступление масла к насосу на стороне
всасывания осуществляется под действием перепада давления, меньшего 1 am.
В связи с этим масляный насос располагают обычно непосредственно в
масляном поддоне, ниже уровня масляной ванны. Ш'
Перед масляным насосом следует располагать фильтрующую сетку;
однако эта сетка ни в коем случае не должна быть очень мелкой, так как при
этом не только чрезмерно возрастают сопротивления на стороне
всасывания масляного насоса, но и создается большая опасность засорения и
закупорки сетки илом. Если на стороне нагнетания масляного насоса фильтр
не ставится, то очистка масла должна осуществляться лишь одной сеткой
на всасывающей стороне. В этом случае следует пользоваться сетками
размером 0,4—0,7 мм, и при этом сетка должна иметь возможно большую
рабочую поверхность. Сетку желательно пропускать вниз и располагать
вертикально с тем, чтобы уменьшить оседание на ней ила.
130

Конструкция шестеренчатого циркуляционного масляного насоса
показана на фиг. 11. Насосы такого типа обычно располагают вертикально или
слегка наклонно в масляной ванне поддона, и привод их осуществляется
в карбюраторных двигателях от того же вала, который приводит в
движение распределитель зажигания. Число оборотов вала масляного насоса
будет в этом случае равно половинному числу оборотов коленчатого вала.
Иногда применяют масляные насосы сдвоенного типа, изображенные
на фиг. 12. В таких насосах всасывание масла происходит патрубками а
и by а нагнетание его в систему циркуляции — патрубками end. Нужно
иметь в виду, что в насосах подобного типа масло, выходящее под давлением
Фиг. 11. Шестеренчатый насос для циркуляции масла
Borgward.
Фиг. 12. Сдвоенный
шестеренчатый насос. ■
из патрубка d, поступает в насос из всасывающих патрубков а и Ь.
Аналогично этому масло, нагнетаемое в систему из патрубка с, поступает в насос
также из обоих всасывающих патрубков а и Ъ. Таким образом, в сдвоенном
насосе происходит прием масла из двух раздельных полостей.
Редукционный клапан обычно размещен в корпусе масляного насоса,
если на нагнетающей стороне насоса не предусмотрен другой масляный
фильтр. Подобную систему применяют обычно в двигателях легковых
автомобилей. В двигателях для грузовых автомобилей, особенно в дизелях,
на стороне нагнетания устанавливают мелкий фильтр щелевого или
сетчатого типа, что обеспечивает более совершенную очистку масла.
Редукционный клапан, служащий для регулирования давления масла, если насос
подает масло в систему циркуляции в избыточном количестве, расположен
в масляной магистрали непосредственно перед коренными подшипниками
коленчатого вала. Такое расположение редукционного клапана обеспечивает
поступление масла к коренным подшипникам всегда под одинаковым
давлением.
Редукционный клапан должен в зависимости от числа оборотов
двигателя перепускать в масляный поддон различное количество масла,
поддерживая при этом примерно постоянную величину давления в системе смазки.
Необходимо следить за величиной хода редукционного или
регулирующего давления клапана, которая должна быть соответствующим образом
ограничена с тем, чтобы при пуске холодного двигателя можно было бы
с помощью дросселирования поддерживать масляное давление достаточно
высоким. Так, например, в авиационных двигателях для этого применяют
особый термостатный переключатель, который при низкой температуре
масла воздействует на натяжение пружины редукционного клапана. В ре-
9* Ш

зультате давление масла в системе при низкой температуре будет значительно
более высоким.
При расчете сечений маслопроводов, ведущих от масляного насоса
к коренным подшипникам коленчатого вала, скорость масляного потока
не должна превышать 1,0—1,5 м/сек.
Для расчета надо принимать максимальную производительность
масляного насоса, так как при закрытом редукционном клапане в случае горячего
двигателя, очень жидкого масла или значительного износа подшипников
к коренным подшипникам поступает все количество подаваемого насосом
масла.
Учитывая возможность образования отложений в маслопроводе, следует
несколько увеличивать полученную расчетным путем величину
проходного сечения. Необходимо по возможности избегать острых углов и
мертвых пространств в маслопроводах, так как это способствует образованию
отложений, которые возникают затем внезапно, что может повлечь за собой
опасную закупорку масляных коммуникаций.
Величина давления масла
Для того чтобы водитель автомобиля в любой момент мог убедиться
в нормальной циркуляции масла в двигателе и в том, что ко всем местам,
где требуется смазка, поступает достаточное количество ее, в поле зрения
водителя на щитке приборов устанавливают масляный манометр или
контрольную лампочку, указывающую на наличие нормального давления
масла в системе фиг. 13). Показываемое манометром давление является
(тем давлением, которое будет иметь масло в главной
распределительной магистрали перед коренными
подшипниками коленчатого вала.
Так как величина давления масла зависит от
различных факторов, а также от рабочего состояния двигателя,
то для правильной оценки показаний приборов
применяют различного рода лампы или световые сигналы,
контролирующие величину давления масла. Как только
давление масла в системе достигнет величины,
достаточной для нормального функционирования, лампочки
гаснут, это означает, что смазка двигателя протекает
нормально.
Такой контроль не дает, однако, возможности
своевременно узнавать о возникновении неполадок в системе
смазки двигателя, тогда как наличие в системе смазки
манометра дает такую возможность.
Величина давления при циркуляции масла зависит
от четырех факторов:
1) количества масла (в л/мин), подаваемого насосом при данном числе
оборотов;
2) вязкости масла при данной рабочей температуре;
3) регулировки редукционного клапана;
4) сопротивлений в маслопроводах и подшипниках.
Величина давления масла при различных условиях работы двигателя
определяется из условия, что суммарное количество масла проходящего
через подшипники и через редукционный клапан, равно количеству масла,
подаваемого в данных условиях масляным насосом.
Зависимость величины давления масла от скорости движения автомобиля
показана на фиг. 14.
Для определения этой зависимости пользовались одним и тем же маслом
при движении автомобиля по ровному участку пути на четвертой передаче,
вследствие чего скорость движения автомобиля могла служить измерителем
для числа оборотов двигателя. Температура масла в процессе проведения
цикла измерений на различных скоростях движения поддерживалась по-
• 132
Фиг. 13. Датчик
указателя масла:
1 — мембрана; 2 —
контактное кольцо;
3 — контакты.

5
Л 7°
70°
//
У
Г
//
у
"Vi
/
/
/
j
У
стоянной. Сначала давление масла повышалось с увеличением скорости
движения или, другими словами, с увеличением числа оборотов насоса.
Это продолжалось до момента открытия редукционного клапана. По мере
дальнейшего увеличения скорости движения автомобиля избыток
подаваемого насосом масла перепускался через редукционный клапан в масляный
поддон, причем давление масла в системе поддерживалось примерно на
постоянном уровне. При более высокой температуре масла при той же
скорости движения, но еще закрытом редукционном клапане (например, при
скорости 40 км/час), давление масла будет ниже из-за его меньшей вязкости.
Необходимо, однако, иметь в виду, что при скорости движения, например,
50 км/час давление при теплом масле будет ниже; при теплом и,
следовательно, жидком масле через
подшипники будет прохо- кг/см2
дить все количество
подаваемого насосом масла, тогда
как при холодном масле
из-за более высокого
давления через подшипники будет
проходить меньшее
количество масла (часть его будет
перепускаться через
открытый редукционный клапан).
Величина давления не
является еще мерилом
исправного функционирования
системы смазки. Например,
может быть случай, когда
при очень вязком масле
давление масла будет очень
большим, и из общего количества масла, подаваемого насосом, лишь 20%
будет проходить через подшипники двигателя, а 80% будет перепускаться
в масляный поддон через редукционный клапан. Наоборот, возможен
случай, когда при очень жидком масле, несмотря на низкое давление в системе
смазки, 80% масла пройдет через подшипники и лишь 20% будет
перепущено в масляный поддон через редукционный клапан. Очевидно, что во
втором случае условия смазки, охлаждения и промывки подшипников
двигателя будут более благоприятными.
Величина давления масла в системе смазки двигателя должна
соответствовать фирменной инструкции. Практика показала, что при давлении
масла, равном 1 кг/см2 или несколько ниже, при уже прогретом двигателе
еще обеспечивается удовлетворительная смазка. При таком давлении, хотя
оно и ниже указываемого в инструкции, допустима кратковременная работа
двигателя без непосредственной опасности для подшипников. Все же надо
иметь в виду, что падение обычной величины давления масла в условиях
не изменившихся температуры и числа оборотов двигателя свидетельствует
о каких-то неполадках в двигателе, которые обязательно должны быть
выявлены и устранены.
Определяя требуемую величину давления масла, необходимо учитывать,
что действие столба масла в радиальных отверстиях коренных шеек
коленчатого вала в результате возникновения центробежной силы противоположно
силе давления масла, создаваемого насосом.
Величина этого противодавления определяется по выражению
О 20 40 60 80
Скорость автомобиля
Фиг. 14. Зависимость величины давления масла
в двигателе от скорости движения автомобиля при
различной температуре масла.
1
Р 9ПП
200 \ 1000
г2 кг /см2,
где г — радиус шейки вала в см;
п — число оборотов коленчатого вала двигателя в минуту.
133

Для упрощения расчетов удельный вес масла в приведенной формуле
Сбыл принят равным 0,9.
При диаметре шейки вала 70 мм и при 3000 об/мин давление,
создаваемое столбом масла, составляет примерно 0,55 кг/см2.
-Причинами слишком низкого давления масла в системе смазки могут быть:
Ь. Недостаточная производительность масляного насоса в результате:
а) недостатка масла в масляном поддоне;
б) засорения фильтрующей сетки на входе в масляный насос;
в) подсоса воздуха из за негерметичности всасывающей линии насоса;
г) чрезмерного износа деталей насоса;
д) поломки привода насоса.
2. Недостаточная вязкость смазочного масла вследствие:
а) чрезмерно высокой температуры масла;
б) сильного разжижения масла проникнувшим в картер топливом;
в) применения слишком жидкого масла.
3. Повреждение редукционного клапана в результате:
а) поломки пружины, слишком слабой или недостаточно затянутой пружины;
б) заедания клапана в открытом положении из-за загрязнения или попадания
постороннего предмета.
4. Чрезмерное сопротивление в маслопроводах выше места присоединения масляного
манометра вследствие: '
а) засорения маслопроводов грязью или посторонними предметами;
б) сильного загрязнения фильтра в нагнетательном маслопроводе.
5. Недостаточное сопротивление в маслопроводах из-за:
а) поломки маслопровода или негерметичности какого-либо его соединения;
б) повреждения прокладок в каком-либо из мест, где маслопроводы проходят через стенки
картера;
в) чрезмерного износа подшипников;
г) расплавленного одного или нескольких подшипников или выкрошившегося металла
вкладыша подшипника.
6. Неверные показания масляного манометра в результате:
а) повреждения масляного манометра;
б) проникновения густого холодного масла к манометру, возможного при
негерметичности присоединения трубки масляного манометра и нарушения вследствие этого воздушной
подушки в маслопроводе манометра; при слишком густом и вязком масле в нагнетательном
маслопроводе в узком отверстии штуцера манометра потеря давления становится слишком
большой, и показания манометра уменьшаются и нарастают крайне вяло;
в) повреждения электрического масляного датчика или контрольной лампы указателя
масляного давления.
Масляные фильтры
Ухудшение качества масла в двигателе в процессе эксплуатации
автомобиля является лишь в самой незначительной степени результатом
окисления масла, т. е. соединения его с кислородом воздуха при высокой
температуре. Основное значение в ухудшении качества масла имеют различного
рода инородные примеси, попадающие в масло в процессе эксплуатации.
К таким примесям принадлежат: сажа, появляющаяся при неполном
сгорании; частицы металла, попадающие в масло при износе цилиндров, поршней,
поршневых колец, валов, шестерен и подшипников; углерод, образующийся
в результате процесса коксования топлива и масла; несгоревшее или частично
сгоревшее топливо; пыль и песок при неудовлетворительной фильтрации
воздуха; грязь и волокна как следствие неопрятного монтажа двигателя
или заправки его грязным маслом.
Чтобы сохранить смазочные свойства масла, уменьшить износ
двигателя и предохранить двигатель от загрязнения, необходимо как можно
лучше фильтровать масло, выделяя из него посторонние примеси. Для этого
в систему циркуляции масла в двигателе следует включить эффективный
масляный фильтр. Однако успешная работа масляного фильтра возможна
лишь в том случае, если за ним будет установлен требуемый уход и он будет
регулярно подвергаться чистке. Важность регулярного ухода за масляным
фильтром, включенным последовательно в систему циркуляции масла,
ясна из того, что в противном случае подвод масла ко всем смазываемым
точкам настолько ухудшится, что может повлечь за собой серьезные
повреждения двигателя.
■134

Важнейшие, предъявляемые к масляному фильтру требования заключаются в следующем:
1) полное удерживание твердых, загрязняющих масло примесей; возможно более полное
удаление или удерживание жидких примесей, попадающих в масло в процессе
эксплуатации или образующихся в нем (например, продукты окисления, вода, топливо и т. д.);
2) постоянство работы фильтра при различных условиях эксплуатации двигателя;
3) постоянство действия фильтра независимо от продолжительности срока его службы;
4) сохранение циркуляции масла в случае засорения фильтра;
5) срок службы фильтрующих элементов;
6) стойкость фильтра в отношении высоких давлений масла, которые могут быть,
например, при прогреве двигателя в зимнее время;
7) минимальное гидравлическое сопротивление;
8) простота ухода за фильтром;
9) применение по возможности легко поддающихся чистке и повторному использованию
фильтрующих элементов;
10) минимальные габаритные размеры.
4>иг. 15. Пластинчатый щелевой
фильтр (Mann).
Фиг. 16. Проволочный
щелевой фильтр
(Knecht).
Фиг. 17. Схема установки на
двигателе щелевого фильтра
(Knecht) с редукционным и
перепускным клапанами.
Классификация фильтров может производиться по самым различным
признакам: по способу фильтрации масла, по конструктивному выполнению
фильтра, nq сроку службы его или по способу установки на двигателе.
Принимаем для дальнейшего изложения следующую классификацию:
1) фильтры с неограниченным сроком службы и 2) фильтры с ограниченным
сроком службы;
Фильтры могут, в свою очередь, подразделяться на самоочищающиеся
в процессе эксплуатации и не самоочищающиеся.
К группе самоочищающихся фильтров с неограниченным сроком службы
в первую очередь должны быть отнесены щелевые фильтры, состоящие из
набора лежащих одна на другой тонких пластинок или из плотно навитой
по цилиндрической поверхности проволоки. Эти фильтры очищаются с
помощью гребня или щетки при поворачивании фильтрующих элементов в
процессе работы двигателя. Поток масла при прохождении через такой фильтр
направлен внутрь фильтра.
На фиг. 15 показано, как подлежащее фильтрации масло проникает внутрь фильтра
через щели набора пластин фильтрующего пакета; при этом все загрязняющие примеси
■остаются на его наружных кромках. Если повернуть с помощью рукоятки фильтрующий
пакет 1—2 раза, то специальные щетки, имеющие особые зубцы, отделят всю грязь, осевшую
у входа в щели фильтра. Возможность проникновения в процессе чистки осевшей снаружи
грязи внутрь фильтрующего пакета через его щели исключена.
135

Фильтр можно очистить «е только вручную, но и автоматически, если соединить
центральный шпиндель фильтра с помощью трещотки с собачкой и системы соединительных тяг,
например, с педалью сцепления водителя.
Преимуществом описанной конструкции является невозможность попадания грязи
в линию подачи чистого масла при вынимании фильтрующего пакета.
Проволочный щелевой фильтр показан на фиг. 16. На крестообразном сердечнике
фильтра сделана нарезка, в которую заложена проволока. Ширина щелей между витками
проволоки находится в пределах 0,05—0,10 мм. Гидравлическое сопротивление при вязкости
масла 9,5 в градусах Энглера составляет 0,2—0,5 кг/см2 в зависимости от ширины щелей.
Специальные проволочные щетки снимают с поверхности фильтрующей катушки при ее
вращении всю отлагающуюся на ней грязь.
При вынимании щелевого фильтра, установленного на двигателе (фиг. 17), необходимо
следить за тем, чтобы сначала через спускное отверстие было удалено неочищенное масло
и весь снятый щетками ил и чтобы
неочищенное масло и ил не могли попасть в линию
подачи очищенного масла в двигатель.
Фиг. 18. Сетчатый фильтр
(Mann).
Фиг. 19. Сетчатый пластинчатый
фильтр (Mann).
К группе не самоочищающихся фильтров с неограниченным сроком
службы относятся, например, сетчатые фильтры в виде сетчатого стакана
(фиг. 18) или сетчатого пластинчатого фильтра (фиг. 19).
К группе масляных фильтров, самоочищающихся в процессе работы
и имеющих ограниченный срок службы, относится, например, французский
фильтр Scfrance. В этом фильтре воздушная подушка, создаваемая давлением
масла во время работы двигателя, при остановке его используется для
очистки от грязи поверхности фильтрующего элемента.
К группе не самоочищающихся при работе фильтров с ограниченным
сроком службы относятся, например, фильтры со сменными патронами
из войлока, бумаги (фиг. 20), хлопка, шелка, стеклянного волокна,
активированной массы, фильтрующих шлангов (фиг. 21), магнитные фильтры
и т. п.
Масло входит в фильтр по трубке / (фиг. 21) и проникает снаружи в фильтрующий
шланг, усиленный изнутри спиралью из стальной проволоки. Вся грязь из масла отлагается
на наружной поверхности шланга, а чистое масло выходит по трубке 2 и идет обратно в
масляный поддон двигателя. К патрубку 3 присоединена трубка масляного манометра.
Фильтрующие элементы необходимо регулярно менять в сроки, указываемые в
фирменных инструкциях по уходу за автомобилем. В большинстве случаев фильтры следует менять
не реже чем через 10 000 км пробега автомобиля.
Очистка фильтрующего шланга, как показала практика, невозможна; грязь,
отлагающуюся на внешней поверхности шланга, не удается удалить настолько хорошо, чтобы фильтр
можно было признать пригодным для дальнейшего использования. При замене шланга
необходимо тщательно вычистить весь корпус фильтра, а еще лучше заменить фильтр новым
Весьма важным является вопрос о месте включения фильтра в систему
циркуляции масла. По возможности следовало бы подвергать фильтрации
все количество масла, идущего на смазку отдельных точек двигателя. Подоб-
136

ная система фильтрации называется прямоточной. Чтобы не создавалось
чрезмерное сопротивление в системе циркуляции смазки, прямоточные
фильтры должны осуществлять лишь сравнительно грубую фильтрацию
масла, так как в противном случае размеры фильтра получаются непомерно
большими, что на практике обычно неприемлемо. Поэтому в качестве
прямоточных фильтров в большинстве случаев применяют щелевые или сетчатые
фильтры, но с не очень мелкими щелями или сеткой. Основное требование
к прямоточному фильтру состоит в том, чтобы даже при сильном загрязнении
его циркуляция масла продолжалась бы и к подшипникам двигателя
подавалось достаточное количество смазки.
Фиг. 20. Фильтр с бумажным
патроном (Mann).
Фиг. 21. Шланговый фильтр
(Knecht).
Лучше подавать к подшипникам неочищенное масло, чем вовсе лишить
их смазки. Поэтому прямоточный фильтр должен иметь байпасный или
перепускной клапан достаточно большого проходного сечения. Так как при
прогреве холодного двигателя зимой вязкость масла, а следовательно,
и сопротивление фильтра велико, то в этом случае перепускной клапан
должен открыться, что нежелательно, так как при этом к подшипникам
будет поступать неочищенное масло. При расчете фильтра и перепускного
клапана необходимо особо учесть условия пуска холодного двигателя.
Применение качественных сортов масла с малой вязкостью создает более
благоприятные условия для пуска холодного двигателя.
Фильтры тонкой очистки, например, шланговые или бумажные,
включаются в систему циркуляции масла в двигателе параллельно основному
потоку масла. К нагнетательному маслопроводу масляного насоса с этой
целью присоединяется дополнительная масляная линия. Ответвленный
поток масла проходит через дросселирующее сопло к фильтру тонкой очистки
и из него обратно в масляный поддон двигателя или к смазываемым точкам
двигателя.
Дросселирующее сопло ограничивает количество проходящего через
фильтр тонкой очистки масла примерно 5% от всего подаваемого насосом
количества.
Опыт подтвердил, что уже после пробега автомобилем 5—30 км все
количество масла, содержащегося в масляном поддоне двигателя, пройдет по
крайней мере через один фильтр тонкой очистки и подвергнется в нем
фильтрации.
Какие загрязняющие примеси и в каких количествах эти примеси
содержатся в отработанных маслах двигателей, видно из приводимых анализов
137

Таких масел, взятых из картеров одного карбюраторного двигателя и двух
дизелей (табл. 1).
Таблица 1
Содержание примесей в отработанных маслах двигателей
Параметры
Карбюраторный
двигатель
Дизель
Вязкость свежего масла в градусах Энглера при
50° С
вязкость отработанного масла в градусах Энглера
при 50° С
Температура вспышки отработанного масла в °С .
Содержание примесей в масле в %:
топлива
воды
сажи (от неполноты сгорания)
металлических частиц (железа и меди) . . .
пыли и песка (из засасываемого двигателем
воздуха)
растворимо'о в бензоле осадка (продукты
старения масла и топлива)
5,8
5,8
107
3
0,1
0,5
0,12
Менее 0,1
0,08
5,8
14,2
272
Следы
ОД
4,7
0,16
Менее 0,1
0,19
5,8
2,9
145
32
0,1
1.0
0,20
Менее 0,
0,24
В карбюраторном двигателе вязкость отработанного масла по
сравнению со свежим маслом не изменилась. Это объясняется тем, что
разжижение масла частицами проникающего в него топлива компенсировалось
повышением вязкости масла вследствие попадания в него сажи из-за
неполноты сгорания. Наоборот, в обоих дизелях, для которых из-за частых
случаев разжижения смазки ошибочно применялось слишком вязкое масло,
в одном случае чрезмерно повысилась вязкость масла из-за попадания в него
большого количества сажи, а в другом — получилось очень сильное
разжижение масла из-за проникновения в него слишком большого количества
топлива.
Сажа, металлические частицы, топливо и вода являются основными
видами вредных примесей в масле. Удаление их с помощью фильтрации
весьма желательно. Удаление топлива из масла с помощью обычных'фильтров
не представляется возможным. Разжижения масла топливом в значительной
степени можно избежать тщательным уходом (за форсунками и др.) и
правильной эксплуатацией двигателя (поддержанием температуры
охлаждающей воды 80° С, правильной регулировкой карбюратора или топливного
насоса, недопущением длительной работы двигателя на холостых режимах
и т. д.).
Применявшиеся в упомянутых выше двигателях сетчатые или
щелевые фильтры, естественно, не могли обеспечить полного удаления
загрязняющих примесей из масла. Для этого требовалось бы применение фильтров
более тонкой очистки, например, бумажных или матерчатых. Повышение
фильтрующего действия с помощью пластинчатого фильтра с вставками из
специального картона иллюстрируется результатами эксперимента, при
котором производилось 5-часовое прокачивание через фильтр отработанного
масла, имевшего температуру 80° С (табл. 2).
Из данных табл. 2 видно, что с помощью более тонкой фильтрации
оказалось возможным выделить из масла значительное количество вредных
лримесей в виде сажи, золы, продуктов износа и в особенности песка.
Отработанные масла дизелей, находившиеся в условиях обычной
эксплуатации, подвергались выборочной проверке путем прокачки их через
комбинированный сетчато-щелевой фильтр и центрифугу. Эти эксперименты
(табл. 3) показали, что основные виды загрязняющих примесей —
углерод и частицы металла — не могли быть в достаточной мере задержаны
с помощью щелевых или сетчатых фильтров, тогда как с помощью центри-
138

Таблица 2
Состав масла до фильтрации и после нее
Параметры
До фильтрации
После 5-часовой
фильтрации
0,53
Примеси, не растворимые в бензине, в % ....
Примеси, растворимые в бензоле (продукты
старения), в %
Углерод (сажа) в %
Зола в %
Состав золы Окиси железа,
окись меди, песок
0.06
0,40
0 07
0,24
0,06
0 15
0,03
Окись железа, окись
меди
Таблица 3
Результаты испытаний масел
Параметры
До испытания
Сетчато-щелевой
фильтр
После испытания
Центрифуга
Удельный вес масла 0,916
Вязкость в градусах Энглера при 50° С 16,19
Суммарное содержание загрязняющих масло при-
*месей в % 4,74
В том числе примесей в %:
растворимых в бензоле | 0,38
углерода | 4,26
золы \ 0,Ш
Температура масла в °С
Продолжительность испытания
0,915
16,08
4,65
0,41
4,14
0,Ю
35
4 ч. 30 м.
0,898
10,58
0,53
0.05
0,47
0,01
3 ч. 45 м.
фуги, имевшей окружную скорость около 90 м/сек, удалось получить хоро:
шее выделение из масла углерода и частиц металла.
Центрифуга, имевшая окружную скорость 45 м/сек, не обеспечивала
достаточного отделения загрязняющих примесей.
Выделение из масла сажи и пыли оказывается возможным лишь с
помощью фильтров тонкой очистки (бумажные фильтры, фильтры с
органической массой и т. д.). Применение центробежных фильтров, имеющих
требуемые высокие окружные скорости, представляет определенные
конструктивные трудности. Установка в фильтрах магнитов позволяет удалять
из масла частицы железа и содержащие железо литейный песок и частицы
углерода. Отделение от масла воды и топлива затруднительно; для этого
можно применять фильтрующие патроны из специальных волокнистых
материалов. Изготовляются также фильтры, обогреваемые для удаления
из масла испаряющихся примесей выпускными газами. Для дизелей из-за
высокой температуры испарения дизельного топлива этот метод удаления
из масла испаряющихся примесей вряд ли пригоден, так как при этом
одновременно может происходить окисление и разложение масла.
Все большее применение находит комбинирование прямоточных фильтров
с байпасными. В таких системах тонкая фильтрация масла происходит
в байпасных фильтрах.
Охлаждение масла
Наряду с задачей обеспечения смазки, т. е. разделения тонким слоем
масла трущихся металлических поверхностей и герметизации (создания
масляной пленки между поршневыми кольцами и стенками цилиндров),
препятствующей проникновению газообразных продуктов сгорания в
картер, масло должно отводить тепло, образующееся в результате трения сколь-
139

зящих одна по другой поверхностей, и тепло, выделяющееся при сгорании
рабочей смеси, от поршней и других сильно нагруженных деталей.
Тепло, воспринимаемое маслом, должно быть отведено в окружающий
воздух. Это может быть осуществлено непосредственно с помощью масляного
радиатора или же стенками масляного поддона, омываемыми потоком
встречного воздуха. Отдача тепла может совершаться и косвенным путем через
охлаждающую воду и от нее через теплообменник воздуху. В этом случае
тепло, содержащееся в масле, отдается в радиатор системы водяного
охлаждения двигателя и от него потоку встречного воздуха.
Стекающее в масляный поддон масло из подшипников и со стенок
цилиндров имеет более высокую температуру, чем масло в поддоне. Этот
температурный перепад зависит от
температуры смазываемых деталей, зазоров
в подшипниках и от количества масла,
проходящего через места смазки.
Перепад температуры зависит также от числа
оборотов и нагрузки двигателя, а также
и от температуры окружающего
воздуха. Обычно удается обойтись без
применения специальных масляных
радиаторов, и тепло, содержащееся в масле,
отдается окружающему воздуху
стенками картера двигателя, часто
имеющего для этого особые охлаждающие
ребра. Необходимо эти охлаждающие
ребра предохранить от загрязнения
и замасливания, ухудшающих
теплоотдачу. Отложение ила в масляном
поддоне также ухудшает теплоотдачу
и создает повышение температуры
масла и его усиленное окисление.
Необходимость применения
масляного радиатора обусловливается
конструкцией двигателя и условиями его
эксплуатации. Для форсированных двигателей с масляными поддонами
малой емкости, например для двигателей гоночных автомобилей, в первую
очередь требуется применение масляных радиаторов.
Применение масляных радиаторов получает все большее распространение
и в автомобилях стандартных типов. Так, например, масляный радиатор
имеется у двигателя воздушного охлаждения автомобиля Volkswagen
(фиг. 22). Этот радиатор обдувается воздушным потоком, создаваемым
вентилятором, служащим для охлаждения цилиндров двигателя. Дизели с
воздушным охлаждением на грузовых автомобилях Deutz также имеют
масляные радиаторы.
В старой модели легкового автомобиля BMW, имевшего двигатель с
рабочим объемом 2 л, впереди радиатора системы водяного охлаждения был
установлен масляный радиатор с оребренными трубками, непосредственно
охлаждаемый потоком встречного воздуха.
Для двигателей водяного охлаждения применяют теплообменники,
т. е. радиаторы, в которых тепло от масла передается охлаждающей воде,
а если масло холодное, то, наоборот, тепло охлаждающей воды передается
маслу. Преимущество теплообменника заключается в том, что при быстром
повышении температуры охлаждающей воды, например, при
термостатном регулировании работы водяного охлаждения, масло будет прогреваться
быстрее, что крайне желательно в условиях зимней эксплуатации.
Подобную систему охлаждения масла имеют, например, дизели грузовых
автомобилей Mercedes, в которых теплообменники установлены сбоку двигателя
(фиг. 23 и 24). В старой модели автомобиля Adler с двигателем, имевшим
140
Фиг. 22. Масляный радиатор VW-

Фиг. 23. Теплообменник дизеля грузового автомобиля Mercedes ОМ 312.
Фиг. 24. Схема смазки дизеля с теплообменником грузового автомобиля Mercedes ОМ 312:
/ — маслоприемник насоса; 2 — масляный поддон (9 л); 3 — корпус масляного насоса; 4 — каналы
от коренных подшипников к шатунным; 5— каналы от коренных подшипников к подшипникам
распределительного вала; 6 — масляные каналы к коренным подшипникам; 7 — канал к главной масляной
магистрали; 8 — масляный канал к масляному радиатору; 9 — главная масляная магистраль;
/#-—змеевик масляного радиатора; 11— масляный канал, проходящий через опоры и вал коромысел
клапанов; 12 — канал от переднего подшипника распределительного вала к масляному каналу в блоке
цилиндров; 13 — масляный канал в головке цилиндров.
141

объем 2,5 л, применялся аналогичный теплообменник. Масляный змеевик
был расположен в коробке радиатора водяного охлаждения.
Находили применение и конструкции, в масляные поддоны которых
устанавливали ребристый змеевик с циркулирующей охлаждающей водой.
Таким способом удавалось снизить температуру масла примерно на 30°.
Осуществить эффективную теплопередачу от масла к стенкам масляного
радиатора нелегко. Как известно, масло имеет меньшую теплопроводность,
чем вода, в результате чего приходится увеличивать теплопередачи
механическим путем, в частности, созданием некоторого завихрения масляного
потока. В противном случае у стенок масляного радиатора образуется
более холодный пограничный слой масла, сильно препятствующий отводу
тепла от масла к воде. Следует избегать очень длинных теплопередающих
поверхностей, так как необходимо создать разрывы указанного
пограничного слоя. В трубчатых масляных радиаторах можно значительно улучшить
отвод тепла применением металлических вставок в трубках, непосредственно
отдающих тепло масла их стенкам.
Масляные радиаторы обладают повышенным сопротивлением
протеканию холодного масла, в особенности при прогреве холодного двигателя:
зимой.
Обычно масляный радиатор устанавливают в маслопроводе, идущем
от масляного насоса к подшипникам коленчатого вала. Чтобы обеспечить
в любом случае достаточное поступление масла к подшипникам и, в
частности, когда сопротивление в трубках масляного радиатора очень велико,
необходимо иметь байпасный клапан между впускным и выпускным
патрубками радиатора. Давление масла до радиатора должно быть достаточным,
чтобы масло даже при низкой температуре могло пройти через него. В
противном случае при дальнейшей работе двигателя по мере нагрева масла
давление будет снижаться, радиатор останется «закупоренным» и не будет
функционировать. Поэтому совершенно обязательно применение зимой
жидкого масла.
Масляные радиаторы, кроме того, должны быть прочны, что необходимо
для обеспечения высокого давления при холодном масле. Трубки масляного
радиатора должны быть прочнее трубок радиаторов водяного охлаждения.
Следует также иметь в виду, что вибрации масляного радиатора при работе
автомобиля могут явиться источником потери радиатором герметичности
или поломок.
Температура масла
Масло в картере, нагнетаемое насосом в систему смазки двигателя,
подвергается в различных смазываемых точках разному нагреву,
зависящему от температуры смазываемых деталей и количества масла,
проходящего в единицу времени через эти детали. Если, например, количество
масла, проходящего через шатунный подшипник, слишком мало, то
повышение температуры масла в данном месте окажется весьма значительным.
Это может повлечь за собой недопустимое повышение температуры
подшипника, местное повышение вязкости масла и повреждение подшипника.
Поэтому необходимо применять масла с малой вязкостью (или с высоким
индексом вязкости), так как у таких масел падение вязкости с повышением
температуры весьма незначительно. При создании нового двигателя необходимо
тщательно проверять условия циркуляции масла во всех точках системы
смазки.
Температура масла в масляном поддоне двигателя представляет собой
среднюю температуру отдельных потоков масла, возвращающихся в
поддон, на которую, кроме того, оказывает влияние температура окружающего
воздуха, охлаждающего поддон.
Может оказаться, что в отдельных ветвях циркуляции масла
температура может достигнуть недопустимо высокой величины, а измерения
средней температуры масла в поддоне не обнаружат этого. Наиболее угрожаю-
142

щими местами в двигателе в отношении повышения температуры масла
являются шатунные подшипники, поршни и цилиндры в их верхней части.
Так как интенсивность окисления масла (т. е. соединение молекул масла,
с кислородом воздуха, дающее асфальтовидные продукты) возрастает при
температуре, превышающей 100° С, .вдвое с повышением температуры на
каждые 10° С, то поддержание температуры масла в допустимых пределах
имеет исключительно важное значение.
Если двигатель длительно работает на малых нагрузках и, следовательнох
его температура будет невысокой, то следует работать на более жидком
масле, чем обычно. Так, например, если двигатель в нормальной
эксплуатации должен работать на масле типа SAE 30, то в условиях городской езды
с частыми остановками целесообразно пользоваться маслом типа SAE 20
с тем, чтобы избежать повышенного износа в результате частых пусков
двигателя.
Максимально допустимая температура масла обычно не указывается.
Она зависит от:
1) конструкции двигателя и зазоров в подшипниках, поршнях и т. д.;
2) качества масла и характера изменения вязкости в зависимости от
температуры;
3) длительности периода высокой температуры масла;
4) системы охлаждения масла и ее эффективности.
Если двигатель не имеет масляного радиатора, то предельной
температурой для масла в картере можно считать 100° С, хотя желательно иметь
меньшую температуру. Если масло из картера перед поступлением в
подшипники проходит через масляный радиатор, то можно допускать более
высокую температуру масла в картере, в зависимости от эффективности
охлаждающего действия масляного радиатора. Чем выше температура масла,
тем важнее применять для двигателя высококачественное масло, вязкость
и стойкость которого будут достаточно удовлетворительны при высокой
температуре.
Расход масла
Расход масла двигателем вызывается следующими причинами:
а) сгорание и испарение масла в пространстве сгорания;
б) испарение масла в двигателе вне пространства сгорания;
в) утечки масла вследствие негерметичности двигателя.
Основная доля расхода смазки двигателем приходится на масло,
попадающее в пространство сгорания. Масло может попасть туда не только через
зазор между цилиндром и поршнем, но и вместе с воздухом. Воздух
поступает через очень большие зазоры в направляющих впускных клапанах
и через негерметичную систему вентиляции клапанных коробок во впускной
канал, через негерметичные направляющие впускного канала, проходящие
через клапанную коробку, или, наконец, с наддувочным воздухом при работе
двигателя с нагнетателем.
Самое лучшее масло не может выдержать высокой температуры в камерах
сгорания, достигающей 1800° С, и сгорает, испаряется или коксуется в них.
Испарение более легких составляющих масла в картере составляет
лишь очень незначительную часть общего расхода масла двигателем. Чем
выше температура масла, мельче его распыливание и чем сильнее его завихре*
ние в картере, тем большее количество масла будет испаряться. Однако
следует иметь в виду, что лишь немногие места в картере, как, например,
внутренняя сторона днищ поршней, имеют настолько высокую температуру,
чтобы вызвать испарение масла. При работающем двигателе хорошо видно,
как из выходного отверстия трубки вентиляции картера выходят пары масла
вместе с газами, проникающими в картер через зазоры между поршнями
и цилиндрами.
Не следует упускать из виду возможных потерь масла через негерметичные
уплотнения стыковых поверхностей картера* сальниковые уплотнения вала.,
143

маслопроводы и пр. Одна капля масла, вытекающая через каждые 30 м пути
автомобиля, на дистанции 1000 км будет составлять потерю 1 л масла.
Необходимо для возможно быстрого обнаружения утечек масла содержать двигатель
в чистоте.
Величину расхода масла двигателя определяют следующие пять
факторов:
1) техническое состояние двигателя;
2) число оборотов двигателя или скорость движения автомобиля;
3) температура масла и двигателя;
4) качество масла и зависимость вязкости его от температуры;
5) вязкость применяемого масла (по классам SAE).
Техническое состояние двигателя. При увеличении зазора в
подшипниках вследствие их износа и износа шеек коленчатого вала возрастает
количество масла, проходящего через подшипники. В результате значительно
больше масла, вытекающего из подшипников, особенно из шатунных,
выбрасывается на стенки цилиндров. Это избыточное количество масла необходимо
с помощью маслосъемных колец убирать со стенок цилиндров внутрь поршней.
Если прорезы в маслосъемных кольцах забиты отложениями сажи и смолы
и, кроме того, если из-за износа поршневых колец и цилиндров условия
герметизации ухудшались, то, естественно, к компрессионным кольцам
поступает увеличенное количество масла. Если эти кольца также имеют
значительный износ и пониженную упругость, то в пространство сгорания
будет поступать чрезмерное количество масла. Весьма опасен также слишком
большой осевой зазор поршневых колец в их канавках, образующийся в
результате износа, так как в этом случае поршневые кольца начинают нагнетать
масло в пространство сгорания. Уменьшение упругости поршневых колец
и, следовательно, понижение их радиального давления на стенки цилиндров
может при высоком числе оборотов двигателя вызвать колебательные
движения поршневых колец и вместе с тем значительное увеличение расхода масла.
Точно так же неправильная затяжка шпилек крепления головки цилиндра,
возможная, например, после снятия головки для притирки клапанов, может
создать отличные от прежних деформации цилиндров и в результате
ухудшение герметизации поршней в цилиндрах и соответствующее увеличение
расхода масла. Неоднократно обнаруживалось, что после очистки от нагара
верхней части цилиндрической поверхности поршней увеличивается расход
масла, носящий, впрочем, временный характер.
Как уже указывалось выше, очень большое значение имеет абсолютная
герметичность всего двигателя, так как утечка масла через различные
неплотности может дать значительное бесполезное увеличение расхода
масла.
Число оборотов двигателя или скорость движения автомобиля. С
увеличением числа оборотов двигателя расход масла сильно растет, так как
значительно большее количество масла попадаетвкамерысгорания. Причиной
этого является усиление насосного действия поршневых колец, влияние
„колебательных явлений поршневых колец, увеличение количества масла,
разбрызгиваемого по стенкам цилиндров, и уменьшение вязкости масла
вследствие повышения его температуры, обусловливаемого увеличением
трения в масляном насосе, подшипниках, поршнях, а также повышения
температуры всего двигателя.
Дорожные испытания, проводившиеся в США, показали, например,
что при увеличении скорости движения автомобиля с 50 до 90 км1час расход
масла увеличивался в 2,5—10,0 раз. Среднее увеличение расхода масла
для всех испытывавшихся автомобилей было 7-кратным.
При различных сравнительных измерениях расхода масла, проводимых
владельцами автомобилей, необходимо строго следить за тем, чтобы они
проводились при одинаковых скоростях движения и при соблюдении
одинаковых прочих условий испытания, что связано со значительными
трудностями.
144

30
20
10
\
S
I
О 510 30 50
Классы масел SflE
Фиг. 25. Зависимость
расхода масла от его вязкости.
Температура масла и двигателя. Повышение температуры масла и
двигателя влечет за собой уменьшение вязкости масла. Чем жиже масло, тем
большее количество его будет проходить через подшипники и выбрасываться
на стенки цилиндров. Это усложняет условия работы маслосъемных и
компрессионных поршневых колец. Кроме того, жидкое масло легче проникает
через зазоры поршневых колец в цилиндрах в камеры сгорания и легче
подается туда поршневыми кольцами. Потери масла вследствие его утечки
также повышаются при более жидком масле. Испарение масла увеличивается
с повышением температуры, однако эти потери не имеют существенного
значения в общем балансе расхода масла двигателем.
Качество масла и зависимость вязкости его от температуры. Для
двигателя необходимо применять высококачественное масло с возможно малой
величиной падения его вязкости по мере повышения температуры (высокий
индекс вязкости).
Владельцы автомобилей часто пытаются снизить
расход масла применением более вязких сортов
масла. Однако это создает опасность повышения
износа двигателя в условиях работы при низкой
температуре (пуск холодного двигателя и пр.) и,
кроме того, увеличивает потери на трение в
двигателе и повышает температуру подшипников
и поршней.
Вязкость применяемого масла (по классам S АЕ).
Иллюстрацией зависимости расхода масла от
вязкости может служить кривая на фиг. 25,
полученная экспериментальным путем при дорожных
испытаниях.
При одинаковых техническом состоянии
двигателя и условиях движения автомобиля расход
масла резко увеличился лишь при работе на маслах класса SAE10 и ниже.
Не следует упускать из виду, что на расход масла влияет не только
вязкость его, но и степень изношенности двигателя. Так как при жидком масле
износ двигателя при пуске будет гораздо меньшим, то оказалось, например,
что при работе на масле SAE 10 после пробега автомобилем 100 000 км
двигатель его имел крайне незначительный износ и нормальный расход масла.
В условиях длительной регулярной эксплуатации применение
высококачественного масла, правильно выбранного сорта и вязкости является
наиболее экономичным, так как при этом уменьшается износ всех деталей
и увеличивается срок службы поршней, поршневых колец, цилиндров
и подшипников.
При определении расходов масла не следует забывать, что разжижение
масла проникающими в него частицами топлива может создать впечатление
крайне малого расхода масла. Это происходит, например, в карбюраторных
двигателях во время езды в городских условиях при недостаточно
прогретом двигателе (температура охлаждающей воды по возможности не должна
быть ниже 80° С). Так как значительное понижение уровня масла в
поддоне, вызванное чрезмерным расходом масла, может повлечь за собой
серьезнейшие повреждения двигателя, необходимо:
часто контролировать уровень масла, в особенности при дальних
маршрутах и большой скорости движения;
следить за показанием масляного манометра;
не злоупотреблять скоростью движения, особенно на старых автомобилях;
в дальние поездки брать с собой запас масла.
Средний расход масла
Средний расход масла в четырехтактных двигателях (карбюраторных
и дизелях) составляет 2—8 г/л. с. ч., а в двухтактных карбюраторных
двигателях (присадка масла к топливу в отношении 1 : 25) — 12—24 г/л. с. ч.
10 Бюссиен 644 145

Большой расход масла в двухтактных двигателях, работающих на топливе
с присадкой масла, обусловливается тем, что большая часть масла попадает
вместе с топливом в пространство сгорания двигателя. При такой системе
смазки особенно возможно загрязнение и засорение выпускных труб и
глушителей частично сгоревшими частицами масла, а особенности при работе
двигателя на малых нагрузках. Необходимо чаще во избежание значительной
потери мощности двигателя чистить эти детали, а также выпускные окна
в цилиндрах.
Смена масла
Загрязняющие примеси, как^было указано в разделе «Масляный фильтр»,,
ухудшают смазывающие свойства масла. При одинаковых техническом
состоянии двигателя и условиях эксплуатации это ухудшение будет тем1
сильнее, чем меньше будет расход масла, так как в этом случае качество его
будет меньше восстанавливаться доливкой свежего масла. Вследствие
небольшого расхода масла двигателями, а также меньшей емкости масляного
картера, своевременная смена масла в картере более форсированных двигателей
является совершенно необходимой.
Трудно точно установить, после какого количества километров пробега
автомобиля следует производить смену масла в двигателе. Этот пробег
в первую очередь зависит от технического состояния двигателя и условий
его эксплуатации. Обычно фирменные инструкции рекомендуют смену масла,
летом через 2000—3000 км, а зимой через 1000—2000 км. Вообще же следует
иметь в виду следующее. Работа на малых нагрузках и при низкой темпера-
туре двигателя вызывает большее загрязнение масла различными
примесями. В особенности справедливо это в отношении эксплуатации автомобиля:
в городе с частыми остановками (автомобили для доставки молока,
мусороуборочные, автомобили врачей и т. п.). В таких автомобилях смену масла
следует производить более часто, чем это указывается в фирменных
инструкциях, дающих средние цифры для различных эксплуатационных условий.
Расходы, вызываемые более частой сменой масла, составляют лишь
ничтожную часть расходов на ремонт двигателя в случае его повреждения
из-за работы на чрезмерно загрязненном масле.
Смену масла необходимо производить после достаточно длительной
поездки, когда оно хорошо разогреется. Все масло без остатка вытечет из двигателя
и захватит с собой все содержащиеся в нем загрязняющие примеси лишь
при горячем двигателе. В специальных сортах масла с присадками сажа
и продукты окисления находятся во взвешенном состоянии, вследствие
чего эти масла темнее, чем обычные масла без присадок. Это свойство
специальных масел является положительным, так как облегчает удаление-
загрязняющих примесей при смене масла в картере.
Когда масло из картера спущено, целесообразно заполнить картер'
до нижней метки указателя уровня жидким моторным маслом и промыть
двигатель. Для этого нужно дать двигателю проработать 5 мин. на несколько
повышенном числе оборотов холостого хода. Ни в коем случае не следует
промывать двигатель керосином г или дизельным топливом, так как при этом
с подлежащих смазке мест двигателя будетсмыта вся смазка и при
последующем пуске двигателя могут образоваться задиры; кроме того, возможно-
разжижение свежего масла. В масляном радиаторе двигателя автомобиля
Volkswagen,, например, масла при спуске остается около 0,5 л. Налитое для
промывки жидкое масло следует спустить из двигателя и после этого залить
в него свежее масло. При работе на специальном масле с присадками надо»
тщательно следить за тем, чтобы заправка двигателя производилась тем же
самым маслом, на котором он работал до смены масла.
1 Керосином двигатель промывать нельзя еще и потому, что он «отмачивает» отложения
шлама. Оставшиеся в двигателе отложения могут закупорить сетки фильтров, трубки, каналы.
и пр. Прим. ред.
146

Если требуется перевести двигатель с работы на обычном масле на масло
со специальными присадками^ повышающими стойкость масла при высоких
давлениях, то необходимо дополнительно сменить масло для того, чтобы
удалить из двигателя всю находящуюся в нем грязь, растворяемую маслами
с присадками. В противном случае могут засориться фильтрующие сетки
и масляные фильтры.
При заправке двигателя маслом с присадкой первую смену масла нужно
производить через 500 км пробега, а вторую после следующих 1000 км.
В дальнейшем смену масла можно осуществлять в нормальные, установленные
инструкцией сроки.
В фирменной инструкции указывается, что для перевода работы дизеля
Mercedes-Benz модели 170 Da с обычного масла на масло с присадками
необходимо:
1. Спустить старое масло при еще теплом картере двигателя; тщательно прочистить
масляный фильтр.
2. Залить в двигатель свежее масло с присадками несколько выше нижней метки
указателя уровня и проработать на этом масле не более 5—8 час. Двигатель должен быть при
этом хорошо прогретым.
3. Спустить первую заправку масла и снова тщательно прочистить масляный фильтр.
4. Вторично заправить двигатель маслом с присадками и дать двигателю поработать
в течение рромени, соответствующего пробегу автомобиля 500 км. Если после этого пробега
на пакете фильтра будут обнаружены большие отложения, то необходимо спустить масло
и залить свежее.
Если после пробега 500 км масляный фильтр окажется чистым, то пробег до смены масла
можно увеличить до 1000 км или даже 1500 км.
5. Спустить масло второй заправки и в третий раз заправить двигатель маслом с
присадками.
6. Последующие смены масла производить в соответствии с картой смазки.
Если при первых заправках маслом с присадками двигателя, работавшего ранее на
обычном масле, обнаружится значительное количество углеродистых отложений, то это будет
указывать на то, что в преди.с-стповавший период работы эти продукты разложения топлива
и масла отлагались в чрезмерных количествах на внутренних стенках картера и на деталях
кривошипно-шатунного механизма.
Таким образом, масла с присадками очищают двигатель.
Через каждые 10 000—15 000 км нужно снимать масляный поддон
двигателя и подвергать его, а также фильтрующую сетку перед всасывающим
патрубком масляного насоса тщательной очистке. В особенности важно
производить эти операции при работе на обычном масле без присадок, так
как при работе на этом масле происходит осаждение ила в двигателе.
Обкатка двигателя
Несмотря на высококачественную обработку трущихся поверхностей
двигателей, все новые или капитально отремонтированные двигатели должны
подвергаться приработке или обкатке. Эта обкатка должна не только
образовать тщательно отполированные поверхности трения, но и обеспечить
взаимную приработку их в условиях действительных рабочей температуры
и давлений. Кроме того, необходимо удалить из двигателя все мельчайшие
частицы грязи, формовочный песок, частицы абразивных материалов и
металлическую стружку, остающиеся в процессе производства и не всегда
поддающиеся удалению даже при самой тщательной промывке деталей и двигателя
и обнаруживаемые лишь в процессе эксплуатации.
Окончательная притирка трущихся поверхностей в двигателе происходит
вследствие их истирания. Таким образом, приработка является своего рода
легким притирочным износом. Однако этот износ должен происходить лишь
путем удаления мельчайших частиц металла, а не вырывания с притираемых
поверхностей крупных частиц, что может вызывать задиры и шероховатости
поверхности.
Применяемое для обкатки двигателей масло в первую очередь должно
быть жидким с тем, чтобы сразу же после пуска двигателя оно могло
проникнуть во все малые зазоры новых двигателей и обеспечить достаточную
смазку подшипников и стенок цилиндров. Лишь жидкое масло обладает
10* 147

способностью хорошо промывать двигатель и смывать с поверхностей
скольжения частицы грязи и металла.
Масло должно обладать также высокими смазывающими качествами.
Вследствие деформации деталей двигателя при высокой рабочей температуре
и вследствие того, что поверхности деталей еще довольно шероховаты, при
взаимном скольжении на них образуются небольшие участки, подвергающиеся
высоким удельным давлениям. На этих участках должна быть особенно
стойкая и прочная в отношении разрыва пленка, чтобы не возникало явлений
сухого трения.
Чтобы максимально усилить стойкость масляной пленки двигателя,
к маслам, применяемым при обкатке, прибавляются еще специальные
присадки. Применение масел для обкатки обеспечивает минимальное
истирание двигателя и предохраняет его от задиров, которые могут легко
возникнуть, если водитель будет злоупотреблять педалью подачи топлива.
Так как масло, предназначенное для обкатки двигателя, быстро
подвергается загрязнению, его необходимо чаще заменять свежим, например,
в первый раз через 500 км пробега, а во второй — при пробеге 1500 км.
На промывку двигателя при подобных сменах масла следует обращать особое
внимание, чтобы действительно удалить из масла вызывающие истирание
примеси.
Верхняя и графитная смазки
Верхняя смазка. Присадку смазочного масла или специальных
углеводородных соединений к топливу называют верхней смазкой. Так, для
карбюраторных двигателей такая смазка представляет собой разновидность
описанной ранее смазки с присадкой масла к топливу. При верхней смазке
обычно плохо смазываемые детали двигателя, например, стержни
впускных клапанов и верхние участки цилиндров, нормально обеспечиваются
смазкой.
Соотношение количества масла, прибавляемого к топливу, в зависимости
от марки масла находится в пределах 1 : 100—1 : 500. Эти специальные
масла для верхней смазки двигателей, по данным фирм-изготовителей,
содержат в некоторых случаях присадки, оказывающие также и
антидетонационное, моющее и антикоррозионное действия.
Недостаток добавки к топливу специальных присадок для верхней смазки
состоит в том, что к топливу примешиваются высококипящие фракции,
которые могут вызвать неполное сгорание с образованием сажи и несгоревших
остатков. При любых условиях необходимо предостеречь от слишком
обильного примешивания присадок к топливу для верхней смазки.
Графитная смазка. К моторному маслу примешивается так называемый
коллоидальный, т. е. очень мелко распыленный или взвешенный графит.
Графит обладает ценным свойством обеспечивать смазку даже в тех случаях,
когда масляная пленка между трущимися поверхностями оказывается
нарушенной. Графит внедряется в поры поверхностей скольжения, делая их более
гладкими. Крайне существенно применение действительно коллоидального
графита, распыление которого является настолько мелким, что частицы
графита оказываются взвешенными в масле. Обыкновенный графитовый
порошок, имеющий более грубую структуру, осаждался бы в масле или
отлагался бы в масляных отверстиях коленчатого вала, что могло бы повести
к их закупорке.
Графит обладает очень высокой температурой окисления (около 4000° С)
и в двигателе не сгорает. Поэтому, введенный в избыточном количестве,
он может образовать отложения в двигателе.
При использовании масел с моющими и другими присадками,
находящимися во взвешенном состоянии, применение коллоидального графита не
рекомендуется, так как взвешенные присадки, соединяясь с коллоидальным
148

графитом, теряют возможность выполнять свои основные функции —
разделять и поддерживать во взвешенном состоянии в масле частицы сажи
и продукты окисления масла, не давая им возможности отлагаться в двигателе.
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ И ЗАДНИЙ МОСТ
К выбору смазки для коробки передач и заднего моста автомобилей нужно
относиться с таким же вниманием, как и к выбору масла для двигателя.
Удельные нагрузки на зубья шестерен современных автомобильных передач
настолько велики, что неудачный выбор сорта смазки может повлечь за собой
еще более тяжелые последствия, чем в двигателе, так как смена смазки
в двигателе происходит максимально через 3000 км пробега, а в агрегатах
трансмиссии лишь через 15 000—20 000 км.
Большое распространение для смазки коробки передач и заднего моста
получили жидкие масла; применявшиеся ранее густые смазки почти совсем
вышли из употребления. При густой консистентной смазке всегда имеется
опасность, что зубья шестерен, особенно при трогании автомобиля с места
в холодную погоду, будут работать некоторое время всухую. При применении
жидких масел эта опасность устраняется, так как смазка будет происходить
разбрызгиванием.
Существуют насосы, создающие циркуляцию смазки в приводах заднего
моста автомобилей. Такой способ смазки применяется в основном для заднего
моста грузовых автомобилей, в которых до или после главной конической
передачи применяется еще дополнительный редуктор. Примером такой
конструкции с масляным насосом может служить грузовой автомобиль Daimler-
Benz L6600. Назначение редуктора заключается в преобразовании
создаваемого двигателем небольшого крутящего момента при высоком числе оборотов
в большой момент при низком числе оборотов и притом по возможности
в местах приложения этого момента, т. е. у ведущих задних колес. При
такой системе передач можно иметь очень легкие конструкции сцепления,
коробки и карданного вала. Однако при высоком числе оборотов, особенно
карданного вала, для обеспечения безукоризненной смазки шестерен заднего
моста при любых эксплуатационных режимах необходимо устанавливать
специальный масляный насос. В автомобиле модели L6600 масляный насос
подает масло к колесным редукторам. Это масло с помощью форсунок
выбрасывается непосредственно на находящиеся в зацеплении зубья шестерен.
Смазка шестерен, даже в случае поломки питательного маслопровода от
насоса к редуктору, будет обеспечена разбрызгиванием, так как избыток
масла вытекает обратно из редуктора в картер главной передачи лишь по
достижении определенного уровня.
По аналогии с моторными маслами трансмиссионные смазки также
подразделяются на классы SAE80, SAE90 и SAE140. Однако эта
классификация учитывает лишь параметр вязкости, но не параметр стойкости масла
при высоких давлениях. Для повышения мощности двигателей и увеличения
скорости движения автомобилей предъявляются повышенные требования
к надежности коробки передач и заднего моста и качеству смазки для них.
Если для шестерен, работающих с невысокими напряжениями, пригодны
обычные чисто минеральные масла, то для большинства силовых передач
требуются смазки, выдерживающие высокие давления, а в некоторых
случаях, как, например, для гипоидных передач, даже очень высокие давления.
Необходимо подчеркнуть, что эти смазки применяют не только для собственно
гипоидных передач, но и для других передач, в которых особые условия
скольжения зубьев могут вызвать «приваривание» соприкасающихся поверхностей.
При применении смазки для гипоидных передач, вследствие ее химической
активности, предупреждается возможность подобного приваривания, так
как на соприкасающихся поверхностях зубьев образуется защитная пленка.
Наряду со стойкостью в отношении высоких давлений, при выборе сорта
масла следует руководствоваться и его вязкостью. При жидких маслах потери
149

мощности меньше. Поэтому рекомендуется в течение всего года пользоваться
маслами типа SAE90.
В случае применения жидких масел, естественно, нужно больше внимания
уделять качеству уплотнений картеров и сальников у подшипников валов.
Уровень масла в картерах не должен быть очень высоким, так как в
результате повышения температуры в картере создается избыточное давление,
которое может повлечь за собой разрушение уплотнений. В картерах
необходимо поэтому предусмотреть наличие отдушины (сапуна). При смене масла
рекомендуется после спуска еще теплого масла прополоскать картер
очень жидким маслом. Для удаления всех металлических частиц с успехом
могут быть применены описанные в разделе «Масляный фильтр» магнитные
улавливатели
Специальные масла
Особого внимания заслуживает вопрос специальных масел или
жидкостей для полуавтоматических и автоматических трансимссий.
Потребовалось длительное время, чтобы создать жидкости,
удовлетворяющие предъявляемым требованиям, для применения их в гидромуфтах
и трансформаторах крутящего момента.
К жидкостям подобного рода предъявляются следующие требования.
Вязкость. Наивысший к. п. д. имеют преобразователи крутящего
момента, созданные в соответствии с патентами Lysholm-Smith. Для этих
преобразователей требуется маловязкая, но тяжелая жидкость. Вода,
например, могла бы служить очень подходящей жидкостью для данной
цели, если бы ее сильная испаряемость, корродирующие свойства и
недостаточные смазывающие качества не исключали бы возможности ее
использования. Необходимо поэтому при оценке вязкости жидкости учитывать также
требования к ней в отношении стойкости против окисления, смазывающей
способности и получаемого при пользовании ею к. п. д. трансформатора.
Было бы крайне желательным рекомендовать в будущем для всех типов
гидротрансформаторов единую величину вязкости для рабочей жидкости.
Существуют три вида жидкостей:
1. Жидкость для преобразователей крутящего момента, применяемых
в промышленных установках; вязкость жидкости при 20° С составляет
1,22—1,40 градусов Энглера (3,04—5,05 ест).
Смазка насоса трансформатора и уплотнений не представляет затруднений,
что позволяет в установках промышленного типа пользоваться этой легкой
жидкостью.
2. Жидкость для преобразователей крутящего момента в грузовых
автомобилях; вязкость жидкости при 20° 2,5—3,0 градусов Энглера (16,7—
21 0 ест). Принципиальных отличий эти преобразователи крутящего момента
от преобразователей промышленного типа не имеют. Причина применения
для преобразователей крутящего момента в грузовых автомобилях более
вязкой жидкости заключается в следующем.
Для грузовых автомобилей требуется, чтобы при гидротрансформаторе
имелась бы по крайней мере дополнительная механическая передача для
заднего хода и еще повышающая передача. Эти передачи смазываются
моторным маслом SAE50. Практически невозможно избежать проникновения
трансформаторной жидкости через различные неплотности в эти механические
передачи. Если же применять для гидротрансформатора указанную в п. 1
маловязкую жидкость, то смазка в механической передаче станет настолько
жидкой, что это сможет повлечь за собой повреждение передачи. Поэтому вязкость
жидкости для гидротрансформаторов грузовых автомобилей приходится
повышать настолько, чтобы с учетрм вероятного разжижения.смазки в
механической передаче была обеспечена надежность ее работы.
3. Жидкость для автоматических трансмиссий типа А; вязкость жидкости
при 20° С составляет 10—14 градусов Энглера (76—106 сет).
150

Подобную жидкЬсть применяют для автоматических трансмиссий легковых
.автомобилей, если эти трансмиссии имеют гидротрансформатор или
гидромуфту. Применяемая жидкость, во-первых, должна служить рабочей средой
Фиг. 26. Автоматическая коробка передач с гидротрансформатором.
для гидротрансформатора, во-вторых, рабочей средой для гидравлической
-системы автоматического регулирования работы гидротрансформатора*
©-третьих, смазкой для шестерен (фиг. 26).
Фиг. 27. Полуавтоматическая коробка передач с гидромуфтой.
Для гидромуфты (фиг. 27), полностью отделенной от механической
передачи, фирма рекомендует применение жидкости, обладающей особыми
свойствами. Гидромуфта заполняется жидкостью на заводе на весь срок
«службы автомобиля. Особого ухода за ней не требуется.
Антикоррозионные свойства. Эти свойства жидкости очень важны, так
как наличие продуктов ржавления и коррозия могут повлечь за собой
151

нарушение циркуляции масла, не говоря уже о повреждении деталей
гидротрансформатора. Основной задачей является предотвращение ржавления
стальных деталей турбины и ослабление креплений латунных лопаток.
Температура воспламенения жидкости и ее испаряемость. Температура
воспламенения характеризует испаряемость продукта и пожарную
безопасность при его хранении. Испаряемость в известной степени указывает, в какой
мере можно ожидать от применения данной жидкости неполадок в системе
гидротрансформатора из-за кавитации и образования паровых мешков.
Влияние жидкости на уплотнения и прочие свойства. Жидкость не должна
оказывать вредного действия на уплотняющие прокладки, так как прокладки
могут стать твердыми и потерять свои герметизирующие качества.
Весьма важными являются стойкость жидкости в отношении окисления,
а также ее моющие свойства.
Необходимо, чтобы при низкой температуре жидкость не становилась
очень густой и в ней не выделялся парафин. Точка застывания должна быть
ниже минус 20° С.
СМАЗКА АВТОМОБИЛЯ
Помимо двигателя, коробки передач и заднего моста, в каждом автомобиле
имеется большое количество подвижных деталей, требующих регулярного
ухода и смазки. Предприятия автомобильной промышленности стремятся
путем дальнейшего развития и совершенствования конструкции отдельных
деталей и узлов продлить срок их службы. Кроме того, фирмы-изготовители
пытаются достигнуть этой цели путем регулярного профилактического
ухода за автомобилями в процессе их эксплуатации. В качестве образца
приводятся выдержки из разработанной фирмой Mercedes-Benz инструкции
по уходу и смазке грузового автомобиля модели L6600.
В инструкции рекомендуются следующие операции по уходу и смазке.
Порядковые номера отдельных операций по смазке (фиг. 28) соответствуют номерам
карты смазки инструкции. На фиг. 28 показаны точки, подлежащие смазке, грузового
автомобиля модели L6600 фирмы Mercedes-Benz.
Через каждые 3000 км.
Операции по смазке
1. Сменить масло в масляном поддоне.
2. Проверить уровень масла во впрыскивающем топливном насосе и в случае надоб-'•
ности добавить масло.
3. Проверить уровень масла в коробке передач и при необходимости добавить масла
4. Проверить уровень масла в картере заднего моста и, если нужно, добавить масла.
5. Проверить уровень масла в центральном резервуаре для масла и в случае
надобности добавить в него масла
6. Подвернуть колпачковую масленку водяного насоса- и, если требуется, заполнить
ее свежей смазкой.
Смазать с помощью пресса (густая смазка) ~
7. Вентилятор (1) *..
8 Подшипник выключения сцепления (1).
9. Сцепное приспособление для прицепа (2) (лишь в случае работы с прицепом).
10. Подшипники скольжения (4) вспомогательных рессор.
Операции по смазке с помощью масленки (моторное масло)
11. Залить 50 см3 масла в регулятор впрыскивающего топливного насоса.
12. Смазать двумя каплями масла выжимные болты (2) сцепления.
13. Проверить уровень масла в воздушном компрессоре и в случае надобности добавить
масла.
14. Смазать шарнирные и вильчатые сочленения, а также тяги (15) ручного тормоза
и рычажную систему ножного тормоза (8).
Операции по уходу
15. Вычистить фильтр.
15а. Проверить масляные форсунки на входе питательных маслопроводов в картеры
колесных редукторов заднего моста, в случае необходимости прочистить форсунки.
16. Проверить аккумуляторную батарею, долить при необходимости дистиллированной
воды, смазать клеммы кабеля.
17. Спустить сконденсировавшуюся влагу из резервуара для сжатого воздуха.
* Цифры в скобках указывают на количество подлежащих смазке точек.
152

Фиг. 28. Грузовой автомобиль Mercedes-Benz модели L6600.
s

18. Проверить тяги регулятора в положении максимальной подачи. В случае
надобности произвести регулировку.
19. Спустить скопившееся масло из баллона со сжатым воздухом для накачки шин.
20. Проверить затяжку гаек крепления колес. В случае необходимости подтянуть гайки,
21. Проверить давление воздуха в шинах. Отрегулировать давление.
Через каждые 6000 км пробега
Операции по смазке
Операция 1—14.
22. Заправить маслом коробку рулевого управления.
Смазать с помощью пресса (густая смазка):
23. Передний карданный вал (1) при базе 4,6 м или (3) при базе 5,2 м и задний
жарданный вал (3).
Смазать с помощью масленки (моторное масло):
24. Тяги привода (5) впрыскивающего топливного насоса
25. Вильчатые головки (4) растяжек крепления двигателя по 2 капли.
26. Замки дверей и все прочие шарнирные соединения кузова.
Операции по уходу
Операции 15—21.
27. Вычистить воздухоочиститель и заполнить его свежим маслом.
28. Подтянуть гайки шпилек крепления головок цилиндров, подтянуть гайки
крепления выпускного трубопровода.
29. Проверить зазоры клапанов, отрегулировать их в случае надобности.
30. Проверить натяжение ремня для привода вентилятора и воздушного компрессора;
то мере необходимости подтянуть ремень.
31. Очистить фильтрующую сетку перед топливоподающим насосом.
32. Проверить регулировку сцепления; отрегулировать, если необходимо.
33. Проверить герметичность топливопроводов.
34. Проверить зазоры подшипников передних и задних колес; отрегулировать, если
«потребуется.
35. Проверить установку передних колес; если нужно, отрегулировать.
36. Проверить зазор у головок толкающих штанг; при необходимости отрегулировать.
37. Проверить затяжку гаек хомутов крепления рессор; в случае надобности подтянуть
Через каждые 12 000 км пробега
Операции по смазке
.Операции /, 2, 5—14 и 22—26.
38. Смена масла в коробке передач.
39. Смена масла в картере заднего моста.
Операции по уходу
Операции 15—21 и 27—37.
40. Прочистить топливный фильтр.
41. Проверить работу топливных форсунок; если требуется, отрегулировать давление
шпрыска.
42. Почистить свечи накаливания и каналы к ним.
43. Проверить свободный ход рулевого колеса, отрегулировать, если требуется.
44. Проверить затяжку всех болтов и гаек крепления двигателя, рулевой коробки
кузова: если нужно, подтянуть.
45. Очистить снаружи воздушный фильтр тормозного клапана.
46. Проверить регулировку тормозного клапана автомобиля и прицепа, отрегулировать
ъ случае надобности.
47. Подтянуть все соединения трубопроводов сжатого воздуха и проверить их
герметичность.
48. Проверить через смотровой люк состояние всех тормозных накладок.
49. Вывернуть сапун картера заднего моста и прочистить его.
50. Проверить действие системы центральной смазки у всех точек, подлежащих смазке.
51. Проверить работу системы электрооборудования и установки фар, устранить
обнаруженные дефекты.
Через каждые 24 000 км пробега
Операции по смазке
Операции /, 2, 5—14, 22—26 и 38, 39.
52. Прочистить и промазать рессорные листы.
53. Смазать несколькими каплями масла шестерню стартера.
Операции по уходу
Операции 15—21, 27—37 и 40—51
54. Прочистить систему водяного охлаждения.
Через каждые 48 000 км пробега
Операции по смазке
Операции /, 2, 5-^-14, 22—26, 38 и 39, 52 и 53.
55. Смазать подшипники передних колес.
56. Смазать подшипники задних колес.
154

Операции по уходу
Операции 15—21, 27—37, 40—51 и 54.
57. Проверить состояние щеток стартера и генератора; сменить их в случае необходимости.
58. Проверить состояние тормозных накладок,
59. Прочистить сетку в топливном баке.
В табл. 4 приводятся сорта рекомендуемых смазочных материалов.
Таблица 4
о .
с о.
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
п
Рекомендуемые
Место смазки
Все места, смазываемые моторным маслом:
зимой и осенью
летом
Впрыскивающий топливный насос,
воздушный компрессор, воздухоочиститель,
система центральной смазки
Коробка передач
Коробка рулевого управления
Картер заднего моста
Шасси
Ступицы передних и задних колес ....
Водяной насос
Передние и задние рессоры
Генератор:
шарикоподшипники
подшипники скольжения
Стартер:
шарикоподшипники
подшипники скольжения
масла
Сорт смазки
SAE20 \ Стойкие при высоких давле-
SAE30 / ниях
Моторное масло, как в пп. 1 и 2
Мягкое трансмиссионное масло для
высокого давления
То же
То же, или смазка для гипоидных
передач
То же
Консистентная смазка
То же
Рессорная смазка
Тугоплавкая смазка
Моторная смазка, как в пп, 1 и 2
Тугоплавкая смазка
Моторное масло, как в пп. 1 и 2
Выше рассматривался автомобиль модели L 6600, оборудованный системой
централизованной смазки. Для этой системы применяется моторное масло.
Прочие модели автомобилей имеют индивидуальную смазку отдельных точек,
осуществляемую с помощью ручного, пневматического или иного типа пресса.
При индивидуальной смазке пользуются различными сортами
консистентной смазки согласно инструкции фирмы или же в соответствии с
конструкцией смазываемого узла или детали. Для колесных подшипников
и других подшипников качения хорошие результаты дает применение
консистентных смазок.
Для периода обкатки нового автомобиля существуют особые инструкции
но уходу и смазке.

111. ЖИДКОСТНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ И РАДИАТОРЫ
ДЛЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
В двигателе внутреннего сгорания около 30% энергии, содержащейся
в топливе, превращается в механическую работу. Остальная часть энергии
топлива теряется в виде тепла: 30—35% с отходящими выпускными газами,
25—30% отводятся системой охлаждения блока цилиндров, стенками
цилиндров, а также маслом, смазывающим двигатель. Остальное тепло передается
излучением или конвекцией. Избыточное количество тепла может быть
отведено двумя различными способами:
а) непосредственным охлаждением воздухом; в этом случае подлежащее
отводу тепло передается непосредственно от стенок цилиндров охлаждающей
среде, в основном воздуху;
б) косвенным путем, с помощью охлаждающей жидкости. В этом случае
подлежащее отводу тепло передается от стенок цилиндров к охлаждающей
жидкости (преимущественно воде) и от воды с помощью жидкостного
радиатора охлаждающему воздуху.
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ РАДИАТОРОВ
Основные зависимости
Принятые обозначения:
Q — количество тепла в ккал/час;
G — количество охлаждающей жидкости или воздуха в кг/час,
V — количество охлаждающего воздуха в мъ/час\
t — температура в °С;
k — общий коэффициент теплопередачи в ккал/м2 час град.;
q — удельная теплопередача в ккал/дм2 час град;
v — скорость в м/сек\
bt — температурный перепад в °С;
F — поверхность охлаждения в м2\
Fst — лобовая поверхность радиатора в дм2\
1 — удельный вес в кг/мъ\
с или Ср — удельная теплоемкость в ккал/кг град
Индексы:
W — вода;
L — воздух;
G — гликоль;
а — выход;
з — вход.
Радиатор, предназначенный для отдачи воздуху тепла, воспринятого
охлаждающей жидкостью от стенок цилиндров, представляет собой
теплообменник, в котором происходит охлаждение жидкости и нагрев воздуха»
Количество тепла, воспринятого жидкостью (водой), определяется
формулой
Qw = Gwktwcw ккал/час; (1)
количество тепла, воспринятого охлаждающим воздухом,
QL = VL Ti &lcpl ккал/час. (2)
156

Таким образом, количество тепла в основном определяется количеством
воды или воздуха и охлаждением воды или нагревом воздуха.
Из формулы (1) следует, что одинаковая теплоотдача может быть
получена с помощью незначительного количества циркулирующей жидкости
и сильного охлаждения ее или при большом количестве циркулирующей
жидкости и слабом охлаждении ее. Это обстоятельство нужно особо
подчеркнуть, так как существует широко распространенное ошибочное мнение, что
степень охлаждения циркулирующей охлаждающей воды может служить
непосредственной мерой интенсивности охлаждения. Другими словами,
если при затруднениях с охлаждением падение температуры составляет
всего лишь несколько градусов, то обычно делают ошибочный вывод, что
теплоотдача радиатора слишком мала.
Это можно пояснить следующим примером.
Количество тепла, выделяемого двигателем мощностью 50 л. с. и
подлежащего отдаче, составляет 40 000 ккал/час:
1) при количестве циркулирующей воды 4000 л'час и перепадетемпературы
10° С;
2) при количестве циркулирующей воды 40 000 л/час и перепаде
температуры 1° С.
При втором варианте вследствие более высокого среднего перепада
температуры между водой и воздухом теплоотдача радиатора оказывается
более высокой.
Количество тепла, переходящего от воды к воздуху,
Q = FkHm ккал/час, (3)
где величина Л tm равна средней температуре воды минус средняя температура
воздуха.
При заданной поверхности охлаждения F и известном общем коэффициенте
теплопередачи k теплоотдача будет тем больше, чем больше температурный
перепад A tm, т. е. при данном количестве тепла радиатор при большем
температурном перепаде может иметь меньшие размеры.
Для практических расчетов радиатора количество отдаваемого им тепла
Q = FstqAt ккал/час, (4)
где величина A t равна средней температуре воды минус средняя температура
воздуха.
Влияние температурного перепада
Как видно из формулы (3), теплоотдача пропорциональна температурному
перепаду.
Для сравнения ниже приводятся температурные условия (в °С) в
различных охлаждающих системах.
Пример 1. Автомобиль с двигателем, имеющим термосифонное охлаждение.
Вход воды . . . . tWe = 90° I Uvf — 7*°
Выход воды ... tWa= 60° j tWm ~ /b
Охлаждение воды Д tw = 30°
Вход воздуха . . tLe = 30° } 4Пэ
Выход воздуха . . tLa = 50° J Lm u
Нагрев воздуха . Д t^ = 20°
Пример 2 Автомобиль с двигателем, имеющим принудительное циркуляционное
охлаждение с помощью насоса.
Вход воды .... twe = 90° ) , 875°
Выход воды . . . twa — ^5° / Wm ~~ '
Охлаждение воды Д % = 5°
Д^т-=47,5°
Вход воздуха . . . ^ = 30° ) , _ .по
Выход воздуха . . tLa = 50° f ?Lm " 4U
Нагрев воздуха . Д ^ = 20°
157

Пример 3. Стационарный двигатель. Работа в условиях тропического климата.
Вход воды . . . .%е=85° I , — яп°
Выход воды . . . tWa = 75° / tWm ~~ 6U
Охлаждение воды Д^=10°
Д^т-27,5°
Вход воздуха . . tLe = 45° \ . __ w со
Выход воздуха . . tLa = 60° / ^m-^,i)
Нагрев воздуха . Д^ = 15°
Пример 4. Автомобильный радиатор (жидкость, кипящая при высокой температуре»
например этилен гликоль).
Вход гликоля . . toe — 140° \ , _ |пгО
Выход гликоля . foa= 130° ) lGm~~ 160
Охлаждение гликоля Д fo = 10°
Д*т = 95°
Вход воздуха . . ^ = 20° \ . = 40°
Выход воздуха . tLa = 60° J Lm
Нагрев воздуха . Д t^ = 40°
Из этих примеров следует, что:
1. При принудительном циркуляционном охлаждении радиатор может
иметь меньшие размеры, чем при термосифонном охлаждении. Это
уменьшение пропорционально отношению создаваемых в этих системах средних
температурных перепадов, т. е. составляет 26%.
2. Радиатор стационарного двигателя, работающего в условиях
тропического климата, при температуре воды на входе tWe = 85° С должен
для обеспечения одинаковой теплоотдачи, иметь увеличенные в отношении
средних температурных перепадов размеры, т. е. 47,5 : 27,5, что составляет
примерно 75%.
3. Работающая на этиленгликоле система охлаждения может иметь
размеры радиатора вдвое меньшие, чем при обычном водяном охлаждении.
Температурный перепад может быть увеличен применением жидкостей,
кипящих при высокой температуре, или же повышением температуры
кипения воды путем применения для этой цели редуцирующего клапана в пробке
радиатора (см. раздел «Герметизированная система циркуляции охлаждающей
ВОДЫ>/).
При заданном среднем температурном перепаде теплоотдача определяется
по формуле (3), как произведение этого перепада на величину охлаждающей
поверхности F и общий коэффициент теплопередачи k.
Таким образом, существуют два пути для повышения теплоотдачи:
1) применение радиатора с высоким общим коэффициентом теплопередачи
k, что позволяет выбирать радиатор с меньшей величиной охлаждающей
поверхности;
2) применение большей охлаждающей поверхности (при менее
эффективной системе охлаждения).
При сравнительной оценке различных радиаторов в применении к одним
и тем же установкам критерием оценки не может служить одна лишь величина
поверхности охлаждения. При сравнении нужно основываться на величине
произведения поверхности охлаждения и общего коэффициента
теплопередачи.
Общий коэффициент теплопередачи зависит от очень многих факторов
и величина его для радиаторов может различаться на 100% и более.
При одинаковой теплоотдаче потребная величина охлаждающей
поверхности может колебаться в тех же пределах. Поэтому невозможно
непосредственное сравнение радиаторов различных типов.
Общий коэффициент теплопередачи
На фиг. 1 изображена кривая изменения температуры при отдаче тепла
от воды к воздуху через металлическую стенку. Переход тепла от воды к
воздуху определяется коэффициентом теплопередачи <xw от воды к стенке (в
основном зависящим от скорости потока воды, в ккал/м2 нос град); переход тепла
158

через металлическую стенку толщиной им определяется коэффициентом
теплопроводности X (в ккал!час м град'; для железа X =■ 40 ч- 50, латуни
X = 70 -4- 100, меди X = 330), а для перехода тепла от металлической стенки
к воздуху — коэффициентом теплопередачи aL от стенки к воздуху
(зависящим от скорости воздуха и от
конструкции системы охлаждения,
в ккал!час м2 град).
Отдача тепла от охлаждающей
воды к воздуху определяется общим
коэффициентом теплопередачи k по
формуле Soda
1
Направление
теплового потопа
_ 1 . d
к aw Л
1
ккал/м2 час град'
(5)
Для средних условий работы
общий коэффициент теплопередачи
определяется следующим образом:
1500
+ 10
0,0002 _ 1
-ззо~"~!ю*
Фиг. 1. Распределение температуры
теплового потока от воды к воздуху через метал»
лическую стенку.
Таким образом, теплопередача определяется в основном коэффициентом
теплопередачи к воздуху. Она зависит в значительной мере от скорости
воздуха и почти не зависит от скорости охлаждающей жидкости, толщины стенки
или ее материала.
Влияние загрязнения
Уравнение (5) показывает, что внутреннее загрязнение радиатора в
результате отложения накипи и т. п. на его стенках не оказывает особенно
большого влияния на теплоотдачу. Если принять, что имеется слой накипи
толщиной 0,4 мм с коэффициентом теплопроводности 2,0 ккал/час м град,
тогда сопротивление передаче тепла через слой накипи будет
= 0,0002, т. е. ^_L=
и сопротивление теплопередаче изменится лишь на 1%.
Значительное уменьшение теплоотдачи происходит, однако, в тех
случаях, когда отложения настолько велики, что канал для охлаждающей
жидкости закупорится и через соответствующую трубку или пластинку
не будет более проходить вода. Так как общая теплопередача обусловливается
в основном величиной коэффициента теплопередачи, к воздуху, то очень
важно следить за тем, чтобы охлаждающая поверхность радиатора,
обдуваемая воздухом, не была загрязненной. Коэффициент теплопередачи к воздуху,
а тем самым и теплоотдача может быть значительно увеличена применением
дополнительных охлаждающих поверхностей, омываемых только воздухом.
К этим дополнительным поверхностям тепло поступает от омываемых водой
частей радиатора конвекционным путем.
Этот способ увеличения теплоотдачи радиатора имеет применение во всех
современных системах. В зависимости от целевого назначения радиатора
дополнительные охлаждающие поверхности могут иметь в 4—6 раз большую
поверхность, чем непосредственно омываемые водой.
159

РАСЧЕТ РАДИАТОРА
Исходные расчетные данные
С помощью экспериментальной установки, изображенной на фиг. 2,
были #произведены исследования более 600 различных элементов систем
охлаждения. Результаты этих исследований были подвергнуты
всестороннему анализу. Так, например, пользуясь результатами экспериментов,
были разработаны системы охлаждения, в которых определенная величина
теплоотдачи достигалась при минимальной затрате материала и,
следовательно, минимальном весе и, кроме того, при минимальных расходах
на рабочую силу, производственных площадах и затратах мощности
на привод вентилятора на автомобиле.
Фиг. 2. Экспериментальная установка для исследования радиаторов.
В рамках данного труда не представляется возможным привести значения
общих коэффициентов теплопередачи и других для всевозможных систем
охлаждения. На фиг. 3—9 приведены лишь средние значения сопротивления
воздуха, нагрева воздуха, теплоотдачи и других величин в функции скорости
воздуха при различной глубине остова радиатора.
На фиг. 3 показаны (в зависимости от скорости воздуха) величины
теплоотдачи на единицу (1 дм2) лобовой поверхности радиатора при перепаде
температуры (средняя температура воды минус температура воздуха на входе)
60° С при различной глубине остова радиатора.
На фиг. 4 показаны величины сопротивления радиатора Др в мм вод. ст.
в функции скорости воздуха при различной глубине остова радиатора.
На фиг. 5 даны величины теплоотдачи и сопротивление радиатора в
зависимости от глубины остова радиатора. С увеличением глубины, примерно
в пределах до 150 мм, круто возрастает теплоотдача. С дальнейшим
увеличением глубины радиатора теплоотдача его растет незначительно. Что же
касается сопротивления воздуха, а вместе с ним веса радиатора и количества
расходуемого на его изготовление материала, то они продолжают
увеличиваться дальше примерно по тому же линейному закону.
В автомобилестроении не применяют более радиаторы с глубиной остова,
превышающей 100—120 мм, так как обычного типа вентиляторы не дают
напора, превышающего 50 мм вод. ст., соответствующего данной глубине
остова радиатора. Применение радиаторов, имеющих большую глубину
160

к кал/qgc дм2
Фиг. 3. Количество отдаваемого
тепла Q60 в зависимости от
скорости v воздуха при различной
глубине Т остова радиатора.
йр мм dod ст.
200
5x103
UxW3
ЗхЮ3
2х103
1xW3
у
Y/
К/
- Ч^ /С А
и у
/г
10
15
20 V
Фиг. 4. Сопротивление
радиатора Др в зависимости от
скорости v воздуха при различной
глубине Т остова радиатора.
м/сек
п^ккал/Час дм2
Фиг. 5. Количество отдаваемого
тепла Q60 и сопротивление
радиатора ±р в зависимости от
глубины Т остова радиатора.
ккпл/час-дм2
4x103
ЗхЮ3
2х103
1x103
/
У
Ар мм
вод.ст.
80
60
U0
20
МО'
2*10'
1*103
?10(>
55 >
fM
-170
пзо
мм
О 50 100 150 200 250 Т мм
Фиг. 6. Количество отдаваемого тепла
в зависимости от секундного расхода
воды на 1 дм ширины остова
радиатора при различной глубине его
остова:
О 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 л/сек-дм
Расход воды
Т мм
f -£- м*/дм*
*st
55
0,38
95
0,65
130
0,92
170
1,16
210
1,44
1 1 Бюссиен 644
161

остова, возможно при условии установки вентилятора или нагнетателя,,
преодолевающего более значительное противодавление.
На фиг. 6 показаны величины теплоотдачи в зависимости от расхода воды:
через радиатор при различной глубине его остова. Из фиг. 6 видно, что для
данной определенной системы охлаждения и данной глубины остова радиатора
дальнейшее увеличение расхода воды сверх определенной величины,
именуемой границей насыщения, не дает никакого эффекта. Чрезмерное увеличение
At, °с
100
80
60
*0
20
/час
•суй и
Ati
А
ж~
^^
55 мм
£/70 .
\2Ю
'300
.^210
— 170
'"130
'" 95
55 мм
О
50
U0
30
20
10
5 10 15 20 v м/сек
Фиг. 7. Общий коэффициент
теплопередачи k и нагрев воздуха btL (при
twm — tbm — 60°) в зависимости от
скорости v воздуха.
U0
30
20
10
0 1О-1032О-10$ЗО10Чо-103
Q ккал/Час
Фиг. 8. Лобовая поверхность Fst и
диаметр D вентилятора в зависимости
от количества тепла, подлежащего
отводу при перепаде температуры в 60°.
расхода воды повлечет за собой лишь увеличение перепада давления в
радиаторе.
Всеобщее распространение получили водяные насосы большой
производительности, в результате чего большинство радиаторов работают в
условиях насыщения (это не относится к термосифонному охлаждению).
На фиг. 7 даны требуемые для точного расчета радиаторов величины общего
коэффициента теплопередачи k и нагрева воздуха Д tL в зависимости от
скорости воздуха при различной глубине остова
радиатора, также эффективная величина поверх-
ности охлаждения радиатора / =-f- м2/дм2,
отнесенная к 1 дм2 его лобовой поверхности.
По фиг. 8 можно определить для данного
количества тепла, подлежащего отводу,
требуемую величину лобовой поверхности радиатора
при различной глубине его остова.
Одновременно на фиг. 8 даны оптимальные диаметры
600 Dmm вентилятора для обычных автомобильных
радиаторов, имеющих принудительный обдув*
В основу этих зависимостей положена
средняя величина скорости воздуха 7 м1сек.
На фиг. 9 показана зависимость
максимального числа оборотов вентилятора от его
диаметра.
По соображениям акустического характера предельное число оборотов
определялось из условия окружной скорости вентилятора ПО м/сск.
Таким образом, с помощью приведенных на фиг. 3—9 зависимостей
представляется возможным приближенно подсчитать для заданной величины
теплоотдачи потребные размеры радиатора.
Точный расчет радиатора должен все же быть выполнен специалистом
по радиаторам, хорошо знающим специфические особенности различных
систем охлаждения и способным поэтому выбрать для данного конкретного
162
о5/мин
6000
ШО
2000
\
\
N
200
Фиг. 9. Максимальное число
оборотов вентилятора п^ в
зависимости от диаметра D
вентилятора.

случая оптимальный вариант. При этом необходимо иметь в виду, что
заданное количество отдаваемого тепла Q может быть непосредственно пересчитано
в соответствии с величиной температурного перепада.
Пример расчета
Двигатель с принудительной циркуляционной системой охлаждения с помощью насоса
и с мощным вентилятором.
Дано: мощность двигателя Ne = 50 л. с; подлежащее отводу количество тепла
Q = 40 000 ккал/час. Требуется определить размеры радиатора и вентилятора.
Принимаем, что twe = 90°» two, = 85°, t\x/m = 87,5°, Д * = 57,5° и tLe = 30°.
Случай 1. Средняя скорость воздуха перед радиатором принимается равной 10 м/сек
или 36 км/час; глубина остова радиатора Т = 55 мм.
По этим данным, согласно фиг. 3, Qe0 = 1400 ккал/час дм2 (при Д/ = 60° С).
При данном температурном перепаде A t =- 57,5° получаем
QAt ^-= 1342 ккал/час дм2-57,5°.
Лобовая поверхность радиатора
Отсюда высота остова радиатора Н = 550 мм, ширина В — 550 мм и глубина Т — 55 мм.
Диаметр D вентилятора при наличии достаточного места для него может быть выбран
равным 550 мм, а максимальное число оборотов вентилятора, согласно фиг. 9, равно 3820 об/мин.
Случай 2. Если лобовая поверхность 30 дм2 по конструктивным соображениям
не может быть допущена, необходимо провести расчет на большую глубину остова радиатора.
Например, принимаем: Т = 95 мм, Q6(, = 2200 ккал/час дм2 (при Д t = 60° С).
Лобовая поверхность радиатора
.. 40 000-60
F 19д2
Fst = 2200.57,5 =19дм-
Высота остова радиатора Н = 450 мм, ширина В = 420 лш, глубина Т = 95 мм.
Диаметр вентилятора D = 420 мм, максимальное число оборотов вентилятора
к 5000 об/мин, сопротивление радиатора Др = 26 мм вод. ст.
Суммарный расход воды
«i2™ 8000 «*/«*.
Секундный расход воды на 1 дм ширины радиатора
Согласно фиг. 6, эти величины лежат у границы насыщения, т. е. радиатор будет при
данном расходе воды полностью использован.
Расчет вентилятора
Лобовая поверхность радиатора F^ = 19 дм2.
Средняя скорость воздуха vm = 10 м/сек.
Производительность вентилятора V^ = 1,9 м?1сек.
Сопротивление радиатора Др = 26 мм вод. ст. плюс надбавки на сопротивление при входе
и выходе воздуха.
ТИПЫ РАДИАТОРОВ
Для автомобильных радиаторов применяются почти исключительно
трубчато-пластинчатые и пластинчатые конструкции. Лишь изредка можно
встретить довольно распространенные ранее радиаторы с воздушными
трубками (сотовые).
Трубчато-пластинчатые радиаторы (фиг. 10, а)*. Остов такого радиатора состоит из трубок
с насаженными на них и соединенными с ними пластинами-ребрами. Подобная
первоначальная конструкция применяется лишь с трубками, имеющими овальное или плоское сечение.
Данная конструкция с трубками, соединенными сплошными поперечными пластинами,
представляет собой весьма жесткую систему. Давление внутри трубок воспринимается
многочисленными пластинами, находящимися на расстоянии 3 мм одна от другой.
1Г 163

При такой конструкции можно избежать стыковых паяных соединений. Радиаторы труб-
чато-пластинчатого типа вследствие своей надежности и прочности в условиях тяжелой работы
широко применяют на грузовых автомобилях, тягачах, тепловозах и т. л. Эти радиаторы,
выдерживающие тяжелые нагрузки, превосходят все другие конструкции и обзспечивают
при высокой теплоотдаче минимальный вес и минимальные габариты, в частности, меньшую
глубину остова. Оребренные трубки легко выдерживают давление 10—12 ати. Специальные
типы подобных радиаторов испытываются под давлением, достигающим 50—69 ати.
В противоположность пластинчатым радиаторам трубчато-пластинчатые
радиаторы имеют гладкие прямолинейные водяные каналы, менее
подверженные засорению и закупорке.
Пластинчатые радиаторы (фиг. 10, в). Эти радиаторы имеют остовы, изготовленные
из тонкостенного вальцованного или гофрированного полосового материала. Пространства
между двумя смежными вертикальными полосками служит для прохода воды, а пространство-
между каждой парой смежных полосок —
для прохода воздуха. В пластинчатых
радиаторах в промежутках между
проводящими воду пластинами, являющимися
поверхностями непосредственного
охлаждения, расположены дополнительные
зигзагообразные полоски, повышающие
теплоотдачу от воды к воздуху. В
воздушных промежутках помещают 1—2 полоски,
соединенные с помощью пайки с
водяными пластинами. Эти дополнительные
полоски снабжены прорезами,
создающими завихрения воздушного потока,
увеличивающие теплоотдачу.
Конструкции новейших пластинчатых радиаторов
также обеспечивают очень высокую
теплоотдачу.
Недостатки пластинчатых
радиаторов — сравнительно малая
величина допустимых давлений
(1—2 ати) и опасность засорения
узких и волнообразных водяных
протоков при пользовании
недостаточно чистой водой. Пластинчатые радиаторы применяют поэтому
преимущественно для легковых автомобилей. Изготовление остова радиатора
глубиной, например, более 80 мм представляет технологические трудности.
Радиаторы с воздушными трубками, сотовые (фиг. 10, б). Остов радиатора состоит
из набора горизонтальных трубок, развальцованных с переднего и заднего концов и
соединенных пайкой в ванне. В этих радиаторах в отличие от трубчато-пластинчатых радиаторов
по трубкам проходит воздух, а вода обтекает их наружные поверхности. Трубки имеют
различное поперечное сечение: шестигранное, четырехгранное, восьмигранное, круглое,
плоское и др.
Преимуществом данного типа радиаторов является простота изготовления.
Каркас радиатора заполняется трубками, припаиваемыми к его торцовым
стенкам. Применение радиаторов с воздушными трубками позволяет
придавать им любые внешние формы.
Главный недостаток данной конструкции заключается в малой прочности
ее, так как внутренние давления должны восприниматься припаянными
в притык торцовыми стенками остова радиатора. Длина паяных в стык швов
достигает в некоторых конструкциях 9 ж на 1 дм2 лобовой поверхности.
Так например, радиатор такого типа, имеющий лобовую поверхность 30 дм2,
будет иметь длину стыкового сварного шва 270 м. Поэтому неудивительно,
что радиатор с воздушными трубками при минимальных перегрузках может
оказаться негерметичным. Кроме того, для обеспечения достаточного
охлаждающего действия требуется большое количество трубок.
Расходы на материал и изготовление сотовых радиаторов очень велики.
Часто пластинчатый или трубчато-пластинчатый радиатор в сборе стоит
дешевле комплекта необработанных трубок для радиатора сотового типа.
164
Фиг. 10. Радиаторы:
а — трубчато-пластинчатые; б — сотовый; в —
пластинчатый.

КОНСТРУКЦИЯ РАДИАТОРОВ
Ранее радиатор вместе с остовом, каркасом и облицовкой представлял собой
единый агрегат. В дальнейшем по производственным соображениям остов
радиатора был полностью отделен от его корпуса и облицовки (фиг. 11, а и б).
а)
Фиг. 11. Каркас и облицовка трубчато-пластинчатого радиатора.
В некоторых конструкциях каркас радиатора отсутствует и его заменяют,
например, вынесенные вперед боковые и верхние кромки капота двигателя.
Остов радиатора состоит из набора
трубчатых или пластинчатых
охлаждающих элементов и верхнего и нижнего
водяных резервуаров, в которых имеются
Фиг. 12. Разрез модели трубчато-
пластинчатого радиатора.
Фиг. 13. Остовы трубчато-пластин-
чатых радиаторов с оребренными
трубками.
впускные и выпускные водяные патрубки (фиг. 12). Боковые стенки остова
радиатора служат для связи его с каркасом или капотом. Радиатор обычно
прикреплен к шасси своей нижней стенкой и соединен большей частью
растяжкой с передней стенкой кузова. Хорошо зарекомендовала себя и подвеска
остова радиатора в особой рамке (охватывающей его частично или
полностью), эластично связываемой с шасси автомобиля (фиг. 13, вверху, слева),
165

По производственным соображениям необходимо при конструировании
радиатора стремиться к простым и прямолинейным очертаниям и избегать
в остове его всевозможных скосов или выемок, например для прохода
пусковой рукоятки.
Очень крупные радиаторы для тяжелых условий работы (грузовые
автомобили и т. п.) имеют часто так называемую секционную конструкцию,
представляющую собой отдельные
съемные секции остова,
монтируемые в общем каркасе (фиг. 14).
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ
РАДИАТОРОВ
В качестве материала для
изготовления непосредственно
омываемых водой элементов радиатора
преимущественно применяют латунь.
а) *~— для вспомогательных охлаждающих
Фиг. 14. Радиатор секционного типа- поверхностей, обдуваемых лишь воз-
а - без облицовки; б - с облицовкой. ДУХ0М» чаСТ° ИСПОЛЬЗУЮТ МеДЬ, обла-
дающую особо высокой
теплопроводностью. Для деталей крепления или подвески радиаторов исключительное
применение имеет листовая сталь. Для связи и герметизации таких деталей
радиаторов, как трубки, ребра, пластины, днища трубок, водяные
резервуары, а частично и боковые стенки и арматура, пользуются нормальным
оловянисто-свинцовым припоем.
Материалом-заменителем для латуни и меди могут служить железо и
легкие металлы.
Наиболее подходящей для создания цельностального радиатора является
трубчато-пластинчатая конструкция. При последующей горячей оцинковке
всего радиатора обеспечивается защита от коррозии всех его элементов как
омываемых водой, так и обдуваемых воздухом. Одновременно цинковое
покрытие является заменителем оловянисто-свинцового припоя, так как
почти все требующие пайки соединения могут быть выполнены горячей
оцинковкой.
Чистый алюминиевый и некоторые алюминиевые сплавы со столь же
высокими антикоррозионными качествами также могут быть применены
при изготовлении радиаторов. Однако для применения этого материала-
заменителя требуется радикальное изменение конструкции системы
охлаждения и внедрение значительно измененной технологии производства.
Другие материалы-заменители, как например, листовая сталь с покрытием
медью или латунью, пригодны лишь до тех пор, пока слой покрытий
сохраняется неповрежденным.
Если требуется получить хотя бы частичную экономию меди или латуни,
то вполне возможно изготовлять вспомогательные охлаждающие элементы
(ребра трубок и воздушные гофрированные полоски пластинчатых
радиаторов) из стали, так как связанное с этим уменьшение теплоотдачи примерно
на 10% является приемлемым.
ЗАЩИТА СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Защита от мороза. Мороз представляет значительную опасность как для
радиатора, так и для двигателя. Своевременная добавка к охлаждающей
воде, циркулирующей в двигателе, средств против замерзания воды или
жидкости, замерзающей при низкой температуре (антифриз), устраняет
эту опасность. Количество этой жидкости, потребной для присадки в систему
водяного охлаждения двигателя, зависит от ее емкости. В случае применения,
например, жидкости Glysantin, количество присадки ее к охлаждающей
воде может быть определено графически (фиг. 15).
166

Потери охлаждающей жидкости в результате испарения компенсируются
добавлением чистой воды, так как Glysantin не испаряется а, испаряется
лишь вода. Если же потери охлаждающей жидкости происходят через
неплотности в системе циркуляционного охлаждения, то необходимо
добавлять в той же пропорции, что f
w
1
I
-ио%
л
и при первоначальной заправке,
смесь Glysantin с водой.
Следует ежегодно зимой, перед
заливкой системы охлаждения
жидкостью, замерзающей при
низкой температуре, проверять
герметичность радиатора.
Защита от коррозии и
отложений накипи. Для того чтобы
избежать коррозии и отложений
накипи не только в радиаторе,
но и во всей системе
охлаждения, желательно производить
очистку воды. Обязательно
нужно очищать воду, если
радиаторы изготовлены из
материалов-заменителей. Очистка воды может быть выполнена или с помощью
химических реагентов, или с помощью особых антикоррозионных масел,
образующих водные эмульсии. Недостатком химических способов очистки
воды является невозможность применения их при работе с жидкостью,
замерзающей при низкой температуре. Наоборот, применение
антикоррозионных защитных смазок возможно при пользовании этой жидкостью без
нарушения действия любой присадки.
10 20 30 U0
Емкость системы охлаждения
Фиг. 15. Требуемое количество Glysantin^npH
различной температуре окружающей среды.
ВЕНТИЛЯТОРЫ
Проблема обдува радиатора автомобиля, а также и других установок для
охлаждения является в большой мере проблемой акустики. Многочисленные
измерения интенсивности и частоты шума, создаваемого вентиляторами,
показали, что он в основном зависит от окружной скорости их лопастей.
Ни при каких условиях эта скорость не должна превышать 110 м1сек, так как
лишь в этих пределах шум еще терпим.
Для особо комфортабельных автомобилей и эта скорость является
нежелательной и должна быть ограничена 80—90 м/сек, так как уже и при такой
скорости шум становится весьма сильным даже при удачном
аэродинамическом оформлении конструкции.
Обычно принято считать, что шум в первую очередь вызывается явлениями
отрыва воздушного потока и колебаниями верхушек лопастей вентилятора.
Частота звука зависит в значительной мере от собственных колебаний
вентилятора. Литые вентиляторы дают более звонкий и поэтому более
неприятный звук, чем вентиляторы такой же конструкции, но изготовленные из
листовой стали. Если, например, лопасти штампованного вентилятора
изготовлять из материала большей толщины или усиливать их ребрами
жесткости, то это вызывает обычно повышение частоты звука, т. е. звук
не становится более сильным, но делается более звонким и неприятным.
На высоту звука влияет также и число лопастей вентилятора. Четырех-
лопастной вентилятор создает звук, имеющий двойную частоту по сравнению
с двухлопастным, а шестилопастный — более звонкий звук, чем четырех-
лопастный.
Желательно приблизить по возможности высоту звука, создаваемого
вентилятором, к частоте общего шума двигателя, имеющего обычно очень
низкую частоту. Для легковых автомобилей число лопастей вентилятора
в большинстве случаев ограничивается четырьмя.
167

Смещением одной пары лопастей может быть создана «шумовая ступенька»,
дающая частоту, лежащую между частотами четырехлопастного и
двухлопастного вентиляторов.
Для приближенного расчета вентилятора можно пользоваться фиг. 8
и 9. На фиг. 9 изображена кривая максимального числа оборотов для
вентиляторов различного диаметра при окружной скорости лопастей ПО м/сек.
На фиг. 8 даны величины диаметров вентилятора в зависимости от количества
тепла, подлежащего отводу.
Для новых конструкций двигателей следует по возможности
проектировать тихоходные вентиляторы, воздушный поток которых будет
перекрывать всю поверхность охлаждающих элементов радиатора. Такие
вентиляторы обладают более высоким к. п. д., и они менее шумны, чем малые
быстроходные вентиляторы. Достаточный обдув радиатора с помощью очень
малого быстроходного вентилятора обычно неосуществим из-за упомянутых
выше ограничений окружной скорости вследствие чрезмерного создаваемого
ими шума.
СПЕЦИАЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Движение автомобилей по автострадам. Для автомобилей с очень
высокими скоростями движения и аэродинамическими очертаниями затраты-
энергии на обдув радиатора имеют большое значение. Для примерной оценки
этих затрат можно воспользоваться формулой, применяемой при расчете
обтекателей для авиадвигателей воздушного охлаждения. Потеря мощности,
связанная с аэродинамическим сопротивлением радиатора, выразится так:
При определении величины Ар сопротивления радиатора продувке
необходимо учитывать также и сопротивления в подводящем и отводящем каналах
для охлаждающего воздуха, как влияющих на общее аэродинамическое
сопротивление автомобиля. Из приведенной формулы видно, что затрата4
мощности будет минимальной при малом объеме проходящего воздуха и
малом падении давления, т. е. при большой лобовой поверхности и большой
глубине остова радиатора. Это связано, однако, с увеличением веса и
стоимости. При большом весе требуются и большие затраты мощности на
ускорение и замедление автомобиля, тем более что автомобиль предназначен не
только для езды по автострадам, но и для горных дорог. В связи с этим
глубина остова радиатора даже спортивно-гоночных автомобилей не может
быть больше 100—130 мм.
Необходимо, разумеется, обеспечить надежное охлаждение двигателя-
при любых высоких скоростях движения автомобиля, а также чтобы при
недостаточном естественном обдуве радиатора при движении автомобиля
на подъеме этот обдув обеспечивался бы работой вентилятора.
Охлаждение масла. Масляный радиатор нужен лишь в летнее время,
когда масло чрезмерно нагревается; зимой он нежелателен и даже вреден.
При трогании автомобиля с места с непрогретым двигателем масляный
радиатор необходимо предварительно отключить.
Охлаждение масла можно осуществлять, располагая масляный радиатор
с оребренными трубками впереди или рядом с радиатором системы водяного»
охлаждения двигателя. Недостатком подобного расположения масляного-
радиатора является быстрое застывание в нем масла в зимнее время и
дополнительное сопротивление воздушному потоку. Наилучшее охлаждение масла
достигается установкой так называемого теплообменника между маслом
и водой. При такой системе во время трогания автомобиля с непрогретым
двигателем быстро нагревающаяся в системе охлаждения вода нагревает
еще холодное масло, а при более длительной работе горячее масло охлаждается
водой.
168

Фиг. 16. Теплообменники для охлаждения масла.
Имеются конструкции, при которых змеевик с циркулирующим в нем'
маслом размещают в верхнем корпусе радиатора системы водяного
охлаждения. Никаких нежелательных явлений при этом не обнаружено.
Аналогичная конструкция подобного теплообменника для масла
изображена на фиг. 16, а. Этот теплообменник включается последовательно
в систему водяного охлаждения двигателя между выходными водяными
патрубками радиатора и двигателя. Масло циркулирует через змеевик,
установленный в корпусе теплообменника и омываемый водой, подводимой
и отводимой по патрубкам, имеющимся в торце цилиндрического корпуса
теплообменника. Для обеспечения надежности в эксплуатации необходимо-
масляный змеевик таких теплообменников проверять под очень высоким
(30—40 am и) давлением.
Для охлаждения скапливающегося в поддоне масла
можно пропускать охладительную воду по змеевику,
расположенному в масляном поддоне двигателя.
Другой тип теплообменника с большим охлаждающим
эффектом показан на фиг. 16, б. В этой конструкции учтено
различие коэффициентов
теплоотдачи на стороне воды и на
стороне масла, и поэтому величина
охлаждающей поверхности на
стороне масла значительно
увеличена. Охлаждающая вода
протекает по трубкам, а масло
пропускается снаружи, омывая
оребренные водяные трубки.
Следует упомянуть, что количество тепла, подлежащего отводу от масла,
в основном зависит от числа оборотов двигателя в отличие от водяных
радиаторов, где количество отводимого тепла определяется нагрузкой
двигателя. Большое число оборотов двигателя может, например, обусловить
высокую температуру масла при длительной езде под гору на включенной
низкой передаче. Наоборот, включение повышающей передачи при
движении автомобиля по автостраде заметно снижает высокую температуру
масла при работе двигателя на большом числе оборотов.
Регулирование температуры охлаждающей воды. Для бесперебойной работы
двигателя важно поддерживать его температуру равномерной или, другими
словами, поддерживать на постоянном уровне температуру охлаждающей
воды. Регулирование температуры охлаждающей воды может производиться:
1) дросселированием потока воды, проходящего через радиатор, или
перепуском воды в обход радиатора, причем вода, подаваемая насосом,
должна циркулировать только через рубашки охлаждения цилиндров
и головки блока цилиндров;
2) уменьшением количества воздуха, проходящего через радиатор,
применением жалюзи перед ним.
В том и другом случаях желательно иметь автоматическое регулирование,
достигаемое с помощью термостатов.
Для правильного регулирования температуры важно соблюдение
следующих условий:
1) при повышении температуры охлаждающей воды термостат, когда
температура воды достигает определенной величины (допуск 2—3° С), должен
быстро сработать;
2) при понижении температуры охлаждающей воды, например при езде
под уклон и т. п., термостат должен быть надежен в работе при падении
температуры до определенного предела.
Большинство термостатов обычно отвечает первому условию. При падении
же температуры пределы регулирования охватывают очень широкий диапазон
температуры, что влечет за собой неравномерное и часто недостаточное
регулирование.
169

ГЕРМЕТИЗИРОВАННАЯ СИСТЕМА ЦИРКУЛЯЦИИ ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫ
Стремление по возможности снизить вес и габариты радиатора для
современных более мощных двигателей привело к созданию герметизированной
системы охлаждения с применением редукционного клапана в радиаторе.
Это мероприятие дает возможность повысить температуру кипения воды
в соответствии с величиной повышения давления в системе циркуляции и тем
самым повысить температурный перепад между водой и окружающим
воздухом. Так как теплоотдача радиатора изменяется пропорционально
этому температурному перепаду, то при той же мощности двигателя можно
или уменьшить лобовую поверхность
радиатора, или уменьшить расход
мощности на привод вентилятора, уменьшив
число его оборотов. Первый путь дает
экономию в весе и расходе материалов,
второй — влияет на величину расхода
топлива. Зависимость температуры
кипения охлаждающей воды от величины
избыточного давления показана на
фиг. 17.
80
780 ПО 700 660 620 580 5U0 мм рт ст.
Барометрическое давление
Фиг. 17. Температура кипения воды t в
зависимости от барометрического давления и
давления в системе.
Фиг. 18. Пробка радиатора с клапанами
разрежения и избыточного давления.
Чтобы обеспечить бесперебойную работу герметизированной системы
циркуляции охлаждения воды, необходим надежный редукционный клапан.
Конструкция такого клапана, смонтированного в пробке радиатора,
изображена на фиг. 18.
Помимо открывающегося наружу редукционного клапана, в пробке
радиатора предусмотрен еще один, открывающийся внутрь клапан.
Этот клапан открывается в случае образования в радиаторе разрежения
и впускает внутрь его некоторое количество наружного воздуха.
Редукционный клапан регулируется обычно на давление 0,2—0,3 ати, что соответствует
температуре кипения воды 104—108° С. В особых случаях может быть
допущено и более высокое избыточное давление в системе водяного
охлаждения.
Если даже герметизация системы водяного охлаждения и не будет
полностью использована для целей собственно охлаждения, то применение
ее тем не менее полезно вследствие повышенной теплоотдачи радиатора в
особых условиях эксплуатации автомобиля. При высокой температуре
наружного воздуха или при езде автомобиля в летнее время на крутые подъемы
необходима повышенная теплоотдача, которую обычный радиатор не может
полностью обеспечить. Кроме того, при применении редукционного клапана
можно в значительной мере избежать потери воды из радиатора в результате
ее испарения или перелива через контрольную трубку.
При конструировании остова радиатора, и в особенности его водяных
резервуаров, необходимо надежно обеспечить их высокую прочность.
Опыт показывает, что герметизированные системы охлаждения не создают
жаких-либо осложнений в использовании радиаторов; сальниковые уплотне-
170

ния водяных насосов и водяные шланги в новых автомобилях не повреждаются
ют повышения давления в системах охлаждения. Можно полагать, что
герметизированные системы охлаждения, позволяющие уменьшить габариты
радиаторов и снизить их вес, найдут с течением времени повсеместное
применение.
РАСПОЛОЖЕНИЕ ВЕНТИЛЯТОРА И РАДИАТОРА
По данным Nusselt, отвод тепла радиатором находится в степенной
зависимости (степень 0,6—0,8) от количества продуваемого через радиатор
воздуха. В большинстве случаев вентилятор устанавливают позади радиатора
на расстоянии 10—15 мм от него. С увеличением этого расстояния теплоотдача
радиатора уменьшается, а при расстоянии 30 мм — падает на 5—10% по
сравнению с нормальной. При более высоких скоростях движения, например
по автостраде, это расстояние не имеет значения, так как главное значение
в продувке радиатора имеет уже встречный воздушный поток.
При медленной езде, например в горах, где встречный воздушный поток
практически отсутствует, продувку радиатора осуществляет лишь
вентилятор и притом лишь той части лобовой поверхности радиатора, которая
непосредственно подвергается действию воздушного потока, создаваемого
лопастями вентилятора.
Наивысший к. п. д. в процессе теплоотдачи достигается при
максимальном диаметре лопастей вентилятора.
Для того чтобы расход мощности и шум от работы вентилятора не
превышали допустимых границ, можно или несколько снизить число оборотов
его или же, чтобы избежать явлений отрыва струй воздуха от лопастей,
несколько уменьшить угол атаки лопастей.
Во многих грузовых автомобилях и в некоторых моделях легковых
автомобилей вентилятор работает в особом так называемом воздушном
направляющем кожухе, оказывающем особенно благоприятное действие
в условиях горных дорог, где продувка радиатора осуществляется только
вентилятором. Если бы удалось этому направляющему кожуху придать форму
нормального диффузора, то это улучшило бы теплоотдачу радиатора примерно
на 20% по сравнению с обычным способом установки вентилятора.
Практически установка направляющего кожуха трудно осуществима, так как это
связано с большим увеличением зазора между вентилятором и радиатором.
В большинстве случаев для этого требуется зазор 30—100 мм. При этом уже
достигается значительное увеличение теплоотдачи, особенно в радиаторах
€ высоким коэффициентом сопротивления. Другим преимуществом такого
расположения является в значительной мере устранение опасности
переохлаждения двигателя в условиях движения автомобиля по автостраде,
так как при наличии направляющего кожуха встречный воздушный поток
будет им отражаться и уменьшать количество воздуха, продувающего
радиатор. При определении зазора между вентилятором и направляющим кожухом
должны учитываться возможные колебания двигателя в процессе его работы.
Расход мощности на привод вентилятора по данным экспериментов SKF
во время больших скоростей движения автомобиля уменьшается и при
скорости 100 км/час для определенных условий будет составлять лишь 50%
ют расхода мощности на привод вентилятора стоящего на месте автомобиля.
Объясняется это тем, что при больших скоростях движения потери давления
в радиаторе перекрываются давлением, создаваемым встречным потоком
воздуха. Избыточная энергия воздушного потока приводит в движение
вентилятор, работающий в этом случае, как ветряное колесо. Экономия
в расходе мощности зависит также от потери давления в радиаторе и от
величины проходных сечений на выходе воздуха из капота двигателя.
При правильном расчете и конструкции системы охлаждения автомобиля
расход мощности на привод вентилятора может быть легко ограничен
величиной, не превышающей 5% от мощности двигателя.

IV. ТОПЛИВНЫЕ БАКИ, ПОДАЧА ТОПЛИВА, КАРБЮРАЦИЯ
И ПОДВОД ВОЗДУХА
ТОПЛИВНЫЕ БАКИ И ТОПЛИВОПРОВОДЫ
Топливные баки
Изготовление. Топливные баки выполняют сварными из листовой стали1
и затем оцинковывают или их изготовляют клепанными из освинцованного
листового железа. В последнем случае требуется, чтобы перед клепкой было
произведено двойное загибание склепываемых листов. Листовая сталь при
использовании может быть защищена от коррозии, которой она подвергается-
под воздействием топлива, путем фосфатирования. В некоторых случаях
листовую сталь покрывают слоем особого лака. При этом возникают
некоторые затруднения в связи с тем, что лак должен обладать абсолютной
устойчивостью по отношению к топливу и, кроме того, не должен разрушаться;
при воздействии на него спирта.
Размеры и форма. В правилах уличного движения и технических уело-
виях указывалось, что емкость топливного бака должна быть такой, чтобы
при расходе топлива согласно норме был обеспечен запас хода автомобиляг
равный по крайней мере 350 км; это обусловливает емкость топливного бака
30—80 л (в зависимости от размеров автомобиля). Таким образом, топливный
бак занимает довольно много места и имеет в начале ездки1 довольно
значительный вес.
Топливному баку придается такая форма, которая наилучшим образом
вписывается в то место, где его предполагается расположить. Часто
применявшаяся в прошлом цилиндрическая форма бака в связи с недостатком
свободного места вытеснена «чемоданообразной» формой. Плоские баки с
большой площадью днища трудно полностью опоражнивать. В таких баках
предусматривают штампованное углубление, обеспечивающее полное
опоражнивание бака как на подъемах, так и на неровных дорогах. В самой
нижней точке бака должно быть устроено спускное отверстие диаметром не менее
15 мм.
Подвеска топливного бака осуществляется при помощи приваренных
угольников или стальных полос, причем эта подвеска должна быть как можно
более мягкой, что достигается использованием резины, дерева или пружин;
благодаря мягкой подвеске предотвращаются возможные повреждения
бака.
Расположение. Несмотря на некоторые преимущества, которые дает
установка топливного бака вблизи двигателя, такое его расположение
новыми правилами уличного движения и техническими условиями не
допускается.
На большинстве современных автомобилей топливные баки расположены
на значительном расстоянии от двигателей. При таком расположении
топливный бак в легковых автомобилях с передним расположением двигателя
1 Т. е. в полностью заправленном состоянии. Прим. ред.
172

находится в задней части рамы под багажником, а в автомобилях с задним
расположением двигателя — под капотом в передней части автомобиля.
В грузовых автомобилях бак расположен или под сиденьем водителя, или
с правой стороны рамы. На автомобилях большой грузоподъемности часто
устанавливают два отдельных бака.
При расположении топливного бака на значительном расстоянии от
двигателя возникает необходимость в специальном насосе для подачи топлива,
так как в большинстве случаев топливный бак расположен ниже, чем
карбюратор или топливный насос. В этом случае в топливопроводе нельзя
предусмотреть краник, который может быть установлен в положение,
обеспечивающее подачу топлива из резерва. Вследствие этого возникла необходимость
в электрических или пневматических устройствах, показывающих количество
топлива в 'баке; датчики этих устройств расположены в баке.
Заправка. Горловина бака должна быть расположена так, чтобы при
заправке бака водителю не нужно было выходить на проезжую часть дороги.
Таким образом, горловина должна находиться сзади или с правой стороны
автомобиля. Горловину выполняют в виде металлической трубы и
располагают непосредственно на топливном баке или соединяют с ним при помощи
шланга, не разрушающегося при воздействии на него топлива. Горловина
должна иметь размеры, достаточные для того, чтобы можно было осуществлять
заправку топливом из запасных канистр.
Горловина топливного бака запирается резьбовой пробкой или крышкой
со штыковым затвором. Запорное устройство должно обеспечивать полную
пыле- и водонепроницаемость и одновременно выравнивание давления в баке
с атмосферным давлением.
Для того чтобы при расположении топливного бака в передней части
.автомобиля в кузов не проникал неприятный запах, устраивают
дополнительные вентиляционные люки, причем отсос паров топлива обеспечивается
возникающими при движении автомобиля встречными потоками воздуха.
В горловине часто устанавливают сетку, которая не только задерживает
при заправке содержащиеся в топливе твердые частицы, но еще и обеспечивает
некоторую противопожарную защиту.
Топливопроводы
Топливопровод крепится в самой низкой точке топливного бака. Конец
топливопровода возвышается над прилегающей к нему частью днища бака
примерно на 10 мм; это делается во избежание попадания отстоявшихся
загрязнений в топливопровод. При подаче бензина самотеком топливо
проходит через трехходовой краник, одно из положений которого обспечивает
подачу топлива из резерва.
В качестве материала для топливопроводов в большинстве случаев
используются металлические трубки с внутренним диаметром 4—8 мм;
иногда применяют, кроме того, как армированные, так и не армированные
бензино-бензолостойкие шланги. При подаче самотеком бензин по бензино-
проводу через запорный краник и топливный фильтр поступает
непосредственно в карбюратор. Если же топливный бак расположен на значительном
расстоянии от двигателя, то в системе питания должен быть предусмотрен
специальный насос. Топливопровод от бака к насосу прокладывают по раме
и прочно прикрепляют к ней при помощи хомутиков, что предохраняет его
от перетирания. Топливопровод должен быть расположен на раме таким
образом, чтобы была исключена возможность его повреждения летящими
из-под колес камнями. По возможности топливопровод должен на всем своем
протяжении подниматься вверх по направлению к карбюратору, чем
предотвращается образование воздушных пробок. Следует во что бы то ни стало
избегать прокладки топливопроводов вблизи горячих частей двигателя,
в особенности вблизи выпускных устройств, и по возможности защищать
топливопроводы от воздействия на них тепловых лучей, так как нагревание
173

топлива способствует образованию паровых пробок и бесперебойная подача
топлива может быть нарушена.
В большинстве случаев в топливе находится довольно значительное в
процентном отношении количество легко кипящих фракций, которые
испаряются уже при сравнительно невысокой температуре, что приводит к
образованию в системе подачи топлива паровых пробок. Возникновению этого*
явления способствует пониженное давление в топливопроводе между баком
и насосом и в самом насосе во время хода всасывания топлива.
Подобные нарушения нормальной работы, конечно, возникают тем легче,
чем выше температура вблизи топливопровода. Такие факторы, как высокая
температура окружающего воздуха или большая нагрузка двигателя при:
малой скорости (езда по горным дорогам, плохое охлаждение двигателя
встречными потоками воздуха), легко могут вызвать нежелательное
повышение температуры.
Топливные фильтры
Назначение и материалы для фильтров. Назначением фильтра является5
не только очистка топлива от содержащихся в нем твердых частиц, но также
и отделение от топлива часто содержащейся в нем воды. Степень очистки
должна быть такой, чтобы пропущенные фильтром частички не могли вызвать
засорение жиклеров карбюратора. Фильтры выполняют кольцеобразными
или плоскими, причем их края должны быть соответствующим образом
окаймлены во избежание разлохмачивания. В качестве материалов для фильтров
используют фетровые кольца или фетровые диски, которые, так же как
и сетчатые фильтры, натягивают на соответствующие каркасы; применяют
также комплекты спрессованных между собой металлических пластинок.
Наиболее широко для изготовления фильтров используют керамические
материалы, полученные путем спекания порошков.
Размеры и размещение. Наиболее целесообразным представляется
использование фильтров самых больших размеров, которые только могут быть
приняты по соображениям их размещения, так как при больших размерах
фильтра понижается его сопротивление прохождению топлива и
увеличивается количество задержанных твердых частиц.
Существует несколько вариантов расположения фильтров:
1) непосредственно в топливном баке, что хотя и избавляет от
необходимости иметь специальный кожух для фильтра, но связано с большими
неудобствами при очистке фильтра;
2) на выходе из бака вместе с запорным краником (при расположении
топливного бака в передней части автомобиля);
3) перед бензиновым насосом;
4) непосредственно перед карбюратором.
Наиболее целесообразным является расположение фильтра
непосредственно перед бензиновым насосом, так как в этом случае чувствительные
к засорению клапаны насоса также оказываются защищенными от
попадания в них твердых частиц.
Конструкции фильтров. На фиг. 1, а показан топливный фильтр фирмы DVG-Neuss
с запорным краником, который обеспечивает в одном из своих положений подачу топлива1
из резерва. Краник ввинчивается непосредственно в дно топливного бака. Обычно топлива
поступает через длинную трубку 1, в случае подачи топлива из резерва — через короткую
трубку 2. Длина трубок рассчитана таким образом, что в момент перехода на подачу
топлива из резерва в баке еще имеется 3—5 л топлива.
Кольцевой сетчатый фильтр надевается на специальный каркас и фиксируется при помощи
гайки с накаткой. Фильтр заключен в стеклянный колпак, который прикреплен при помощи-
хомутика; колпак служит отстойником для удаления из топлива воды и различных твердых
частиц. Вследствие прозрачности колпака можно следить за состоянием
фильтра-отстойника и в случае необходимости очищать его (путем отвинчивания зажимной гайки хомутикаг
сдвигания хомутика со стеклянного колпака и снятия последнего).
174

На фиг. 1, б показан разрез простого топливного фильтра фирмы DVG-Neuss с отстой»
ником для отделения воды. Этот фильтр можно непосредственно прикрепить к бензиновому
насосу или карбюратору. Конструкция и работа этого фильтра ничем не отличаются от
описанного выше.
Фиг. 1. Топливные фильтры DVG-Neuss.
б)
ПОДАЧА ТОПЛИВА
Общие положения
В тех случаях, когда в автомобиле не используют систему подачи бензина
самотеком, для подачи топлива из бака в карбюратор устанавливают
специальный насос. Этот насос с пневматическим, механическим или
электрическим приводом должен создавать определенные разрежения и давление.
Разрежение должно быть достаточным для того, чтобы насос мог засасывать
топливо из бака даже при пустых топливопроводах. Это разрежение в
большинстве случаев составляет 0,5—1,0 м вод. ст. Давление, в свою очередь,
должно быть достаточным для того, чтобы насос был в состоянии подавать
топливо вверх к карбюратору. Однако давление подаваемого в карбюратор
топлива не должно быть столь значительным, чтобы открыть закрытый
поплавковым механизмом игольчатый клапан, так как это привело бы к
переполнению карбюратора. В обычных условиях достаточным оказывается
давление приблизительно 2 м вод. ст.
В бензиновых насосах должно быть предусмотрено устройство,
немедленно прекращающее подачу топлива в тот момент, когда уровень бензина
в карбюраторе достигает своей нормальной высоты и когда поплавковый
механизм запирает игольчатый клапан. При этом давление в топливопроводе
не должно становиться более высоким, чем оно было во время подачи топлива
в карбюратор, так как только в этом случае может быть обеспечено
поддержание в карбюраторе нормального уровня топлива.
Производительность бензинового насоса должна быть подобрана таким
образом, чтобы при максимальном расходе топлива двигателем имелся еще
достаточный запас. Этот запас в несколько раз превышает потребность
двигателя в топливе. Наличие такого запаса делает двигатель нечувствительным
к образованию в системе подачи топлива паровых пробок (при наличии
в топливе паровых пробок для бесперебойной работы двигателя необходимо
подавать в карбюратор большее в объемном отношении количество топлива).
Так как тепло способствует возникновению паровых пробок (см. раздел
«Топливопроводы»), то бензиновый насос также следует защищать от воздей-
175

ствия тепла. Для предотвращения теплопередачи от двигателя к насосу
предусмотрена теплоизоляционная прокладка.
Бензиновые насосы выпускают в виде серий самых различных размеров
и типов, так что для каждого выпускаемого двигателя может быть подобран
подходящий бензиновый насос.
При проектировании нового двигателя целесообразно по вопросу о выборе
бензинового насоса проконсультироваться с выпускающей бензиновые
насосы фирмой, а также договориться с ней о месте, в котором этот
бензиновый насос будет установлен.
Способы подачи топлива
Подача бензина самотеком. Самым простым способом подачи топлива
в карбюратор является использование уклона от бака по направлению
к карбюратору. Однако способ подачи бензина самотеком используется
все реже, так как в этом случае необходимо, чтобы бак был расположен выше,
чем поплавковая камера карбюратора. Это в обычных условиях возможно
лишь тогда, когда бак расположен вблизи двигателя и когда, кроме того,
используется карбюратор с восходящим или горизонтальным потоком.
Недостатком этого способа является также и то, что при его использовании
изменяется давление топлива перед игольчатым клапаном поплавковой
камеры, так как это давление зависит от уровня топлива в баке.
Диафрагменные насосы. Подача топлива диафрагменными насосами
имеет наиболее широкое распространение, так как эти насосы вследствие
своей простоты довольно дешевы. Надежность работы диафрагменных насосов
значительно повышена вследствие использования при их изготовлении
новейших технологических процессов.
Подача топлива осуществляется при помощи подвижной диафрагмы.
Материалом для диафрагмы служит бензостойкая прорезиненная ткань.
Во время хода всасывания топливо через впускной клапан поступает из бака
в полость бензинового насоса. При всасывании движение диафрагмы
осуществляется с помощью механического, пневматического или электрического
привода. При нагнетании топлива диафрагма приводится в действие
находящейся под ней пружиной; при этом диафрагма подает топливо из насоса
б карбюратор через выпускной клапан бензинового насоса.
Клапаны бензинового насоса, выполненные в виде плоских пластин,
прижимаются к гнездам при помощи слабых, пружин; несмотря на небольшую
силу давления пружин, они должны обеспечивать достаточную
герметичность. Клапаны-пластины выполнены из специального синтетического
материала; они подвергаются особо тщательной притирке. Клапаны
не должны изменять свою форму при соприкосновении с топливом и при
изменении температуры, так как это привело бы к ухудшению герметичности.
Чувствительные к засорению клапаны в большинстве случаев защищают
путем установки в бензиновом насосе дополнительного сетчатого фильтра,
предохраняющего клапаны от загрязнения.
Регулирование количества подаваемого топлива осуществляется путем
изменения числа холостых ходов привода бензинового насоса. При закрытом
игольчатом клапане в рабочей полости бензинового насоса давление
повышается. Вследствие этого пружина остается в сжатом положении и привод
диафрагмы оказывается отключенным. Таким образом, подача топлива
прекращается до тех пор, пока снова не откроется игольчатый клапан.
Величину создаваемого бензиновым насосом давления и его
производительность можно легко регулировать путем установки пружин различной
жесткости .
Бензиновые насосы с механическим приводом расположены на двигателе
и приводятся в действие от эксцентрика (в большинстве случаев
установленного на распределительном валу), который воздействует на приводной рычаг
или толкатель. Число оборотов приводного вала бензинового насоса по
возможности не должно превышать 2500 в минуту.
176

Помимо диафрагменных насосов, используют (но реже) поршневые
шестеренчатые и пропеллерные насосы.
В дизелях, как правило, используют поршневые топливоподкачивающие
насосы, устанавливаемые вместе с топливными насосами.
Диафрагменные насосы с пневматическим приводом применяют в
двухтактных двигателях с кривошипно-камерной продувкой. В связи с
отсутствием в таких двигателях распределительного вала, подача в них топлива
ранее осуществлялась чаще всего самотеком, так как для привода насоса
приходилось вводить в конструкцию специальные устройства. При пневма-
Фиг. 2. Схема включения вспомогательного бензинового насоса (DVG-Neuss):
/ — топливный бак; 2—фильтр; 3 — вспомогательный бензиновый насос; 4\— основной
бензиновый насос; 5 — карбюратор.
тическом приводе для приведения в движение диафрагмы бензинового насоса
используются изменения давления в картере двухтактного двигателя;
пространство под диафрагмой через специальное отверстие в корпусе
бензинового насоса сообщается с картером двигателя. Вследствие этого давление
в картере двигателя передается в полость под диафрагмой и последняя
совершает движение в зависимости от изменения давления в картере. В этом
случае нет необходимости в специальных устройствах для осуществления
холостого хода привода бензинового насоса, так как в приводе диафрагмы
отсутствуют жесткие звенья.
Диафрагменные насосы с электрическим приводом не связаны с
двигателем, поэтому они могут быть установлены там, где это представляется
наиболее целесообразным, тем более что они занимают мало места. Электрический
насос можно расположить в таком месте, в котором он не будет подвержен
нагреванию со стороны двигателя, что влечет за собой значительное
уменьшение опасности образования паровых пробок.
Бензиновые насосы с электрическим приводом рассчитаны на
напряжение 6 или 12 в; потребляемый ими ток весьма мал.
Производительность насосов составляет примерно 35—40 л в час;
развиваемое ими давление составляет примерно 0,6 м бензинового столба, а высота
всасывания — 1 м бензинового столба.
Преимуществом насоса с электрическим приводом является также то, что
насос начинает работать сразу же после включения зажигания; это особенно
важно при пустой поплавковой камере, так как в этом случае достигается
12 Бюссиен 644 . 177

уменьшение продолжительности пуска двигателя (насосы с механическим
и пневматическим приводом начинают подавать топливо лишь после
включения стартера).
Предприятия, изготовляющие карбюраторы (фирма DVG-Neuss),
выпускают также вспомогательные бензиновые насосы, которые располагают
вместе с обычными насосами и снабжают ручным или ножным приводом.
При помощи такого вспомогательного насоса карбюратор и
бензопроводы, опустевшие, например, после длительной стоянки автомобиля, могут
быть заполнены топливом без включения стартера. Вспомогательным
насосом можно при горячем двигателе удалять из бензопроводов образовавшиеся
в них паровые пробки. Наличие вспомогательного насоса повышает также
надежность автомобиля в эксплуатации, так как в случае выхода из строя
насоса с механическим приводом можно продолжать ездку, пользуясь
вспомогательным насосом.
Вспомогательный насос подключается к основному насосу
последовательно (фиг. 2, а) или параллельно (фиг. 2, б).
Существуют также насосы с механическим приводом, имеющие
дополнительный рычаг для подкачки топлива вручную, что позволяет наполнять
топливом бензопроводы и карбюратор.
Конструкции насосов
Рычажковый бензиновый насос фирмы DVG-Neuss. Рычаг 9 (фиг. 3) привода, лежащий
на эксцентрике приводного вала, связан с шарнирной тягой 10\ при набегании эксцентрика
на рычаг привода последний при помощи шарнирной тяги 10 и штока 1 диафрагмы тянет
вниз диафрагму 3, преодолевая при этом сопротивление пружины 2 диафрагмы.
Перемещение диафрагмы вниз представляет
собой ход всасывания бензинового»
насоса. При этом топливо через
плоский сетчатый фильтр 6 поступает в
воздушный колпак 5, который служит
уравнительным устройством; из
колпака топливо через впускной клапан 4
поступает в рабочую полость HacoGa.
Благодаря наличию в воздушном,
колпаке некоторого запаса топлива, в
значительной мере уменьшается
вероятность нарушений нормальной работы
д двигателя вследствие возможного»
образования паровых пробок. При
ходе нагнетания жесткая связь между
диафрагмой и рычагом привода
прерывается и топливо подается к
карбюратору через выпускной клапан 7 под
действием пружины диафрагмы. Если
игольчатый клапан закрыт, то под
действием силы давления находящегося
в бензопроводе между насосом и кар-
10
бюратором жидкого топлива пружина
Фиг. 3. Рычажковый бензиновый насос (DVG-Neuss). и диафрагма остаются в том
положении, в котором они находились в
процессе хода всасывания; при этом дальнейшая подача топлива в карбюратор прекращается.
Рычаг 9 привода, прижимаемый к эксцентрику силой" давления возвратной пружины 5,
работает вхолостую. При правильном выборе параметров пружины диафрагмы, игольчатого-
клапана и веса поплавка удается достигнуть такого положения, при котором в
карбюратор будет поступать столько топлива, сколько необходимо для поддержания в нем
нормального уровня.
Бензиновый насос с толкателем фирмы DVG-Neuss. На фиг. 4. представлен общий вид
бензинового насоса с приводом, выполненным в виде толкателя. В основном этот насос
работает так же, как и рычажковый насос, описанный выше; разница заключается лишь в том, что
описываемый насос приводится в действие при помощи толкателя, также соприкасающегося
с эксцентриком. Выбор устройства привода определяется конструктивными особенностями
каждого данного типа двигателя.
Диафрагменный насос без воздушного колпака. На фиг. 5 представлена упрощенная
конструкция насоса с механическим приводом. Устройство привода такое же, как и у насоса
с толкателем, с той лишь разницей, что толкатель установлен в картере двигателя и при-
178

водит в движение диафрагму 5 при помощи рычага 2, для которого предусмотрена
возможность работы вхолостую.
Возвратная пружина 1 обеспечивает непрерывную связь между приводным рычагом 2
и толкателем.
В насосе отсутствуют воздушный колпак и фильтр, вследствие чего при ходе
всасывания топливо непосредственно поступает через впускной клапан 3 в рабочую полость насоса,
а оттуда через выпускной клапан 4 подается к карбюратору.
Фиг. 4. Бензиновый насос с
приводом в виде толкателя.
Фиг. 5. Диафрагменный насос
без воздушного колпака.
Насос с пневматическим приводом для двухтактных двигателей. Верхняя часть насоса
с сетчатым фильтром, воздушным колпаком, впускным и выпускным клапанами по своему
устройству и работе ничем не отличается от насоса обычного типа. Дифрагма 4 (фиг. 6)
установлена между верхней частью корпуса 3
и нижней его частью 5. Диафрагма
приводится в движение под воздействием
изменений давления в картере двигателя;
эти изменения давления передаются в на-
fb
Фиг. 6. Бензиновый насос с
пневматическим приводом для двухтактных
двигателей.
Фиг. 7. Бензиновый насос (Hardi).
сое через канал 1, связанный с картером двигателя. Слабая пружина 2, расположенная под
диафрагмой 4, обеспечивает достаточную подачу топлива при небольшом давлении в картере
двигателя (например, при работе двигателя на холостом ходу).
Насос с электрическим приводом. Основными частями насоса являются корпус 15 (фиг. 7)
с полостью для топлива, кожух 3, в котором находится катушка, и механизм 1 прерывателя.
Штуцер 6 впускного топливопровода, связанного с топливным баком, расположен под углом 60°
по отношению к штуцеру 7 нагнетательного топливопровода. Фильтр 16 ввинчивается отвесно
в нижнюю часть насоса. Между фибровыми прокладками 10 и 12 находится обратный
клапан И с колпачком 9, удерживаемый пружинной шайбой 8. Под ним расположен пластин-
чатый клапан 13, гнездо которого устроено в корпусе насоса.
12*
179

Края диафрагмы 14 зажаты между корпусом 15 и кожухом 3\ через центральную часть
диафрагмы проходит стальной сердечник 17, соединенный с латунной пластиной,
расположенной на другой стороне диафрагмы Через кожух в котором расположена катушка,
по направлению к контакту механизма 1 прерывателя проходит бронзовая штанга,
соединенная с малым качающимся рычагом 19,
Между диафрагмой и латунной пластиной находятся одиннадцать латунных шайб 5,
предназначенных для центрирования. Основными частями механизма прерывателя являются
большой качающийся рычаг 2 и малый качающийся рычаг 19, имеющие общую ось 18
качания. На рычаге 2 расположен контакт прерывателя, который вместе с контактной пружиной
замыкает цепь. Эта пружина устроена таким образом, что при разомкнутых контактах она
лежит на небольшом выступе бакелитовой панели, а при замкнутых контактах вследствие
особого устройства в насосе она приподнимается.
В то время, когда по обмотке катушки проходит ток, стальной сердечник 17 притягивается
к катушке; при этом он тянет за собой диафрагму, которая совершает ход всасывания,
вследствие чего полость корпуса 15 заполняется топливом. Когда малый качающийся рычаг 19
приближается к своему крайнему положению, механизм прерывателя вступает в действие
и размыкает цепь. Тогда пружина 4 возвращает диафрагму в исходное положение; при этом
происходит нагнетание топлива из полости корпуса 15 через обратный клапан в
топливопровод, соединенный с карбюратором. По окончании хода нагнетания механизм прерывателя
вновь вступает в действие и опять замыкает цепь, в результате чего ход всасывания
повторяется.
При установке насоса следует следить за тем, чтобы он был расположен горизонтально
и чтобы штуцер, соединенный с топливопроводом, ведущим к карбюратору, был бы вверху.
Топливопроводы и насос при металлическом шасси должны находиться на достаточно
большом расстоянии от горячих частей двигателя. Удобнее всего располагать насос на
поверхности передней стенки кузова, обращенной к двигателю
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ
Общие положения
Назначением системы смесеобразования является наполнение каждого
цилиндра двигателя способной к воспламенению смесью топлива и воздуха.
В идеальном случае система смесеобразования должна работать таким
образом, чтобы свежий заряд горючей смеси, подаваемый в цилиндр,
представлял бы собой абсолютно однородную смесь топлива с воздухом, в которой
топливо, как и" воздух, находится в газообразном состоянии. Для работы
двигателя весьма важным являются количественные соотношения воздуха
и топлива в горючей смеси, так как смесь может воспламеняться и сгорать
лишь тогда, когда эти соотношения находятся в определенных пределах,
т. е. в так называемых пределах воспламеняемости. Для бензина
пределы воспламеняемости горючей смеси составляют 1,4—8,0% по объему
топлива в смеси х. Таким образом, пределы воспламеняемости определяют
возможные отклонения от нормального состава смеси; за этими пределами
воспламенение смеси невозможно. Соотношение между воздухом и топливом
в смеси, соответствующее нормальному составу ее, определяется из
уравнений сгорания и из результатов химического анализа данного топлива; это
соотношение позволяет установить, сколько килограммов воздуха требуется
для полного сгорания 1 кг топлива. Так как химический состав бензина бывает
в разных случаях несколько различным, то и нормальный состав смеси бывает
неодинаковым. Для бензина нормальный состав смеси соответствует
отношению (по весу) 14—16 кг воздуха к 1 кг бензина. Для бензола это отношение
составляет около 13,0, а для этилового спирта — около 9,0 кг/кг.
Состав' смеси характеризуется коэффициентом избытка воздуха X; при
этом коэффициент X представляет собой отношение количества воздуха,
приходящегося в данной смеси на 1 кг топлива, к теоретически необходимому
для полного сгорания 1 кг топлива. Таким образом, X = 1,0 соответствует
нормальному составу смеси, X < 1 — обогащенной и богатой смеси
и X > 1 — обедненной и бедной смеси.
Состав смеси и, следовательно, коэффициент избытка воздуха оказывают
весьма значительное влияние на мощность и экономичность двигателя,
1 Имеется в виду объем паров топлива. Прим* ред.
180

а также на наивыгоднейший момент зажигания смеси. Двигатели
внутреннего сгорания редко работают при X = 1; карбюраторные двигатели в
большинстве случаев работают с некоторым недостатком воздуха, а дизели —
с некоторым его избытком.
Вследствие неравномерного распределения топлива и воздуха в горючей
смеси наиболее высокая мощность карбюраторных двигателей достигается
при X = 0,85 -4- 0,95, а наилучшая экономичность (т. е. минимальный удель-
ный расход топлива) при X = 1,1 -т- 1,2 (фиг. 8).
Как следует из фиг. 9, скорость распространения фронта пламени также
в значительной мере зависит от коэффициента избытка воздуха. По
характеру протекания кривой можно
заключить, что скорость
распространения фронта пламени
достигает максимума приблизительно
—
\
\
9е
\
А-
-|
'
\
У
\
/
!
Is
^&
2.0
15
1,0
0,5
богатая
1,0
-Бедная Л
/
•
/
)
п
\
\
\
\
0,8
Фиг. 8. Зависимость мощности и расхода
топлива от коэффициента избытка воздуха.
Фиг. 9. Зависимость скорости
распространения фронта пламени
от коэффициента избытка воздуха.
при коэффициенте избытка воздуха, соответствующем максимальной
мощности двигателя, и составляет около 2,3 м/сек. При уменьшении
коэффициента избытка воздуха скорость распространения фронта пламени
убывает очень быстро; при увеличении коэффициента избытка воздуха она
убывает несколько медленнее.
В соответствии со скоростью распространения фронта пламени,
изменяющейся в зависимости от коэффициента X, необходимо изменять также
и момент зажигания горючей смеси. При коэффициенте X, соответствующем
максимальной скорости распространения фронта пламени, опережение
зажигания должно быть, конечно, минимальным; с обеднением или обогащением
горючей смеси опережение зажигания должно быть увеличено.
Состав смеси оказывает также значительное влияние на температуру
двигателя; с обеднением смеси происходит как возрастание температуры самого
двигателя, так и повышение температуры выпускных газов. При богатых
смесях топливо способствует улучшению охлаждения двигателя (так как
часть тепла отбирается от двигателя и затрачивается на испарение топлива).
Это «внутреннее охлаждение» весьма полезно для форсированных двигателей,
развивающих большие мощности. Поэтому двигатели гоночных автомобилей
во многих случаях работают на топливе, содержащем в своем составе спирт
(в этом случае на испарение топлива необходимо затрачивать много тепла).
Кроме того, такое топливо обладает высокой антидетонационной стойкостью.
Трудности при смесеобразовании
При осуществлении смесеобразования приходится встречаться со
многими трудностями. Прежде всего следует иметь в виду тот факт, что в
карбюраторе происходит не испарение, а лишь- распыление топлива. Топливо
в виде мельчайших капелек смешивается с поступающим в двигатель возду-
181

хом; испарение топлива должно осуществляться на пути к цилиндру,
т. е. главным образом во впускном трубопроводе. По этой причине в
карбюраторных двигателях могут быть использованы лишь легко кипящие топлива,
самые тяжелые фракции которых кипят при температуре не свыше 190° С
(т* е. топлива с температурой кипения ПО—120° С). Пониженное давление
во впускном трубопроводе способствует хорошему испарению топлива,
однако некоторые факторы препятствуют этому. Прежде всего следует иметь
в виду возможность присутствия в топливе фракций с высокой температурой
кипения. Испарение ухудшается также вследствие понижения температуры
впускного трубопровода, что может происходить в результате затраты
некоторого количества тепла на испарение легко кипящих фракций топлива.
Понижение температуры смеси топлива с воздухом при полном испарении
топлива теоретически составляет (если все тепло, необходимое для испарения
топлива, будет взято от самой смеси) для бензина 20° С и для бензола 25° С.
Вследствие этого при незащищенном от встречного ветра карбюраторе (при
расположении радиатора позади двигателя) в холодную и сырую погоду
при попадании влаги в карбюраторе могут образоваться кусочки льда.
Образование льда в карбюраторе приводит к снижению мощности
двигателя, увеличению расхода топлива и ухудшению динамических качеств
автомобиля.
Впускной трубопровод
Конфигурация впускного трубопровода имеет первостепенное значение
для смесеобразования и распределения смеси по цилиндрам двигателя,
а следовательно, также и для мощности и экономичности двигателя. Как уже
упоминалось выше, топливо во впускном трубопроводе находится в виде
мелких капелек, величина которых и степень равномерности распределения
в воздушной среде зависят от качества карбюратора и от нагрузки двигателя,
т. е. от скорости воздуха при его прохождении через карбюратор *. Под
действием силы собственного веса, в особенности при медленном продвижении
смеси во впускном трубопроводе, а также под действием центробежной силы
в изгибах капельки имеют склонность к неравномерному распределению
в потоке смеси, а также к оседанию на стенках впускного трубопровода.
Следствием этого является не только неравномерное распределение смеси
между цилиндрами, но также и сильное переобогащение смеси, поступающей
в некоторые цилиндры, вследствие засасывания в них жидкой топливной
пленки, медленно «ползущей» вдоль стенок впускного трубопровода.
Лучшим средством борьбы с неравномерным распределением смеси
является непосредственный впрыск топлива в каждый отдельный цилиндр,
однако с этим вредным явлением можно бороться также путем придания
впускному трубопроводу.правильной конфигурации, а именно: трубопровод
должен обладать наименьшей длиной, иметь как можно меньше изгибов
и не иметь расширений. Кроме того, для уменьшения неравномерности
распределения смеси целесообразно иметь на одном двигателе два и больше
карбюратора. В некоторых случаях ответвления впускного трубопровода
с углами, имеющими острые кромки, приводят к разрывам пленки, причем
отдельные части пленки подхватываются проходящим через впускной
трубопровод воздушным потоком; таким образом, углы с острыми, кромками имеют
преимущество по сравнению с плавными закруглениями. В особенности
выгодную конфигурацию удается придавать впускным трубопроводам
двигателей с верхними клапанами и с широко применяемыми карбюраторами
с падающим потоком.
Как было указано выше, вследствие затраты части тепла на испарение
топлива в карбюраторе и впускном трубопроводе наблюдается значительное
понижение температуры. По этой причине может происходить конденсация
уже испарившегося топлива и оседание его на стенках впускного трубопро-
1 Точнее через диффузор смесительной камеры карбюратора. Прим. ред.
182

вода. Такое явление особенно легко может произойти в местах тех изгибов
впускного трубопровода, которые подвержены обдуву со стороны холодного
встречного ветра.
Процесс смесеобразования во впускном трубопроводе можно улучшить
путем подогрева его. Однако было бы ошибкой осуществлять подогрев
впускного трубопровода по всей его длине, как как это вызвало бы ненужный
подогрев смеси, что, в свою очередь привело бы к недопустимым потерям
мощности двигателя вследствие ухудшения наполнения цилиндров свежей
горючей смесью.
Правильным решением является устройство во впускном трубопроводе
так называемой горячей точки. Если горячая точка находится в самом
низком месте впускного трубопровода и если, следовательно, впускной
трубопровод по направлению от этой горячей точки имеет некоторый уклон вверх,
то топливо, осевшее на его стенках, будет стекать обратно к горячей точке,
где оно и испарится. Целесообразно располагать горячую точку на выходе
из карбюратора, так как выходящие из него жидкие капельки топлива
соприкасаются с горячими стенками впускного трубопровода и испаряются.
Горячая точка нагревается выпускными газами до температуры 200—
300° С. Так как площадь нагрева сравнительно невелика, то, несмотря
на интенсивное нагревание, смесь подогревается настолько незначительно,
что с вызываемыми этим подогревом потерями мощности вполне можно
примириться.
Предварительный подогрев смеси оказывает большое влияние на
динамические качества автомобиля, в частности, на его ускорение при разгоне
и на работу двигателя при переходе от малых нагрузок к большим при
резком открытии дроссельной заслонки. Кроме того, подогрев смеси сокращает
время, необходимое для прогрева холодного двигателя после пуска.
Подогрев впускного трубопровода регулируется при помощи заслонки
с биметаллической спиральной пружиной. При чрезмерно сильном подогреве
эта заслонка закрывает выпускным газам доступ к стенкам впускного
трубопровода и направляет эти газы непосредственно в выпускной трубопровод.
Работа двигателя на смеси неправильного состава
Горючая смесь, подаваемая в цилиндры двигателя внутреннего сгораЬх.я,
должна не только иметь состав, обеспечивающий возможность ее
воспламенения. Для получения оптимальной мощности двигателя и экономичности
необходимо, чтобы состав смеси обеднялся или обогащался с изменением
режима работы двигателя.
Использование смеси неправильного состава очень заметно сказывается
на работе двигателя и автомобиля в целом. Прежде всего ухудшается
приемистость; это ухудшение наблюдается как при слишком бедной, так и при
слишком богатой смеси. Двигатель работает неравномерно, автомобиль двигается
толчками. В большинстве случаев при слишком бедной смеси происходят
вспышки в лрбюраторе,' а при слишком богатой смеси — стрельба в
глушителе (причина — догорание смеси в глушителе).
КАРБЮРАТОР
Основные устройства карбюраторов и их работа
Назначением карбюратора является приготовление необходимой для
работы двигателя горючей смеси; при этом карбюратор должен работать
таким образом, чтобы приготовляемая им смесь по своему количеству
и составу была такой, какая требуется для наилучшей работы двигателя
на каждом данном режиме. Назначением карбюратора является не только
распыление топлива и приготовление горючей смеси; карбюратор одновре-
183

менно является органом, регулирующим число оборотов двигателя и
развиваемую им мощность. Таким образом, карбюратор осуществляет:
а) распыление топлива на мельчайшие капельки и смешивание
распыленного топлива с воздухом, засасываемым в цилиндры двигателя;
б) точное дозирование топлива и воздуха и приготовление вследствие
этого не тблько смеси, способной воспламеняться, но и смеси, которая
по своему составу обеспечивает наиболее экономичную работу двигателя
на каждом данном режиме *;
в) регулирование числа оборотов двигателя и развиваемой им мощности.
Это регулирование осуществляется при помощи установленной на пути
потока горючей смеси дроссельной заслонки, изменением положения которой
Горючая смесь
Воздух^
a) S) В)
Фиг. 10. Принципиальные схемы работы карбюраторов.
можно регулировать количество засасываемой в цилиндры двигателя смеси,
т. е. регулировать наполнение цилиндров и, следовательно, развиваемую
двигателем мощность.
Приготовление смеси и дозирование топлива и воздуха осуществляются
различными дозирующими системами и поплавковым механизмом.
Поплавковый механизм и главная дозирующая система. На фиг. 10
показаны принципиальные схемы работы карбюраторов с восходящим
потоком (фиг. 10, а)у с горизонтальным потоком (фиг. 10, б) и с падающим потоком
(фиг. 10, в). Выбор направления потока смеси в карбюраторе определяется
для каждого данного двигателя ког груктивными соображениями 2„
В поток засасываемого в цилиндры двш ^геля воздуха вводится
распылитель 1 (фиг. 10, а), выполненный в виде тонкой трубки. Распылитель
сообщается с поплавковой камерой 4. В этой камере, которая одновременна
является резервуаром для топлива, благодаря наличию поплавка 5 (фиг. 11)
и игольчатого клапана 7 все время поддерживается постоянный уровень
топлива. При неработающем двигателе уровень топлива в распылителе будет
таким же, как и в поплавковой камере.
При работающем двигателе в карбюраторе3 создается воздушный поток^
при этом в смесительной камере 3 (фиг. 10, а) в соответствии с уравнением
Бернулли давление будет несколько понижаться. Степень понижения
давления зависит от скорости воздуха, проходящего через смесительную камеру.
Таким образом, между поплавковой камерой 4 и смесительной камерой 3
будет происходить некоторый перепад давлений; вследствие этого топливо
будет вытекать из распылителя, подхватываться воздушным потоком и распы-
1 Или смеси, обеспечивающей наибольшую мощность двигателя. Прим. ред.
2 Неполно, так как каждому направлению потока смеси в карбюраторе соответствуют
некоторые особенности его работы. Прим. ред.
8 Точнее в смесительной камере карбюратора. Прим. ред.
184

ляться на мелкие капельки. Чем больше будет нагрузка и, следовательно,
наполнение двигателя, тем выше будут скорость воздуха и разрежение
в смесительной камере. Таким образом, количество вытекающего из
распылителя топлива автоматически изменяется пропорционально нагрузке
двигателя. Содержание топлива в горючей смеси должно изменяться таким обра-
зом, чтобы при средних нагрузках двигатель работал с максимальной
экономичностью, а при больших нагрузках с максимальной мощностью (в
последнем случае карбюратор должен приготовлять обогащенную смесь).
Для того чтобы получить
достаточное разрежение также и при малых
нагрузках двигателя, в смесительную
камеру вводится диффузор 2,
опоясывающий распылитель и
обеспечивающий достаточную подачу и распыление
топлива.
Количество вытекающего из
распылителя под действием разрежения
топлива в соответствии с потребностью
двигателя точно дозируется сменным
калиброванным главным жиклером 2
(фиг. 11). Однако один лишь главный
жиклер еще не в состоянии обеспечить
нормальную работу двигателя, так как
при его использовании смесь с
возрастанием скорости воздуха в диффузоре
делается все богаче. Поэтому для
дополнительного регулирования
количества топлива в смеси необходимо
введение особых устройств. Такое
дополнительное регулирование может быть
осуществлено различными способами.
1. Дозирующая система
карбюратора регулируется таким образом, что
требуемый состав смеси получается при
максимальной скорости воздуха. При
работе на таких режимах, на которых
смесь была бы слишком бедной,
добавочное топливо подается через
дополнительный жиклер (KapeiopaTopZenith)1.
2. Дозирование топлива осуществляется путем его механического
торможения при помощи дозирующей иглы (карбюратор Carter).
3. В трубке распылителя делаются специальные отверстия (отверстия
воздушного корректора); вследствие этого к топливу перед его вытеканием
из распылителя примешивается воздух, чем достигается, во-первых,
обеднение смеси, а во-вторых, улучшение смешивания топлива и воздуха
благодаря предварительному образованию эмульсии (карбюратор Solex).
Распылитель с отверстиями для воздуха называется эмульсионной трубкой.
На фиг. 12 показано устройство распылителя карбюраторов Solex,
а также показана схема подачи «корректирующего» или «тормозящего»
воздуха. На фиг. 12, а показан карбюратор с горизонтальным и восходящим
потоком, а на фиг. 12, б — карбюратор с падающим потоком. Топливо
поступает по направлению стрелки А\ его дозирование осуществляется
главным жиклером. Дополнительный воздух поступает по направлению стрелки^*
и, пройдя через боковые отверстия в эмульсионной трубке, смешивается
Фиг. 11. Разрез карбюратора с падающим
потоком:
/ — регулировочный винт качества смеси
холостого хода; 2 — главный жиклер;
3 — пробка-держатель главного жиклера;
4 — поплавковая камера; 5 — поплавок;
6 — рычажок поплавка, 7 — игольчатый
клапан; 8 — крышка карбюратора; 9 — уплотни-
тельный конус; 10 — штуцер для
топливопровода от бензиновых насосов; // — жиклер
холостого хода; 12 — воздушный жиклер
холостого хода; 13 — воздушная заслонка;
с клапаном; 14 — воздушный
компенсационный жиклер; 15 — диффузор; 16 — винт,
соединяющий крышку с корпусом; 17 — втулка,
эмульсионной трубки; 18 — эмульсионная
трубка; 19 —дроссельная заслонка; 20 — шпилька.
1 Определения систем карбюраторов Zenith, Carter и Solex являются неполными и не
вполне точными. Подробнее см. ниже в описании соответствующих карбюраторов. Прим..
18а

а)
6)
с находящимся в жиклере или в эмульсионной трубке воздухом. Эмульсия,
состоящая из предварительно смешанных топлива и воздуха, вытекает из
отверстия, расположенного в самой узкой части диффузора, по направлению
стрелки С. В карбюраторах с падающим потоком воздушный жиклер
(воздушный корректор) выполняется сменным. Вследствие этого можно в
каждом конкретном случае точно регулировать количество «тормозящего»
воздуха. В карбюраторах с горизонтальным и восходящим потоками количество
«тормозящего» воздуха регулируется путем подбора главного жиклера.
Таким образом, в главной дозирующей системе имеются следующие
элементы, оказывающие влияние на мощность и экономичность двигателя:
1. Главный жиклер, определяющий количество подаваемого в
двигатель топлива при полной нагрузке и при большинстве частичных нагрузок.
2. Диффузор, диаметр которого чем
меньше, тем выше крутящий момент
двигателя при малом числе оборотов
и при переходах с малых на большие
нагрузки. На этих режимах в
диффузоре скорость воздуха относительно
высока, вследствие чего обеспечи-
вается хорошее распыление топлива.
В то же время диффузор малого
диаметра оказывает тормозящее действие
на воздушный поток, поэтому
максимальная мощность двигателя несколько
снижается. Наоборот, при большом
диаметре диффузора максимальная
мощность получается более высокой,
зато при малом числе оборотов и при
переходах с малых нагрузок на
большие двигатель работает хуже.
Целесообразно выбирать диаметр диффузора
с таким расчетом, чтобы скорость
воздуха в нем составляла около
100 м/сек.
3. Воздушный жиклер (воздушный корректор), оказывающий влияние
на расход топлива главным образом при больших скоростях воздуха в
диффузоре карбюратора.
Все эти элементы тесно связаны один с другим; для правильного выбора
их параметров необходимо проведение тщательно поставленных
экспериментов»
На расход топлива и мощность оказывают влияние также атмосферное
давление и удельный вес топлива; однако в обычных условиях при
регулировке карбюраторов этими факторами пренебрегают. Лишь при работе
на очень значительной высоте над уровнем моря и при переходе на топливо,
удельный вес которого значительно отличается от удельного веса ранее
использованного топлива (например, при переходе с бензола на спирт),
требуется несколько изменить регулировку карбюратора.
Система холостого хода. Главная дозирующая система карбюратора
в состоянии приготовлять смесь требуемого состава лишь тогда, когда
скорость воздуха в диффузоре карбюратора достаточно велика для того, чтобы
обеспечить «высасывание» и распыление топлива. При малых нагрузках
двигателя и в особенности при работе на малых оборотах холостого хода
скорость воздушного потока в диффузоре уменьшается настолько, что
главная дозирующая система прекращает работу. Вследствие этого каждый
карбюратор имеет специальную систему, холостого хода, приготовляющую
горючую смесь, необходимую для работы двигателя на холостом ходу. Эта
смесь должна быть относительно богатой, так как малая скорость потока
смеси во впускном трубопроводе создает благоприятные условия для выпа-
186
"Фиг. 12. Главная дозирующая система
карбюратора Solex:
А — подвод топлива; В — подвод воздуха для
•образования эмульсии; С — выход эмульсии;
1 — втулка главного жиклера с эмульсионной
трубкой; 2 — главный жиклер с эмульсионной
трубкой; 3 — колпачок эмульсионной трубки,
4 — воздушный жиклер; 5 — эмульсионная
трубка; 6 — втулка эмульсионной трубки;
7 — главный жиклер; 8 — пробка-держатель
главного жиклера.

дения капелек смеси х. С другой стороны, однако, высокое разрежение
во впускном трубопроводе (вследствие того, что дроссельная заслонка
находится в прикрытом положении) способствует хорошему испарению
топлива.
На фиг. 13, а показано устройство системы холостого хода карбюратора Solex с
восходящим потоком. В этом случае отбор топлива, предназначенного для обеспечения работы
двигателя на холостом ходу, производится перед главным жиклером 3, соединенным с
поплавковой камерой. Дозирование этого топлива осуществляется специальным жиклером 2
холостого хода. Перед тем как топливо засасывается в смесительную камеру, к нему, так же
как и к топливу, подающемуся главной дозирующей системой, примешивается воздух, в
результате чего образуется эмульсия. Количество воздуха, примешиваемого к топливу, пред-
Поддод Воздуха
для образования
эмульсии
Подвод
топлива
Фиг. 13. Система холостого хода карбюратора Solex.
назначенному для обеспечения работы двигателя на холостом ходу, при данной системе
регулируется винтом / холостого хода в соответствии с потребностью двигателя. Таким образом-
изменением положения винта можно обеднять или обогащать горючую смесь,
предназначенную для работы на холостом ходу; в рассматриваемом случае, например, отвертывание винта
приводит к обеднению горючей смеси.
Для того чтобы при работе двигателя на холостом ходу топливо (или эмульсия) могло
поступать к выходному отверстию, необходимо, чтобы последнее было расположено в зоне
значительного разрежения. Вследствие этого выходное отверстие располагают или у щели,
образованной стенкой смесительной камеры и прикрытой дроссельной заслонкой, или за
дроссэльной заслонкой.
В первом случае значительное разрежение создается вследствие высокой скорости
проводящего через щзль воздуха; во втором случае выходное отверстие оказывается в зоне
значительного разрежения, создающегося во впускном трубопроводе при работе двигателя
на холостом ходу.
На фиг. 13, б показано устройство системы холостого хода другого типа, применяемого
в настоящее время на карбюраторах Solex с падающим потоком. Отбор топлива производится
.из канала 6 после прохождения топлива через главный жиклер 3\ дозирование топлива
осуществляется жиклером 2 холостого хода. Воздух, добавляемый к топливу, в данном случае
поступает из входной части смесительной камеры через воздушный жиклер 4 холостого хода;
•состав эмульсии определяется производительностью этого воздушного жиклера. Эмульсия,
образованная в результате смешения топлива, предназначенного для работы двигателя на
холостом ходу, с воздухом, поступающим через воздушный жиклер холостого хода,
засасывается в смесительную камеру через выходные отверстия А и В. Проходное сечение
выходного отверстия А можно изменять винтом 5. Положение этого винта определяет количество
подаваемой в смесительную камеру карбюратора эмульсии, обеспечивающей работу двигателя
на холостом ходу. Таким образом, в рассматриваемом случае по сравнению с предыдущим
(карбюратор с восходящим потоком), наоборот, вывинчивание винта приводит к обогащению
смеси.
Хотя в устройстве системы холостого хода (так же как и в устройстве главной
дозирующей системы) карбюраторов различных моделей и могут быть некоторые отличия от
1 И их оседания на стенках впускного трубопровода. Прим. ред.
137

описанных выше случаев, однако в основном их система холостого хода имеет устройство*
соответствующее устройству, изображенному на фиг. 13, о и б.
В тех случаях, когда отбор топлива для работы на холостом ходу производится перед,
главным жиклером, жиклер холостого хода питается непосредственно из поплавковой камеры
карбюратора. При подобном устройстве жиклер холостого хода подает топливо при работе
двигателя на всех режимах, в то время как при другом устройстве г при значительных
скоростях воздуха (т. е. при работе главной дозирующей системы карбюратора) через систему
холостого хода поступает воздух, обедняющий горючую смесь. Минимальное число оборотов
двигателя на холостом ходу регулируется путем изменения величины щели между стенкой
смесительной камеры и дроссельной заслонкой в ее наиболее прикрытом положении; это
достигается при помощи поворачивания упорного винта.
Вспомогательные устройства карбюраторов
Ускорительный насос. Описанные выше дозирующие системы
карбюраторов обеспечивают удовлетворительную работу двигателя на
установившихся режимах, но не всегда бывают в состоянии обеспечить его работу
при постоянно встречающихся в условиях нормальной эксплуатации
переменных режимах. В особенности трудно добиться с помощью только главной
дозирующей системы и системы холостого хода плавных переходов от малых
нагрузок к большим при работе двигателя и быстрого разгона автомобиля,
В частности, если при малой скорости движения автомобиля происходит
резкое открытие дроссельной заслонки, разрежение во впускном
трубопроводе в первый момент резко снижается (давление повышается
приблизительно с 0,3 до 0,9 ата). Вследствие этого испарение топлива уменьшается,
что приводит к ухудшению смесеобразования и к обеднению смеси. Кроме
того, вследствие малой скорости воздуха в диффузоре из главного жиклера
подается мало топлива. При возрастании числа оборотов двигателя скорость
воздуха в каналах карбюратора нарастает быстрее, чем скорость топлива.
Следствием всего этого является обеднение смеси в течение всего процесса
разгона, что во многих случаях приводит к обратным вспышкам в
карбюраторе («чихание»).
Таким образом, для плавной работы двигателя при переходе с малых
нагрузок на большие и для получения достаточного ускорения автомобиля
при разгоне необходимо дополнительно обогащать горючую смесь в момент
открывания дроссельной заслонки. Это осуществляется при помощи
ускорительного насоса, который при резком открывании дроссельной заслонки
вводит в воздушный поток определенное количество топлива (0,5—2,5 см3,
в зависимости от размеров двигателя) и тем самым обеспечивает
достаточное обогащение смеси, необходимое для плавной работы двигателя при
переходе от малых нагрузок к большим.
По способу введения топлива в воздушный поток ускорительные насосы
разделяются на насосы уровня и впрыскивающие насосы.
Насосы уровня. Такой ускорительный насос служит для
увеличения подачи топлива к распылителю и ввода дополнительного топлива
в канал между главным жиклером и распылителем. Вследствие этого уровень
топлива в распылителе поднимается и увеличивается истечение топлива.
Впрыскивающие насосы. Такие насосы вводят в воздушный
поток дополнительное топливо независимо от главной дозирующей системы
(в большинстве случаев через особый жиклер, введенный в смесительную
камеру карбюратора). Таким образом, при работе насоса топливо
впрыскивается непосредственно в воздушный поток, подхватывается этим потоком
и распыливается.
В конструктивном отношении различают две главные разновидности
ускорительных насосов, — поршневые и диафрагменные, причем последние
могут, так же как и первые, иметь механический привод, связанный с
дроссельной заслонкой, или пневматический привод и вступать в работу при.
изменении величины разрежения за дроссельной заслонкой.
1 Фиг. 13, б. Прим. ред.
188

Поршневые ускорительные насосы. Принцип работы
этих насосов основан на том, что при прикрывании дроссельной заслонки
поршень насоса перемещается вверх и засасывает при этом через обратный
клапан часть топлива из поплавковой камеры; это топливо заполняет
колодец ускорительного насоса. При открывании дроссельной заслонки поршень
насоса перемещается вниз и впрыскивает топливо в воздушный поток через
особый жиклер. Таким образом, количество впрыскиваемого в воздушный
поток топлива зависит от диаметра колодца и хода поршня. Обычно имеется
возможность изменять в определенных пределах ход поршня, что позволяет
регулировать количество впрыскиваемого в воздушный поток топлива.
Жиклер ускорительного насоса не оказывает влияния на количество впрыс-
ОсноВной лоток
\6оздуха
Фиг. 14. Диафрагменный ускорительный насос с механическим приводом:
а — ход всасывания (клапан ускорительного насоса закрыт); б — ход нагнетания.
киваемого топлива; от величины его калиброванного отверстия зависит
лишь продолжительность процесса впрыскивания.
Диафрагменные ускорительные насосы. На фиг. 14
схематически показаны устройства и работа диафрагменного ускорительного
насоса с механическим приводом карбюратора Solex. При прикрывании
дроссельной заслонки рычаг 6 перемещается таким образом, что штифт 5
диафрагмы 4 сдвигается вправо. Вследствие этого пружина 3, находящаяся
в сжатом состоянии, получает возможность передвинуть диафрагму вправо.
При движении диафрагмы вправо топливо засасывается из поплавковой
камеры в полость ускорительного насоса через обратный клапан 7. В это
время оба шариковых клапана 1 и 2 остаются закрытыми, вследствие чего
в процессе хода всасывания предотвращается поступление воздуха через
распылитель жиклера ускорительного насоса.
При открывании дроссельной заслонки совершается ход нагнетания.
При перемещении рычаг 6 ускорительного насоса нажимает на штифт 5
и заставляет диафрагму 4 двигаться влево. В результате этого топливо
выдавливается из полости ускорительного насоса. Топливо протекает через
шариковые клапаны 1 и 2, через жиклер 5 ускорительного насоса и, минуя
распылитель 9, впрыскивается непосредственно в смесительную камеру.
Количество впрыскиваемого топлива зависит от хода диафрагмы, который
можно регулировать поворотом штифта 5.
Такого рода ускорительные насосы связаны также с экономайзером,
т. е. устройством для автоматического регулирования состава смеси при
переходе со средних нагрузок на большие, и наоборот. Экономайзер
работает следующим образом: начиная с определенного угла открытия
дроссельной заслонки, острие штифта под воздействием системы рычагов передви-
189

гается влево и открывает шариковый клапан 2\ вследствие этого при боль-
ших нагрузках двигателя через систему ускорительного насоса в
смесительную камеру поступает дополнительное топливо. Таким образом, появляется
возможность работы двигателя при средних нагрузках на обедненной смеси
без потери мощности при полной нагрузке из-за недостаточно богатой смеси.
На фиг. 15 показана схема диафрагменного ускорительного насоса с
пневматическим приводом и поясняется работа ускорительного насоса уровня.
На фиг. 15, а изображен ход всасывания насоса. Пространство за
дроссельной заслонкой соединено каналом с полостью, находящейся за диафрагмой.
В состоянии покоя диафрагма отжимается нажимной пружиной влево.
Основной потоп
Топлидо из ускорительного?
насоса
f | Значительное
aj разрежение
| Разрешение уменьшается
6)
Фиг. 15. Диафрагменный ускорительный насос с пневматическим приводом (насос уровня):
а — ход всасывания (клапан ускорительного насоса закрыт); б — ход нагнетания (клапан ускоритель*
ного насоса открыт); / — жиклер ускорительного насоса; 2 — клапан ускорительного насоса;
3 — диафрагма; 4 — пружина диафрагмы; 5 — шариковый клапан.
При прикрытой дроссельной заслонке значительное разрежение,
возникающее в этом случае позади нее, передается через канал в полость за
диафрагмой; это разрежение, преодолевая сопротивление пружины, вызывает
движение диафрагмы вправо. При этом клапан насоса закрывается и топливо
через шариковый клапан поступает из поплавковой камеры в полость насоса.
При резком открытии дроссельной заслонки (фиг. 15, б) разрежение
сразу падает. В результате этого пружина получает возможность несколько
вытянуться, причем диафрагма будет отжата влево. Клапан н&соса откроется
и топливо через жиклер ускорительного насоса поступит в главный
топливный клапан между главным жиклером и распылителем; в результате уровень
топлива в распылителе повысится. Количество подаваемого ускорительным
насосом дополнительного топлива можно регулировать путем изменения
пропускной способности клапана. Обычно такой ускорительный насос также
связан с экономайзером. Количество подаваемого ускорительным насосом
дополнительного топлива определяется жесткостью пружины диафрагмы.
Пусковые устройства карбюраторов. Если пуск двигателя
производится при низкой температуре, то смесь обычного состава (т. е. смесь,
приготовляемая главной дозирующей системой и системой холостого хода)
не может его обеспечить, так как топливо, попадая на холодные стенки
впускного трубопровода и цилиндров, оседает на этих стенках в виде жидких
капелек; испаряются лишь самые легкие содержащиеся в топливе фракции.
В результате этого при пуске в условиях низкой температуры поступающая
в двигатель смесь оказывается не способной к воспламенению. Таким
образом, в этих условиях становится необходимым использование особых
пусковых устройств, обеспечивающих в очень значительной степени обогащение
горючей смеси.
190

Устройство для утапливания поплавков сохранилось лишь в мотоциклах»
Поплавок утапливается путем нажатия на специальный штифт и этим
достигается переполнение карбюратора. Топливо, таким образом, поступает
непосредственно в смесительную камеру или во впускной трубопровод
и вызывает тем самым сильное обогащение смеси. Опасность применения
этого устройства заключается в том, что при слишком длительном утапли-
вании поплавка смесь переобогащается настолько, что пуск двигателя
становится невозможным.
Наиболее широкое распространение получили два различных по своему
характеру пусковых устройства; пусковая или воздушная заслонка и
пусковой карбюратор.
воздух для образования
эмульсии.
Поддод
топлида
тормозящих
топливо
Фиг. 16. Воздушная заслонка.
Фиг. 17. Схема работы пускового карбюратора, работающего
совместно с карбюратором с восходящим потоком:
а — при первом этапе пуска; б — при втором этапе пуска. •
Воздушная заслонка. Перед входом в смесительную камеру
на пути воздушного потока устанавливают заслонку (фиг. 16), которая
в "обычных условиях открыта, т. е. занимает положение, параллельное
направлению воздушного потока. В случае пуска двигателя при низкой
температуре воздушную заслонку закрывают; при этом дроссельная заслонка,
связанная с воздушной заслонкой специальной тягой, несколько
приоткрывается. В результате этого почти все разрежение, создаваемое двигателем,
воздействует на распылитель, вследствие чего через главную дозирующую
систему высасывается относительно большое количество топлива. Воздух
поступает через пластинчатый клапан 1. Таким образом, в зоне А
образуется очень богатая пусковая смесь. Состав этой смеси можно
регулировать путем подбора поперечного сечения пластинчатого клапана,
жесткости его пружины и степени открытия дроссельной заслонки при
прикрытой воздушной заслонке. Чем больше откроется дроссельная заслонка,
тем большее разрежение будет в зоне А и тем богаче будет смесь.
Если водитель после начала движения забудет открыть или по крайней
мере приоткрыть воздушную заслонку, то двигатель легко может
перестать работать.
Пусковой карбюратор устанавливают вблизи основного
карбюратора и совершенно с ним не связывают. Вследствие этого пусковой
карбюратор можно регулировать вне всякой зависимости от регулировки
главной дозирующей системы, только лишь для обеспечения наиболее
легкого пуска двигателя. На фиг. 17 показана схема работы пускового
карбюратора в том виде, в каком этот карбюратор установлен для совместной
работы с карбюратором Sol ex. В обычных условиях канал i, по которому
191

выходит пусковая смесь (выход из этого канала находится за дроссельной
заслонкой), перекрыт золотником 3, и таким образом пусковой карбюратор
оказывается отключенным. При включении пускового карбюратора выход
из канала 1 открывается, и все разрежение за дроссельной заслонкой
(дроссельная заслонка во время пуска должна быть прикрыта) воздействует
на пусковой карбюратор. Топливо в пусковой карбюратор поступает из
колодца, в который опущена специальная всасывающая трубка 4. В течение
первого этапа пуска колодец опорожняется; в это время воздух поступает
лишь через воздушный жиклер 2 пускового карбюратора. Двигатель
получает сильно переобогащенную смесь, что и требуется, так как в начале пуска
воздух,
тормозящий
топ л ибо
Фиг. 18. Схема пускового карбюратора, предназначенного для работы
с карбюратором с падающим потоком:
а — при первом этапе пуска; б — при втором этапе пуска; / — колодец
пускового карбюратора; 2 — канал для прохода топлива; 3 — пусковая эмульсия;
4 — воздушный жиклер пускового карбюратора; 5 — топливный жиклер
пускового карбюратора.
обеднение смеси, связанное с конденсацией паров топлива, наиболее
значительно. В течение второго этапа пуска через всасывающую трубку 4
дополнительно поступает воздух, чем достигается некоторое обеднение смеси.
Количество поступающего топлива дозируется топливным жиклером 5
пускового карбюратора. Таким образом, состав смеси, приготовляемой
пусковым карбюратором, зависит от размеров его топливного жиклера,
воздушного жиклера, а также от количества дополнительно засасываемого
воздуха.
При наличии пускового карбюратора (в противоположность воздушной
заслонке) с увеличением открытия дроссельной заслонки покупающая
в двигатель смесь обедняется, так как при этом уменьшается разрежение
в зоне канала 1. Поэтому при наличии пускового карбюратора опасность
остановки двигателя вследствие переобогащения смеси меньше, чем при
установке воздушной заслонки.
На фиг. 18 показано устройство пускового карбюратора,
предназначенного для работы с карбюратором Solex с падающим потоком. В основном
работа такого пускового карбюратора ничем не отличается от описанного
выше. Топливо в колодец 1 поступает через топливный жиклер пускового
карбюратора; вместо всасывающей трубки имеется канал 2, по которому
после понижения уровня топлива в колодце 1 дополнительно засасывается
воздух.
192

Пусковые карбюраторы часто выполняют двухступенчатыми, т. е. во
время пуска двигателя они приготовляют переобогащенную пусковую смесь,
а в период прогрева двигателя они лишь в некоторой степени обогащают
поступающую в двигатель смесь (в этом случае обогащенная смесь подается
через небольшое отверстие в золотнике). На такой несколько обогащенной
смеси двигатель работает до окончания периода прогрева.
В некоторых случаях вместо обычного золотника устанавливают
золотник поршневого типа (фиг. 19), отчего сущность работы пускового
карбюратора не меняется.
В большинстве случаев пусковые устройства карбюраторов приводятся
в действие вручную при помощи проволоки, заключенной в оболочку
(гибкий вал). В некоторых автомобилях, однако, приведение в действие пуско-
Подвод
топлива
Подвод
воздуха
Выход „
пусковой
эмульсии
Выход
эмульсии*
предназначенной
^пя про:г~°~
ддигап
в)
для прогрева
" 1игателя
Фиг. 19. Пусковой карбюратор с золотником в виде поршня:
а — в отключенном положении; б — включен для пуска двигателя при низкой
температуре; в — включен для прогрева двигателя; / — поршень; 2 — воздушный жиклер
пускового карбюратора; 3 — рычаг включения пускового карбюратора.
вых устройств — воздушной заслонки или пускового карбюратора —
осуществляется автоматически при помощи биметаллической спиральной
пружины, которая отключает пусковые устройства по мере прогрева двигателя.
Экономайзерное устройство. Различные типы карбюраторов Solex имеют
экономайзерные устройства (фиг. 20), которые изменяют истечение топлива
из главного жиклера путем регулирования поступления воздуха в
поплавковую камеру. Воздух в герметизированную поплавковую камеру поступает
чер.ез воздушный колпачок с вставленным в него жиклером экономайзера.
В бобышке оси дроссельной заслонки имеется отверстие 5, которое при
полном открытии дроссельной заслонки в точности совпадает с отверстием 7
такого же диаметра в самой оси дроссельной заслонки. Это общее отверстие
связано каналом с поплавковой камерой и, таким образом, воздух
дополнительно поступает в поплавковую камеру.
При частичных открытиях дроссельной заслонки (фиг. 20, а) отверстие
в бобышке оси дроссельной заслонки не совпадает с отверстием в самой
оси, вследствие чего воздух через отверстие 8 в поплавковую камеру не
поступает; в то же время разрежение из смесительной камеры передается
в поплавковую камеру через отверстие 1. По этой причине разность между
давлением в поплавковой камере и давлением в диффузоре уменьшается,
вследствие чего истечение топлива из главного жиклера также уменьшается.
Таким образом может быть достигнуто обеднение смеси при работе двигателя
на средних нагрузках. Экономайзер может быть выключен при помощи
клапана 5, встроенного в крышку поплавковой камеры. При перемещении
поршневого клапана вверх открываются воздушные отверстия и в
поплавковой камере устанавливается атмосферное давление х.
1 Описанное устройство является устаревшим и в настоящее время не используется,
так как оно связано с установкой на щитке приборов дополнительной кнопки управления.
Прим. оед.
13 Бюссиен 644 193

Ограничитель максимального числа оборотов. В грузовых автомобилях
для безопасности и увеличения срока службы автомобиля и двигателя бывает
иногда целесообразно определенным образом ограничить максимальное
число оборотов вала двигателя.
Подвод
добадочного
доздуха
Фиг. 20. Карбюратор с экономайзерным устройством:
а — при работе двигателя на средних нагрузках (экономайзерное устройство включено, поршневой
клапан закрыт, разрежение в поплавковой камере тормозит истечение топлива из главного жиклера);
б — при работе двигателя на больших нагрузках (экономайзерное устройство включено, поршневой
клапан закрыт, через ось дроссельной заслонки воздух поступает в поплавковую камеру, топлива
поступает к главному жиклеру); 1 — отверстие для передачи разрежения; 2 — положение
дроссельной -заслонки при работе на средних нагрузках; 3 — трос управления воздушным клапаном; 4 —
воздушный жиклер экономайзерного устройства; 5 — воздушный клапан; 6 — положение дроссельной
заслонки при работе на больших нагрузках; 7 — отверстие в оси дроссельной заслонки; 8 — отверстие
для прохода воздуха в бобышке оси дроссельной заслонки.
На фиг. 21 показан ограничитель максимального числа оборотов
двигателя, применяемый в карбюраторах Sol ex. В этом ограничителе регулирую-
а) 6)
Фиг. 21. Ограничитель максимального числа оборотов вала двигателя:
а — дроссельная заслонка открыта полностью; б — дроссельная заслонка
начинает ограничивать число оборотов вала двигателя.
щим органом является дроссельная заслонка карбюратора. Дроссельная
заслонка, свободно сидящая на оси, приводится в движение от рычага при*
вода при помощи поводковой втулки. Дроссельная заслонка сидит на валу
эксцентрично, вследствие чего она оказывается разделенной осью на две
неравные части; большая из этих двух частей при полностью открытой
194

дроссельной заслонке находится в несколько наклонном положении по
отношению к воздушному потоку. Динамический напор воздуха, действующий
на наклонно расположенную часть заслонки, стремится прикрыть заслонку
(вследствие ее асимметричности); этому препятствует расположенная сбоку
пружина, связанная с заслонкой. Дроссельная заслонка начнет
прикрываться лишь тогда, когда под действием возросшего динамического напора
воздуха сила сопротивления пружины будет преодолена. Дроссельная
заслонка снова откроется, когда вследствие понижения числа оборотов вала
двигателя динамический напор
воздуха уменьшится настолько,
что сила сопротивления пружины
сможет преодолеть его. На этот
процесс нельзя воздействовать
изменением положения педали
управления Дроссельной
заслонкой карбюратора.
Установка ограничителя на
определенное, заранее заданное
максимальное число оборотов вала
двигателя осуществляется путем
изменения натяжения пружины.
Карбюраторы для мотоциклов
Регулирование количества и
качества подаваемой в двигатель
смеси в карбюраторах для
мотоциклов осуществляется
исключительно при помощи золотников;
эти золотники одновременно с
дозированием количества
поступающего в двигатель воздуха
автоматически дозируют также и
количество подаваемого в него
топлива.
Карбюратор фирмы Bing. На фиг. 22
показан двухзолотниковый карбюратор
фирмы Bing, рассчитанный на двигатель
с рабочим объемом до 500 см3 и с
диаметром впускного патрубка 24—26 мм. При
малых числах оборотов в минуту
двигатель получает смесь, приготовленную
системой холостого хода, которая состоит
из топливного жиклера 13 холостого хода,
воздушного жиклера 19 холостого хода и
винта 20 регулировки подачи воздуха.
Смесь обогащается, когда при
ввинчивании винта 20 доступ воздуха уменьшается,
и обедняется, когда при отвертывании
винта 20 доступ воздуха увеличивается.
Минимальное число оборотов вала
двигателя в минуту на холостом ходу
регулируется при помощи упорного винта 21,
ограничивающего опускание золотника
Фиг. 22. Двухзолотниковый карбюратор
фирмы Bing:
1 — штуцер регулировки натяжения троса
управления карбюратором; 2 — гайка; 3 — крышка; 4 —
соединительное кольцо с резьбой; 5 — пружина
золотника; 6 — корпус карбюратора; 7 — стяжной винт;
8 — стяжное кольцо; 9 — дозирующая игла; 10 —
насадка в смесительной камере; 11 — канал; 12 —
жиклер с дозирующей иглой; 13 — жиклер холостого
хода; 14 — уплотнительная шайба; 15 — пробка
жиклера холостого хода; 16 — главный жиклер;
17 — уплотнительная шайба; 18 — пробка-держатель
главного жиклера; 19 — воздушный жиклер холостого
хода; 20 — винт регулировки подачи воздуха для
холостого хода; 21 — винт; 22— игольчатый клапан.;
23 — корпус поплавковой камеры; 24 — поплавок;
25 — крышка поплавковой камеры; 26 — стержень;
27 — пружина утолителя; 28 — утолитель поплавка;
29 — воздушное отверстие; 30 — воздушный золот-
С увеличением ЧИСЛа оборотов вала ник; 31 —золотник; 32 —шплинт дозирующей иглы.
двигателя в действие вступает главная
дозирующая система, состоящая из
главного жиклера, насадка в смесительной камере и жиклера с дозирующей иглой. Топливо
через игольчатый клапан 22 и поплавковую камеру поступает к главному жиклеру 16,
ввинченному в пробку-держатель 18. Эта пробка, в свою очередь, ввинчивается снизу
в корпус карбюратора, благодаря чему достигается удобство чистки и смены через
нижнюю часть карбюратора главного жиклера и жиклера с дозирующей иглой.
Из главного жиклера топливо поступает в жиклер 12 с дозирующей иглой; коническая
дозирующая игла 9 изменяет проходное сечение этого жиклера и тем самым регулирует
подачу топлива в соответствии с положением золотника 31. Игла 9 прикреплена к золотнику;
в хвостовой части иглы имеются несколько прорезей, которые позволяют изменять положение
13* 195

иглы относительно золотника. Когда игла углубляется в отверстие жиклера, двигатель
получает более бедную смесь; наоборот, когда игла выходит из отверстия в жиклере, смесь
обогащается. Однако дозирующая игла влияет на расход топлива двигателем лишь при средних
нагрузках; при золотнике, поднятом до отказа, расход топлива определяется только
пропускной способностью главного жиклера. Благодаря воздуху, поступающему через отверстие 29У
образуется эмульсия и становится возможным некоторое предварительное распыление топлива
перед кромкой насадки 10 смесительной камеры. Воздушный золотник 30 дополнительна
дросселирует поток воздуха, чем обеспечивается обогащение смеси при переходе двигателя
с малой нагрузки на большую. Привод золотников осуществляется при помощи гибкого троса.
Золотники удерживаются в заданном положении при помощи пружин 5.
25
26
6)
Фиг. 23. Карбюратор Pallas 14/16L:
а — продольный разрез; б — поперечный ра.зрез; / — главный жиклер; 2 — винт жиклера холостого
хода; 3 — канал для прохода топлива; 4 — жиклер холостого хода; 5 — стяжной винт; 6 — выходные
отверстия; 7 — стяжное кольцо; 8 — отверстия для прохода воздуха; 9 — полость для воздуха над
золотником; 10 — отверстие для подвода воздуха; // — воздухоочиститель; 12 — воздушная заслонка;
13 — установочный винт воздушной заслонки; 14 — кольцо; 15 — болт крепления воздухоочистителя;
16 — гайка-колпачок; 17 — жиклер-распылитель; 18 — упорный винт; 19 — золотник; 20 —
кольцевое пространство; 21 — пружина золотника; 22 — резьбовая пробка; 23 — гибкий трос; 24— крышка
карбюратора; 25 — штуцер для присоединения шланга; 26 — утолитель; 27 — поплавковая камера;
28 — игольчатый клапан; 29 — поплавок; 30 — щель для прохода топлива.
При пуске двигателя карбюратор переполняется путем нажатия на утолитель 28 поплавка,
расположенный на крышке поплавковой камеры. При этом двигатель получает необходимую
для пуска переобогащенную смесь. Крепление карбюратора осуществляется при помощи
стяжного кольца 8 и стяжного винта 7.
Карбюратор Pallas 14/16L. В карбюраторе Pallas жиклер с дозирующей иглой,
используемый в карбюраторах других типов, заменен автоматическим пневматическим устройством,
осуществляющим дозирование топлива. Этим достигается работа дозирующих устройств
без изнашивания, вследствие чего в процессе эксплуатации двигателя мощность и
экономичность его в течение длительного времени остаются неизменными. Воздух в карбюратор
поступает только через воздухоочиститель, который является неотъемлемой частью карбюратора.
Вследствие этого, с одной стороны, не происходит загрязнения внутренних частей
карбюратора, а с Другой стороны, в случае загрязнения воздухоочистителя не изменяется состав
горючей смеси.
Из фиг. 23 видно, что крепление карбюратора к впускной трубе двигателя осуществляется
при помощи стяжного кольца 7 и стяжного винта 5. Воздух поступает в карбюратор через
воздухоочиститель 11, проходит под золотником 19, где смешивается с топливом, выходящим
из отверстий 6 жиклера-распылителя 17, и поступает в двигатель. Положение золотника 19
изменяется при помощи гибкого троса 23, чем регулируется мощность двигателя При
отпускании гибкого троса пружина 21 стремится переместить золотник вниз, т. е. в положение
наименьшей подачи смеси в двигатель. Топливо в карбюратор поступает по гибкому шлангу,
присоединенному к штуцеру 25\ пройдя через игольчатый клапан 28 с запорной иглой, оно
поступает в поплавковую камеру 27. Игла 28 неподвижна относительно поплавка 29 и
обеспечивает в поплавковой камере постоянный уровень топлива. Из поплавковой камеры 27
топливо через щель 30 попадает под жиклер-распылитель 77, в нижнем конце которого рас-
196

положен главный жиклер /. Жиклер-распылитель 17 проходит через золотник 19. Полость 9
над золотником соединена отверстием 10 с пространством позади воздухоочистителя. Помимо
■отверстий 6, предназначенных для выхода топлива, в верхнем конце жиклера-распылителя 17
имеются отверстия 8, предназначенные для поступления воздуха. Между
жиклером-распылителем 17 и золотником 19 имеется кольцевое пространство, ширина которого по высоте
различна. При малых нагрузках двигателя, т. е. при
незначительно приподнятом золотнике, из полости .9 через
отверстие 8 в жиклер-распылитель поступает так называемый
корректирующий воздух, вследствие чего разрежение внутри
жиклера-распылителя понижается и, следовательно,
уменьшается истечение топлива из главного жиклера. При
увеличении поднятия золотника и, следовательно, при
возрастании нагрузки двигателя отверстия 8 оказываются
расположенными в кольцевом пространстве 20; разрежение в
кольцевом пространстве 20 вызывает некоторое уменьшение
поступления воздуха в жиклер-распылитель, и истечение
топлива из главного жиклера увеличивается. Таким образом,
истечение топлива из главного жиклера регулируется
количеством'поступающего*в жиклер-распылитель
«корректирующего воздуха».
Для дозирования топлива при работе двигателя на
холостом ходу имеется жиклер 4 холостого хода,
удерживаемый в корпусе при помощи винта 2. Топливо поступает
к жиклеру холостого хода из полости* под
жиклером-распылителем 17 через канал 3. Как видно из фиг. 24, точная
регулировка холостого хода может быть осуществлена при помощи
винта / регулировки" подачи воздуха при холостом ходе.
Подвод воздуха, отбор которого также производится позади
воздухоочистителя, осуществляется через канал 4. Для
того чтобы предотвратить возможность полного прекращения
поступления воздуха в полость 5, что вызвало бы
значительный расход топлива при работе на холостом ходу, в
регулировочном винте предусмотрен обходной канал 3. В
полости 5 происходит смешение воздуха и топлива и
образование необходимой для работы на этом режиме эмульсии;
эта эмульсия через отверстие 2 поступает в выходной
патрубок карбюратора позади золотника.
Для регулировки числа оборотов двигателя на холостом ходу используется упорный
винт 18 (фиг. 23, б), ограничивающий опускание золотника. Положение этого винта
фиксируется надетой на него пружиной. Винт может изменять предел опускания золотника. Для
облегчения пуска холодного двигателя предусмотрен утолитель 26 поплавка,
смонтированный на крышке 24 карбюратора. В качестве дополнительного устройства, облегчающего пуск,
предусмотрена воздушная заслонка 12. При пуске эту заслонку закрывают, вследствие чего
затрудняется доступ воздуха в смесительную камеру, и смесь обогащается.
Фиг. 24. Разрез системы
холостого хода карбюратора
Pallas 14/16L:
/ — винт регулировки подачи
воздуха при холостом ходе;
2 — выходное отверстие для
эмульсии при холостом ходе;
3 — канал для прохода воздуха;
4 — обходной канал; 5 —
полость, в которой образуется
эмульсия при холостом ходе;
6 — жиклер холостого хода;
7 — винт жиклера холостого
хода.
Карбюраторы для автомобилей
Выбор типа карбюратора в каждом отдельном случае зависит от
размеров двигателя и возможности размещения на нем карбюратора.
Карбюратор Solex 30 BFLV с восходящим потоком. Карбюратор с восходящим потоком
(фиг. 25) на современных автомобилях встречается уже довольно редко. Карбюратор
прикреплен к нижней части впускного трубопровода при помощи фланца. Воздух подводится
через воздухоочиститель перпендикулярно к оси смесительной камеры, в нижней части
которой установлен главный жиклер. Топливо поступает через игольчатый клапан,
управляемый поплавковым механизмом, вследствие чего в поплавковой камере и в каналах жиклера
обеспечивается постоянный уровень топлива.
Топливо из поплавковой камеры, соединенной с атмосферой, поступает к главному
жиклеру 21 с эмульсионной трубкой. Жиклер имеет калиброванное отверстие для прохода
топлива, а по длине эмульсионной трубки — точно расположенные калиброванные отверстия
для прохода воздуха. Главный жиклер с эмульсионной трубкой сидит в специальной втулке-
держателе 2; его положение фиксируется при помощи колпачка 3. Воздух поступает через
отверстия в колпачке; пройдя затем через отверстия эмульсионной трубки, воздух
смешивается с топливом, и внутри эмульсионной трубки образуется эмульсия, способствующая
более хорошему распылению топлива в диффузоре. Диффузор 4 выполнен сменным.
Регулирование работы двигателя осуществляется при помощи дроссельной заслонки, изменяющей
наполнение цилиндров двигателя горючей смесью, а также влияющей на интенсивность
истечения топлива из жиклера (вследствие изменения скорости воздуха в диффузоре). В том
месте дроссельной заслонки, которое приходится против выходного отверстия канала
холостого хода, заслонка имеет утолщение. Благодаря этому утолщению при медленном открытии
дроссельной заслонки продолжается поступление в смесительную камеру эмульсии, приго-
197

ю
13
товлейной системой холостого хода, чем обеспечиваются хорошие условия для перехода
двигателя с малых нагрузок на средние и большие.
Эмульсия, приготовленная системой холостого хода, обеспечивает работу двигателя
в том диапазоне нагрузок, в котором главный жиклер еще не может работать вследствие
слишком незначительного разрежения в диффузоре.
Канал к жиклеру 20 холостого хода ответвляется сразу же за калиброванным
отверстием главного жиклера 21. В случае наличия жиклера 20 холостого хода в сочетании
с винтом регулировки подачи воздуха при холостом ходе можно получить на этом режиме
необходимый состав эмульсии, которая через выходное отверстие поступает во впускной
трубопровод. Эмульсия через это отверстие может поступать лишь тогда, когда дроссельная
заслонка находится в положении,
соответствующем холостому ходу.
При больших нагрузках двигателя
по каналу холостого хода к
главному жиклеру дополнительно
поступает воздух.
Над дроссельной заслонкой
устроен^ выход канала, по которому
при раооте пускового карбюратора
в смесительную камеру поступает
эмульсия. Дозирование топлива
в этом случае осуществляется при
помощи пускового топливного
жиклера 16, ввинченного в нижнюю
часть поплавковой камеры. В
колодце пускового карбюратора всегда
имеется некоторый запас топлива.
Всасывающая трубка пускового
карбюратора опущена в это
топливо. Топливо поступает в
цилиндры двигателя через всасывающую
трубку. Воздух, примешивающийся
к топливу, подается через золотник
и воздушный жиклер 9 пускового
карбюратора.
Золотник может занимать два
положения. Он может быть уста-
16
18
П
20
Фиг. 25. Карбюратор Solex 30 BFLV с восходящим
потоком:
1 — входной патрубок карбюратора, 2 — втулка-держатель
главного жиклера; 3 — колпачок; 4 — диффузор; 5 — болт
крепления диффузора; 6 — крышка карбюратора; 7 —
дроссельная заслонка; 8 — выходной патрубок карбюратора;
9 — воздушный жиклер пускового карбюратора; 10
—золотник пускового карбюратора (в положении «•'Выключено»);
// — отверстие, сообщающее поплавковую камеру с
атмосферой; 12 — игольчатый клапан поплавкового механизма;
13 — штуцер топливопровода, идущего от бензинового
насоса; 14 — колодец пускового карбюратора; 15 —
всасывающая трубка пускового карбюратора; 16 — топливный
жиклер пускового карбюратора; 17 — корпус поплавковой
камеры; 18 — поплавок; 19 — винт регулировки подачи
воздуха при холостом ходе; 20 — жиклер холостого хода;
21 — главный жиклер.
новлен таким образом, что
пусковой карбюратор окажется
выключенным, и может быть установлен
в положение для пуска холодного
двигателя. Вначале расходуется
запас топлива, имеющийся в
колодце пускового карбюратора.
После этого через отверстие во
всасывающую трубку начинает
поступать воздух; в результате на
втором этапе пуска в двигатель
подается менее богатая смесь.
Карбюратор Solex 30 BFLV может быть также оборудован экономайзером (см. фиг. 20).
Путем изменения давления в поплавковой камере можно регулировать (в частности, уменьшать)
истечение топлива из жиклера. Экономайзер может быть выключен путем открывания
клапана, управляемого с места водителя при помощи троса.
Карбюратор Solex 30 BFRH с горизонтальным потоком. Работа этого карбюратора
(фиг. 26) ничем не отличается от работы карбюратора, описанного выше; различие
заключается лишь в том, что данный карбюратор имеет горизонтальный поток смеси. Карбюратор
также состоит из основного карбюратора и маленького специального карбюратора,
используемого в качестве пускового. Карбюраторы с горизонтальным потоком, так же как и
карбюраторы с восходящим потоком, могут поставляться в двух модификациях: 30 BFL и 30 BFR.
Различие заключается в положении фланца относительно смесительной камеры? от этого
зависит, с какой стороны двигателя — с левой или с правой — должен быть установлен
данный карбюратор. Подача топлива осуществляется через игольчатый клапан. Игла
непосредственно соединена с поплавком. Устройство и работа главной дозирующей системы ничем
не отличаются от устройства и работы главной дозирующей системы карбюратора с
восходящим потоком. То же относится и к пусковому устройству, так что оба карбюратора
отличаются один от другого лишь конструктивным оформлением. Вследствие своей простоты
и удобства монтажа на двигателе (в большинстве случаев этот карбюратор прикреплен
непосредственно на картере) карбюратор с горизонтальным потоком используется на таких
двигателях, которые обеспечивают плавную работу двигателя при переходе с малых нагрузок
на большие даже и без ускорительного насоса (как, например, двухтактные двигатели).
Карбюратор Solex 32 PBIC с падающим потоком. Карбюратор Solex 32 PBIC (фиг. 27—29)
представляет собой один из наиболее распространенных карбюраторов с падающим потоком,
198

устанавливаемых на автомобилях с двигателями рабочим объемом 1,0—2,0 л. Этот
карбюратор имеет все необходимое для того, чтобы обеспечить безупречную работу двигателя.
По своему характеру падающий поток смеси в карбюраторе обусловливает наилучшие мощ-
ностные показатели двигателя. Как главная дозирующая система, так и система холостого
хода обеспечивают при каждом данном числе оборотов двигателя наиболее рациональный
-состав смеси.
Фиг. 26. Карбюратор Solex 30 BFRH
с горизонтальным потоком смеси.
Фиг. 27. Общий вид карбюратора
Solex 32 PBIC с падающим потоком смеси.
Вследствие наличия ускорительного насоса диафрагменного типа, связанного с
дроссельной заслонкой, двигатель имеет хорошую приемистость. Кратковременное обеднение
•смеси в момент резкого открытия дроссельной заслонки компенсируется впрыском
определенного количества топлива. Назначением насоса является также подача дополнительного
количества топлива при работе
.двигателя на нагрузках, близких
к полной; дополнительное
количество топлива подается
автоматически в зависимости от разрежения
в диффузоре. Пуск двигателя
осуществляется при помощи пускового
карбюратора, работа которого
состоит из двух этапов.
Карбюратор Solex 32PBIC
работает следующим образом.
Подвод воздуха.
В отличие от описанных выше
карбюраторов, карбюратор Solex 32
PBIC имеет герметизированную
поплавковую камеру. Отбор
необходимого для смесеобразования
воздуха производится за
воздухоочистителем. Из фиг. 28 видно, что
подвод воздуха в смесительную
камеру и отбор воздуха для системы
холостого хода и для пускового
.карбюратора осуществляются из
входного патрубка самого
карбюратора, что в значительной степени
предохраняет карбюратор от
загрязнения. КрОхме того, этим
предотвращаются нарушения
смесеобразования даже в случае возможного
загрязнения воздухоочистителя.
Подача топлива. Как и в описанных выше карбюраторах, регулирование подачи
топлива в поплавковую камеру осуществляется при помощи игольчатого клапана,
связанного с рычажным поплавковым механизмом. Это устройство поддерживает постоянный
уровень топлива в поплавковой камере и в эмульсионной трубке. При нормальном уровне топлива
•его поверхность должна находиться на 3—5 мм ниже отверстий втулки-держателя
эмульсионной трубки. Рычажное устройство усиливает силу нажатия запорной иглы на седло кла-
199
Фиг. 28. Частичный разрез карбюратора Solex 32 PBIC:
/ — воздух, тормозящий топливо, которое поступает из
пускового карбюратора; // — подвод воздуха в пусковой
карбюратор для образования пусковой эмульсии; /// —
подвод основного воздуха; IV — подвод воздуха в
эмульсионную трубку главного жиклера; V — подвод воздуха для
образования эмульсии при холостом ходе; / — трубка,
соединяющая поплавковую камеру с входным патрубком
карбюратора; 2 — жиклер холостого хода; 3 — воздушный
жиклер главной дозирующей системы; 4 — воздушный
жиклер пускового карбюратора.

пана (в закрытом положении последнего), чем предотвращается возможность открытия
игольчатого клапана силой давления струи топлива и переполнения карбюратора.
Главная дозирующая система. Из поплавковой камеры топливо
поступает к главному жиклеру 24 (фиг. 29), ввинченному в пробку-держатель главного жиклера.
Главный жиклер выполнен сменным, что позволяет в каждом случае подбирать наиболее
рационально его параметры. Истечение топлива из главного жиклера под действием
разрежения в диффузоре начинается от малого открытия дроссельной заслонки и кончается
при полной нагрузке двигателя, т. е. происходит почти на всем диапазоне нагрузок и чисел
оборотов двигателя. Для получения нужного состава смеси к топливу, поступающему из
главного жиклера к втулке-держателю эмульсионной трубки, через воздушный жиклер //
подводится воздух. Подвод воздуха через жиклер // при повышении нагрузки двигателя увели-
8
11
16
18 19
22
Фиг. 29. Схема карбюратора Solex 32 PBIC:
/ — топливный жиклер пускового карбюратора: 2 — фиксатор золотника управления пусковым
карбюратором; 3 — рычаг управления пусковым карбюратором; 4 — золотник управления пусковым
карбюратором; 5 — воздушный жиклер пускового карбюратора; б — поплавок; 7 — штуцер
топливопровода, идущего от бензинового насоса; 8 — игольчатый клапан поплавкового механизма; 9 — диффузор:
10 — трубка, соединяющая поплавковую камеру с входным патрубком карбюратора; // —
воздушный жиклер; 12 — втулка-держатель с эмульсионной трубкой; 13 — воздушный жиклер холостого-
хода; 14 — жиклер холостого хода; 15 — распылитель ускорительного насоса (высокое расположение);
16 — жиклер ускорительного насоса; 17 — клапан ускорительного насаса; 18 — пружина диафрагмы;
19 — диафрагма ускорительного насоса; 20 — рычаг привода ускорительного насоса; 21 — шариковый
клапан; 22 — соединительная тяга с нажимной пружиной и несколькими отверстиями под шплинт;
23 — винт регулировки подачи эмульсии при холостом ходе; 24 — главный жиклер; 25 — дроссельная
заслонка.
чивается. Воздушный жиклер 11 с эмульсионной трубкой, в которой имеется ряд отверстий,,
обеспечивает процесс образования эмульсии.
Благодаря работе воздушного жиклера и эмульсионной трубки горючая смесь,
приготовляемая для двигателя главной дозирующей системой карбюратора, имеет один и тот же
состав на всем диапазоне чисел оборотов и нагрузок двигателя. В результате
предварительного образования эмульсии улучшается распыление топлива в диффузоре. Путем изменения
параметров воздушного жиклера и эмульсионной трубки можно изменять экономическую-
характеристику и подбирать к каждому данному двигателю соответствующие воздушный
жиклер и эмульсионную трубку. Таким образом, мощность и расход топлива на режиме
полной нагрузки двигателя определяются параметрами диффузора и главного жиклера
в сочетании с параметрами воздушного жиклера и эмульсионной трубки.
Система холостого хода карбюратора Solex 32 РВ 1С устроена
по принципу системы холостого хода карбюратора, изображенного на фиг. 13, б. Топливо
из канала главного жиклера поступает к жиклеру 14 холостого хода (фиг. 29), который
осуществляет дозирование топлива на данном режиме. Сразу же за жиклером 14 холостого
хода к топливу через воздушный жиклер холостого хода подводится воздух; в результате
образуется эмульсия, обеспечивающая работу двигателя на холостом ходу. Эта эмульсия
под действием имеющегося за дроссельной заслонкой значительного разрежения выходит
из отверстий в стенке смесительной камеры, расположенных примерно на уровне дроссельной
заслонки, и поступает во впускной трубопровод и далее в цилиндры двигателя. Регулировка
количества поступающей в смесительную камеру эмульсии и, следовательно, регулировка
состава смеси на холостом ходу осуществляется при помощи регулировочного винта. Мини-
200

мальное число оборотов холостого хода регулируется при помощи упорного винта,
ограничивающего степень прикрытия дроссельной заслонки. Для обеспечения плавной работы
двигателя при переходе от малых нагрузок к средним и большим во время медленного
открывания дроссельной заслонки в стенке смесительной камеры на уровне дроссельной заслонки
имеются два находящихся один над другим отверстия для выхода эмульсии холостого хода.
Вследствие этого система холостого хода продолжает подавать в смесительную камеру
эмульсию вплоть до момента вступления в работу главной дозирующей системы. Размеры и
расположение этих отверстий имеют очень большое значение для обеспечения хорошей
приемистости двигателя.
Система ускорительного насоса и ее функции. В отличие
от других карбюраторов, в карбюраторах Solex вместо поршневых ускорительных насосов
используются диафрагменные ускорительные насосы, работа которых не связана с наличием
трущихся деталей и, следовательно, не связана с износом последних. Карбюратор Solex
32 PBIC имеет диафрагменный ускорительный насос с механическим приводом (фиг. 29 и 14).
В карбюраторах других типов иногда используются ускорительные насосы с пневматическим
приводом, однако все большее распространение получает механический привод,
обеспечивающий вследствие наличия в этом случае системы жестких силовых связей большую точность
срабатывания ускорительного насоса. Как видно из фиг. 29, ускорительный насос
приводится в действие с помощью тяги„ соединенной с дроссельной заслонкой; тяга тянет рычаг
ускорительного насоса, который, в свою очередь, приводит в движение диафрагму. При этом
топливо, находящееся в полости ускорительного насоса (это топливо поступает туда из
поплавковой камеры через обратный клапан), через клапан ускорительного насоса подается к
распылителю. Конец распылителя выведен в диффузор. При* резком открытии дроссельной
заслонки вследствие задержки вступления в работу главной дозирующей системы наблюдается
кратковременное обеднение горючей смеси; это обеднение компенсируется топливом,
впрыскиваемым в воздушный поток при помощи ускорительного насоса.
Количество впрыскиваемого за один ход ускорительного насоса топлива можно изменять,
путем перестановки шплинта на соединительной тяге. Продолжительность впрыска топлива
зависит от пропускной способности жиклера ускорительного насоса, и поэтому может быть,
достигнута точная регулировка. Для того чтобы каналы всегда были заполнены топливом,
под распылителем установлен обратный шариковый клапан. Карбюратор может быть
оборудован распылителем, шмеющим «высокое» или «низкое» расположение. В связи с этим
возникает вопрос о другом назначении системы ускорительного насоса — регулировании состава
смеси при работе двигателя с нагрузкой, близкой к полной. Дозирование топлива при работе
двигателя с полной нагрузкой осуществляется главным жиклером и жиклером
ускорительного насоса г. Под действием разрежения в диффузоре из выведенного в него распылителя
ускорительного насоса при неподвижной дроссельной заслонке автоматически происходит
истечение топлива. Вследствие этого главный жиклер может иметь относительно малую
пропускную способность, в результате чего может быть снижен расход топлива при работе
двигателя на средних нагрузках. От того, в какое место (относительно диффузора) выведен
распылитель ускорительного насоса (отсюда «высокое» или «низкое» расположение
распылителя), зависят величина разрежения перед его выходным отверстием и степень влияния
жиклера ускорительного насоса на состав смеси при работе двигателя с нагрузкой, близкой
к полной. Момент включения в работу «второго жиклера»2 можно'изменять путем
перестановки шплинта в тяге ускорительного насоса (момент включения этого жиклера
соответствует моменту открытия шарикового или пластинчатого клапана при определенном угле
открытия дроссельной заслонки).
Пусковой карбюратор. Как видно из фиг. 29, топливо из поплавковой
камеры через пусковой топливный жиклер / поступает в колодец пускового карбюратора.
Отверстия, по которым проходят топливо и воздух, или перекрываются золотником, или
(при другом его положении) оказываются соединенными одно с другим. Воздух поступает
в пусковой карбюратор через отверстие, расположенное в стороне от входа в диффузор;
дозирование воздуха осуществляется воздушным жиклером 5 пускового карбюратора. Топливо,
поступающее через жиклер /, проходит через отверстия в крышке карбюратора и через
калиброванное отверстие в особой поворотной шайбе. По пути топливо смешивается с
воздухом; таким образом происходит образование эмульсии, необходимой для пуска двигателя,
при низкой температуре. Эта эмульсия поступает в смесительную камеру через имеющиеся
в стенках камеры отверстия, расположенные ниже дроссельной заслонки; эмульсия
поступает в смесительную камеру под действием имеющегося за дроссельной заслонкой
разрежения. Таким образом, пусковой карбюратор может работать лишь при наличии достаточного
разрежения, т. е. лишь тогда, когда дроссельная заслонка находится в прикрытом положении.
В поворотной шайбе имеются два калиброванных отверстия для прохода топлива; эти
отверстия имеют различные диаметры, что позволяет получать два вида используемой для пуска-
двигателя эмульсии.
Пусковой карбюратор при частичных нагрузках двигателя необходимо выключать после
начала движения автомобиля. Пусковой карбюратор предназначен исключительно для пуска
сильно охлажденного двигателя.
1 В эгом случае ускорительный насос служит экономайзером. Прим. ред.
2 Т. е. жиклера ускорительного насоса, используемого в качестве жиклера экономайзера
Прим. ред.
201

Карбюратор Solex 32 PBIC с падающим потоком описан так подробно потому, что в
конструкцию его введены различные усовершенствования в области карбюрации.
Смесеобразование в более простых карбюраторах с падающим потоком (Solex 26 VFIS и Solex 28 VFIS,
Ф
6)
Фиг. 30. Работа карбюратора Solex 26 VFIS на различных режимах:
а — при пуске двигателя; б — при холостом ходе; в — при полной нагрузке двигателя.
см. фиг. 11) в основном осуществляется подобным же образом. Эти более простые карбюраторы
-не имеют ускорительного насоса и вместо пускового карбюратора снабжены воздушной
заслонкой (см. раздел «Вспомогательные устройства
карбюраторов»). Фиг. 30 поясняет работу
карбюратора Solex 26 VFIS этого типа. Пуск
двигателя осуществляется путем закрывания
воздушной заслонки, вследствие чего под действием
разрежения, создаваемого двигателем,
открывается пластинчатый клапан и создается
повышенное разрежение перед распылителем. Это
разрежение вызывает усиленное истечение
топлива из отверстий втулки-держателя
эмульсионной трубки, в результате чего образуется
необходимая для пуска двигателя богатая горючая
смесь. На других режимах карбюратор
Solex 26 VFIS работает совершенно так же, как
карбюратор Solex 32 PBIC.
Сдвоенный карбюратор Solex 30 PAAI с
падающим потоком (фиг. 31). Так как для "6—8-
цилиндровых двигателей с рабочих объемом
2,0—3,0 л одного одинарного карбюратора с
падающим потоком уже недостаточно, то на такие
двигатели устанавливают сдвоенные
карбюраторы с падающим потоком. Сдвоенный
карбюратор объединяет в одном корпусе два отдельных
карбюратора, каждый из которых имеет
смесительную камеру диаметром 30 мм.
Карбюратор Solex 30 PAAI как по своему
устройству, так и по работе очень похож на
описанный выше карбюратор Solex 32 PBIC.
Отбор воздуха для всех его устройств также
производится за воздухоочистителем, вследствие
чего значительно уменьшается возможность
загрязнения карбюратора и обеспечивается
сохранение нужного состава смеси в случае
загрязнения воздухоочистителя.
Устройство главной дозирующей системы и системы холостого хода (фиг. 32) ничем не
отличается от устройства главной дозирующей системы и системы холостого хода других
карбюраторов Solex с падающим потоком. Ускорительный насос имеет механический привод
от дроссельной заслонки и также ничем не отличается от ускорительного насоса карбюратора
202
«Фиг. 31. Сдвоенный карбюратор Solex
30 PAAI с падающим потоком:
/ — воздушные жиклеры главной дозирующей
•системы; 2 — распылители ускорительного
насоса; 3 — жиклер ускорительного насоса;
4 — диффузор; 5 —ппобка-держател-ь главного
жиклера.

Solex 32 PBIC. В карбюраторе Solex 30 PAAI жиклер ускорительного насоса расположен
непосредственно под распылителем, однако назначение его такое же, как и в карбюраторе
Solex 32 PBIC, т. е. этот жиклер определяет продолжительность впрыска топлива
ускорительным насосом и, кроме того, является жиклером экономайзера. При полной нагрузке
двигателя с помощью ускорительного насоса иногда может осуществляться обогащение смеси х,
а иногда этого не происходит. В первом случае насос называют «обогащающим» (фиг. 33, а),
во втором случае — «бедным» ускорительным насосом (фиг. 33, б).
Параметры насосов для каждого типа двигателя подбираются в процессе его стендовых
испытаний. В качестве ускорительных насосы обоих видов работают совершенно одинаково,
т. е. диафрагма при своем нагнетательном ходе впрыскивает топливо через распылитель в сме-
26'
18
21'
Фиг. 32. Схема карбюратора Solex 30 PAAI:
1 — штуцер топливопровода, идущего от бензинового насоса; 2 — игольчатый клапан поплавкового
механизма; 3 — крышка карбюратора; 4 — трубка, соединяющая поплавковую камеру с входным
патрубком карбюратора; 5 — диффузор; 6 — воздушный жиклер главной дозирующей системы; 7 —
втулка-держатель эмульсионной трубки; 8 — воздушный жиклер холостого хода; 9 — жиклер
холостого хода; 10 — распылитель ускорительного насоса (низкое расположение); // — топливный жиклер;
12 — жиклер ускорительного насоса; 13 — клапан ускорительного насоса; 14 — пружина диафрагмы;
15 — диафрагма ускорительного насоса; 16 — рычаг привода ускорительного насоса; 17 — шариковый
клапан; 18 — соединительная тяга с нажимной пружиной; 19 — главный жиклер; 20 — винт
регулировки подачи эмульсии для холостого хода; 21 — нижняя часть смесительной камеры; 22 —
дроссельная заслонка; 23— воздушный жиклер пускового карбюратора; 24 — золотник для управления
пусковым карбюратором; 25 — рычаг управления пусковым карбюратором; 26 — поплавковая камера;
27 — топливный жиклер пускового карбюратора; 28 — поплавок.
сительную камеру карбюратора. Однако, в то время как «обогащающий» насос при неподвижной
дроссельной заслонке осуществляет добавление топлива к горючей смеси через открывшийся
при этом пластинчатый клапан 1, «бедный» насос не производит этого обогащения смеси, так
как его пластинчатый клапан остается закрытым; вследствие этого в последнем случае на
режимах больших нагрузок двигателя и при неподвижной дроссельной заслонке обогащение
смеси с помощью ускорительного насоса не происходит.
В тех случаях, когда «обогащающий» насос должен обеспечивать подачу некоторого
количества топлива уже при средних нагрузках двигателя 2, в системе насоса устраивают
канал в обход пластинчатого клапана. До тех пор, пока пластинчатый клапан остается
закрытым, расход топлива через этот канал определяется исключительно параметрами жиклера 3
(фиг. 31) ускорительного насоса вплоть до открытия клапана насоса.
Пусковой карбюратор может иметь как переключатель в виде обычного золотника, так
и переключатель в виде золотника поршневого типа (см. фиг. 19). Пусковой карбюратор
допускает приготовление эмульсии двух видов, что обеспечивает пуск и прогрев двигателя
при низкой температуре. Карбюратор имеет штуцер для присоединения трубки вакуумного
регулятора опережения зажигания.
Повышение мощности двигателей больших размеров возможно также при установке
двух одинарных карбюраторов с падающим потоком; однако в этом случае регулировка
1 Т. е. выполняет работу экономайзера. Прим. ред.
2 Имеется в виду подача топлива насосом при неподвижной дроссельной заслонке.
Прим. редг
203

Клапан
системы холостого хода является более затруднительной, чем при сдвоенном карбюраторе
Solex 30 PAAI, в котором оба винта регулировки холостого хода расположены рядом.
Вследствие компактности, простоты регулировки и удобства монтажа сдвоенного карбюратора
с падающим потоком, на двигателях серийных автомобилей стремятся по возможности
устанавливать именно такие
карбюраторы.
Карбюратор Solex 32 FFIP,
устанавливаемый на двигателе при
движении автомобиля по пересеченной
местности. На двигателях автомобилей,
предназначенных для движения по
пересеченной местности, должны быть
установлены карбюраторы,
обеспечивающие бесперебойную работу
двигателя при наклонах автомобиля до 45°.
Эго требование привело к созданию-
карбюратора Solex 32 FFIP (фиг. 34).
Сдвоенный карбюратор Solex 32
FFIP с падающим потоком имеет
поплавковый механизм, который состоит
из двух поплавков, связанных между
собой рычагами. Оба поплавка
воздействуют на запорную иглу игольчатого
клапана и обеспечивают поддержание
постоянного уровня топлива в поплав-
Фиг. 33. Схема ускорительного насоса карбюра- ковой камере и распылителях при
тора Solex. наклонах автомобиля в поперечной
плоскости, доходящих до 45°.
Отбор воздуха, необходимого для работы карбюратора, осуществляется за
воздухоочистителем. В условиях движения по пересеченной местности с плохими дорогами, где имеется
много пыли, это является особо важным преимуществом и позволяет максимально уменьшить
износ двигателя в той его части, которая зависит от карбюратора.
J
Фиг. 34. Карбюратор Solex 32 FFIP,
устанавливаемый на двигателе автомобиля,
предназначенного для эксплуатации по пересеченной
местности:
/ — топливный жиклер пускового карбюратора;
2 — поплавковая камера; 3 — диффузор; 4 — болты
крепления крышки карбюратора.
Фиг. 35. Главная дозирующая система
карбюратора Solex 32 FFIP:
/ — воздушный жиклер холостого хода;
2 — воздушный жиклер главной дозирующей
системы; 3 —жиклер холостого хода;
4 — эмульсионная трубка; 5 —
втулка-держатель эмульсионной трубки; 6 —
пробка-держатель главного жиклера; 7 — главный
жиклер; 8 — винт регулировки подачи эмульсий
при холостом ходе.
Обе бобышки оси дроссельной заслонки также имеют уплотнения, предохраняющие их
от проникновения пыли.
Как показано на фиг. 35, топлиро из соединенных между ссбсй поплавковых камер
поступает через главный жиклер 7 во втулку-держатель 5 эмульсионной трубки 4\ положение трубки
фиксируется воздушным жиклерсм 2. Процесс смесесбразсЕания во втулке-держателе
эмульсионной трубки дсстаточно псдрсбно списан Еыше. Карбюратор Solex 32 FFjP имеет
ускорительный "нассс (фиг. 36) дигфрагменнсго типа с пневматическим приводом (насос
приводится в действие вследствие изменения разрежения за дроссельной заслонкой).
204

Под действием разрежения, которое достигает своей наибольшей величины при быстром
прикрытии дроссельной заслонки, диафрагма, преодолевая сопротивление пружины,
перемещается влево н закрывает при этом конический клапан. Одновременно через обратный
клапан 3 топливо заполняет полости ускорительного насоса. В этом положении через жиклер 2
и дополнительные жиклеры в каналы главных жиклеров все время добавочно поступает
небольшое количество топлива. При открытии дроссельной заслонки разрежение за
диафрагмой уменьшается, и пружина оказывается в состоянии передвинуть диафрагму вправо.
Топливо из полости ускорительного насоса через открывшийся конический клапан поступает
в главную дозирующую систему, что вызывает повышение уровня топлива в распылителях
и приводит к обогащению смеси. В случае, если разрежение снова увеличится, диафрагма
переместится влево, конический клапан закроется и добавочное количество топлива в
главную дозирующую систему будет поступать
лишь через жиклер 2. "Вследствие "этого
на режимах средних нагрузок двигатель
работает на обедненной смеси, а при
полной нагрузке — на обогащенной смеси
(в последнем случае дополнительное
количество топлива поступает через
открывшийся конический клапан). Таким
образом, главные жиклеры все время
работают в сочетании с дополнительными
жиклерами и с жиклером 2 и в каждый
данный момент приготовляют для
двигателя горючую смесь требуемого состава.
При работе двигателя на холостом
ходу главная дозирующая система не
работает. Необходимая для работы
двигателя смесь приготовляется системой
холостого хода карбюратора. За главным
жиклером в канале для прохода топлива
имеется ответвление к жиклеру 3 (см.
фиг. 35) холостого хода. Топливо,
используемое при работе на холостом ходу,
проходит через главный жиклер. При
прикрытой дроссельной заслонке под
действием разрежения происходит истечение
топлива из жиклера 3 холостого хода;
вытекающее топливо смешивается с
воздухом, поступающим через воздушный
жиклер / холостого хода, в результате чего образуется эмульсия, используемая для
образования горючей смеси при работе двигателя на холостом ходу. Регулировка количества
поступающей в смесительную камеру эмульсии х осуществляется при помощи
регулировочного винта #, а регулировка минимального числа оборотов двигателя — при помощи винта,
конец которого, упираясь в выступ на оси дроссельной заслонки, ограничивает ее
прикрытие.
Пусковое устройство (фиг. 36) такое же, как и во всех карбюраторах Solex. Оно
представляет собой самостоятельный пусковой карбюратор, встроенный в основной карбюратор.
Топливо через жиклер 4 пускового карбюратора поступает из поплавковой камеры по
особому каналу в колодец пускового карбюратора. При прокручивании коленчатого вала
двигателя во время пуска к топливу добавляется воздух, поступающий через воздушный жиклер
пускового карбюратора, в результате чего образуется эмульсия. Эта эмульсия при прикрытой
дроссельной заслонке поступает в двигатель; при этом она проходит по каналу пускового
карбюратора, выходное отверстие которого расположено ниже дроссельной заслонки. Горючая
смесь, приготовляемая пусковым карбюратором в процессе пуска, тем богаче, чем меньше
число оборотов двигателя.
Карбюратор Carter с падающим потоком. Регулирование уровня топлива осуществляется
так же, как и в других карбюраторах, при помощи поплавка 7 (фиг 37) и игольчатого
клапана 6. Из поплавковой камеры топливо вытекает через главный жиклер 8, проходное
сечение которого изменяется при помощи конической дозирующей иглы 9. Игла приводится
в действие от дроссельной заслонки, с которой она механически связана. Топливо через
экономайзер 11 и эмульсионную трубку 25, конец которой выведен в малый диффузор,
попадает в воздушный поток. Нижняя часть иглы, имеющая маленький диаметр, определяет
пропускную способность главного жиклера при работе двигателя с полной нагрузкой,
а верхняя коническая часть иглы с большим диаметром регулирует пропускную способность
главного жиклера при средних нагрузках двигателя. Для улучшения приемистости
двигателя в карбюраторе имеется ускорительный насос поршневого типа. Этот насос связан
с дроссельной заслонкой при помощи углового рычага 17. Благодаря наличию отверстий
18у 19 и 20 можно изменять ход поршня ускорительного насоса. Топливо, поступающее
из поплавковой камеры через впускной (обратный) клапан 14 при опускании поршня,
впрыскивается в смесительную камеру через выпускной клапан 15 и жиклер 22 ускоритель-
Фиг. 36. Пусковой карбюратор и система
ускорительного насоса карбюратора Solex 32 FFIP:
/ — болт крепления диффузора; 2 — жиклер подачи
топлива на средних нагрузках; 3 — обратный клапан;
4 — топливный жиклер пускового карбюратора.
1 И, следовательно, качества смеси при работе двигателя на холостом ходу. Прим. ред.
205

ного насоса. В качестве пускового устройства в карбюраторе используется воздушная
заслонка с пластинчатым клапаном.
Так же как и в карбюраторах Stromberg и Weber, в смесительной камере карбюратора
Carter установлены два диффузора, что сделано для улучшения распыления топлива.
При прохождении через насадок Вентури скорость воздушного потока увеличивается
настолько, что даже при низких числах оборотов двигателя обеспечивается хорошее
дозирование топлива. При применении такой системы 1 можно получить неизменный состав смеси
на всем диапазоне чисел оборотов двигателя. Регулирование пропускной способности жиклера
при помощи дозирующей иглы было бы наилучшим, если бы можно было предотвратить
повреждения иглы и ее износ. Для снижения износа в процессе эксплуатации на иглу надевают-
пружину, которая прижимает ее к одной из внутренних стенок жиклера 2.
17 18 19 20
Фиг. 37. Карбюратор Carter с падающим потоком:
1 — канал для подвода топлива; 2 — отстойник; 3 — сетчатый фильтр; 4 — канал к игольчатому
клапану; 5 — седло запорной иглы; 6 — игольчатый клапан; 7 — поплавок; 8 — главный жиклер; 9 —
дозирующая игла; 10 — канал к экономайзеру; // — экономайзер; 12 — большой диффузор; 13 —
сетчатый фильтр перед впускным клапаном; 14 — впускной клапан; 15 — выпускной клапан; 16 —
поршень ускорительного насоса; 17 — рычаг привода ускорительного насоса и дозирующей иглы; 18, 19
и 20 — отверстия для установки штока поршня ускорительного насоса соответственно на короткий,
длинный или средний ход; 21 — резьбовая пробка канала жиклера ускорительного насоса; 22 —
жиклер ускорительного насоса; 23 — пружина дозирующей иглы; 24 — малый диффузор; 25 —
эмульсионная трубка.
Карбюратор Zenith-Stromberg EEI. Карбюратор Zenith-Stromberg (фиг. 38) с падающим^
потоком имеет в сущности те же системы и устройства, что и описанные выше карбюраторы.
В закрытом корпусе карбюратора находятся главная дозирующая система, система
холостого хода, ускорительный насос и пусковой карбюратор. Имеются также карбюраторы,
оборудованные вместо пускового карбюратора воздушной заслонкой. Карбюратор состоит
из трех частей: крышки с рычагом и поршнем для ускорительного насоса, корпуса
поплавковой и смесительной камер и нижней чести с дроссельной заслонкой. Все три части
соединены между собой при помощи шпилек и гаек.
Игольчатый клапан 7 поплавковой камеры, расположенный'вплотную к штуцеру
топливопровода, идущего от бензинового насоса, регулирует поступление топлива в поплавковую
камеру. Запорная игла связана с поплавком 8 при помощи углового рычага. Из
поплавковой камеры топливо может поступать в главную дозирующую систему, ускорительный'
насос или в пусковой карбюратор.
Снизу, главный жиклер 20 закрыт резьбовой пробкой 21, а выход из его калиброванного
отверстия обращен к эмульсионной трубке 29, установленной в наклонном положении.
Косой срез на конце этой трубки выведен в малый диффузор; вследствие имеющегося в этом
диффузоре разрежения топливо и воздух выходят из. эмульсионной трубки и попадают'
в воздушный поток.
1 Системы с дозирующей иглой. Прим. ред.
2 Данное утверждение необоснованно. Пружину надевают на дозирующую иглу не
с целью уменьшения износа последней (наоборот, износ от этого скорее возрастает), а для;
получения более стабильного закона изменения проходного сечения жиклера при
вертикальных перемещениях иглы, так как пружина все время, прижимает дозирующую иглу
к одной и той же стенке жиклера. Прим. ред.
206

12
Фиг. 38. Карбюратор Zenith-Stromberg EEI:
1 — рычаг привода ускорительного насоса; 2 — тяга привода ускорительного насоса; 3 — шток поршня ускорительного насоса; 4 — пружина
ускорительного насоса; 5 — поршень ускорительного насоса; 6 — ось поплавка; 7 — игольчатый клапан; 8 — поплавок; 9 — шариковый
клапан; 10 — клапан обогащения смеси; // — обратный клапан; 12 — винт регулировки подачи эмульсии при холостом ходе; 13 —
дроссельная заслонка; 14 — винт регулировки минимального числа оборотов холостого хода; 15 — малый диффузор; 16 — распылитель;
17 — всасывающая трубка пускового карбюратора; 18 — корпус пускового карбюратора; 19 — топливный жиклер пускового карбюратора;
20 — главный жиклер; 21 — резьбовая пробка; 22 — воздушный жиклер главной дозирующей системы; 23 — канал для прохода эмульсии
из пускового карбюратора; 24 — отверстие для воздуха пускового карбюратора; 25 — золотник управления пусковым карбюратором;
26 — рычаг управления пусковым карбюратором; 27 — колодец пускового карбюратора; 28 — канал подвода топлива; 29 — эмульсионная
трубка; 30 — всасывающая трубка жиклера холостого ход-а; 31 — воздушный жиклер холостого хода.

Подлине эмульсионной трубки 29 в строго определенных местах просверлены
калиброванные отверстия для прохода воздуха внутрь этой трубки, поступающего через воздушный
жиклер 22. Таким образом, уже в эмульсионной трубке образуется эмульсия,состоящая из
топлива и воздуха, что облегчает распыление топлива в смесительной камере. В
карбюраторе Zenith-Stromberg, так же как и в карбюраторе Carter, используются два
диффузора.
При прикрытой дроссельной заслонке, а также при малых углах ее открытия главная
дозирующая система не может работать удовлетворительно, и поэтому на таких режимах
приготовление горючей смеси осуществляется системой холостого хода Топливо в этом
случае поступает через жиклер 31 холостого хода, имеющий всасывающую трубку 30:
добавляемый к топливу воздух поступает через воздушный жиклер 31 холостого хода. Эмульсия,
предназначенная для работы на холостом ходу, поступает из отверстий, расположенных
у дроссельной заслонки; проходное сечение одного из этих отверстий можно изменять при
помощи регулировочного винта 12. Поворотом этого винта обедняют или обогащают смесь,
предназначенную для обеспечения работы двигателя на холостом ходу.
Карбюратор Stromberg имеет поршневой ускорительный насос. Шток поршня 3
ускорительного насоса связан с дроссельной заслонкой 13 при помощи тяги 2 и рычага /; привод
устроен таким образом, что при открывании дроссельной заслонки поршень 5 перемещается
вниз При перемещении поршня вверх топливо из поплавковой камеры поступает в колодец
насоса через обратный клапан 11. При резком открытии дроссельной заслонки поршень
насоса через клапан 10 вытесняет находящееся в колодце топливо в распылитель 16, конец
которого выведен в малый диффузор; из отверстия этого распылителя струя топлива
выбрасывается прямо в воздушный поток. Изменять количество впрыскиваемого топлива и
продолжительность впрыска можно лишь путем изменения рабочей характеристики
шарикового клапана 9, котарая зависит от жесткости его пружины. Уплотнение поршня в цилиндре
достигается путем надевания на поршень кожаной манжеты. Снятие крышки карбюратора
и ее установка в рабочее положение вызывают затруднения, так как при снятии крышки
приходится извлекать из цилиндра поршень ускорительного насоса, а при обратной
установке крышки и введении поршня в цилиндр легко может быть повреждена кожаная манжета.
С ускорительным насосом объединяют также и экономайзер, так как вследствие
разрежения в насадке Вентури топливо может поступать из распылителя 16 через клапан 10.
При наличии экономайзера можно иметь главный жиклер со сравнительно небольшой
пропускной способностью и получать в то же время при работе двигателя на максимальной
мощности необходимую в этом случае обогащенную смесь.
При пуске двигателя дозировка топлива осуществляется жиклером 19, причем топливо
поступает к колодцу 27 пускового карбюратора по вертикальной всасывающей трубке 17
и каналу 28. Золотник 25 с отверстиями для топлива и воздуха 24 может быть установлен
в нужное положение при помощи рычага 26.
Карбюратор Weber типа 36 DCR. Сдвоенный карбюратор Weber 36DCR (фиг. 39)
устанавливают чаще всего на двигателях спортивных автомобилей.
Топливо из поплавковой камеры поступает по имеющимся для этого каналам в главную
дозирующую систему, систему холостого хода, колодец пускового карбюратора и колодец
ускорительного насоса. Поршень 11 ускорительного насоса засасывает топливо через
обратный клапан 12 в колодец ускорительного насоса; поршень 11 посредством рычага и тяги связан
с дроссельной заслонкой. При резком открытии дроссельной заслонки топливо через жиклер 2
ускорительного насоса и распылитель в малом диффузоре 3 впрыскивается в смесительную
камеру. Пусковой карбюратор встроен во фланец основного карбюратора. В пусковом
карбюраторе к топливу добавляется воздух, засасываемый через воздушный жиклер 6, в
результате чего получается эмульсия, поступающая во впускной трубопровод через конический
клапан 7 и образующая богатую смесь.
Топливо из поплавковой камеры, пройдя через главный жиклер 25, прижимаемый к своему
посадочному месту пружиной 26, поступает в наклонный канал, в верхней части которого
находится эмульсионная трубка 21. В этой трубке происходит первое соприкосновение
топлива с воздухом, поступающим через воздушный жиклер 30 и предотвращающим
образование чрезмерно богатой смеси при больших нагрузках двигателя. Топливо или эмульсия
выводится по трубке 19 в малый диффузор 3. Система холостого хода рассматриваемого
карбюратора ничем не отличается от систем, описанных выше.
Чистка жиклеров в карбюраторе Weber 36 DCR менее удобна, чем в карбюраторе
Weber 22 DRS (фиг. 40), который имеет жиклеры с всасывающими трубками, проходящими
через крышку карбюратора, что позволяет легко их извлекать. Одинарный карбюратор
Weber 22 DCR,с падающим потоком рассчитан для двигателя с рабочим объемом до 1,5 л.
Карбюратор Weber 22 DRS не имеет ускорительного насоса. Топливо поступает в
поплавковую камеру 11 чарез игольчатый клапан 7 с запорной иглой 8, а из поплавковой камеры —
к главному жиклеру 12. Оттуда топливо проходит в эмульсионную трубку 15 и смешивается
с воздухом, поступающим через отверстия 14; образовавшаяся эмульсия подается по трубке
в самое узкое место диффузора 22. Истечение эмульсии из трубки 15 происходит вследствие
разрежения в диффузоре 22. Дозирование воздуха, поступающего в эмульсионную трубку,
осуществляется при помощи воздушного жиклера /. Топливо в жиклер 13 холостого хода
поступает из эмульсионной трубки 15, а воздух, необходимый для образования эмульсии,
предназначенной для работы на холостом ходу, подается через воздушное отверстие 21.
Эта эмульсия проходит по каналам 23 и 20 и выходит из отверстий 19 и 18, причем
проходное сечение отверстия 18 можно изменять при помощи регулировочного винта 17.
208

16
to
Фиг. 39. Сдвоенный карбюратор Weber 36 DCR с падающим потоком:
/ — пружина, фиксирующая положение жиклера ускорительного насоса; 2 — жиклер
ускорительного насоса; 3 — малый диффузор; 4 и 12 — обратные клапаны;
5—дроссельная заслонка; 6 — воздушный жиклер пускового карбюратора; 7 — клапан управления
пусковым карбюратором; 8—фланец карбюратора; 9 — пружина; 10 — винт регулировки
подачи эмульсии холостого хода; 11 — поршень ускорительного насоса; 13 — пробка-
держатель главного жиклера; 14 — запорная игла; 15 — корпус карбюратора; 16 —
поплавок; 17, 24 и 29 — резьбовые пробки; 18— крышка карбюратора; 19 —трубка
отбора эмульсии; 20 — болт крепления диффузора; 21 — эмульсионная трубка;
22—диффузор; 23 — привод пускового карбюратора; 25 — главный жиклер; 26 — пружина,
фиксирующая положение главного жиклера; 27 — штуцер топливопровода, идущего от
бензинового насоса; 28 — подшипник оси рычага поплавка; 30 — воздушный жиклер
главной дозирующей системы; 31 — место присоединения воздухоочистителя.
Бюссиен 644
209

Карбюратор S. U. Английский карбюратор S. U. устанавливают на двигателях таких
автомобилей английского производства, как, например, Jaguar, Morris и Rover.
Карбюратор S. U. (фиг. 41, а) представляет собой карбюратор с горизонтальным потоком.
Трубка с жиклером 10 расположена под самым узким местом диффузора 9\ в этом же месте
через диффузор проходит дозирующая игла 6\ которая в зависимости от своего положения
изменяет проходное сечение жиклера 10. Положение иглы зависит от интенсивности
воздушного потока в диффузоре. Автоматическое изменение положения дозирующей иглы
осуществляется при помощи поршня 3, который в опущенном положении уменьшает проходное
сечение диффузора. Нажимная пружина 5 и пневматический амортизатор 6 стремятся
удерживать поршень 3 в крайнем нижнем положении. Вследствие такого устройства один и тот же
жиклер 10 может осуществлять как дозирование малого количества топлива (как, напри-
Фиг. 40. Карбюратор Weber 22 DRS с падающим потоком:
/ — воздушный жиклер главной дозирующей системы; 2 — отверстие для прохода воздуха; 3 — пробка-
держатель жиклера холостого хода: 4 — пробка-держатель главного жиклера; 5 — отверстие,
соединяющее поплавковую камеру с атмосферой; о — сетчатый фильтр для топлива; 7 — игольчатый клапан;
8 — запорная игла;Р — ось рычага поплавка; 10 — поплавок; 11 — поплавковая камера; 12 — главный
жиклер; 13 — жиклер холостого хода с всасывающей трубкой; 14 — отверстия в эмульсионной трубке;
15 — эмульсионная трубка; 16 — дроссельная заслонка; 17 — винт регулировки подачи эмульсии при
холостом ходе; 18 и 19 — отверстия для выхода эмульсии при холостом ходе; 20 — канал для прохода
эмульсии при холостом ходе; 21 — отверстие для подвода воздуха, предназначенного для образования
эмульсии при холостом ходе; 22 — диффузор; 23 — канал для выхода эмульсии главной дозирующей
системы; 24 — отверстие для прохода эмульсии при холостом ходе.
мер, при работе на холостом ходу), так и дозирование относительно большого количества
топлива при работе двигателя со средней и полной нагрузками. Минимальное число
оборотов двигателя при* работе на холостом ходу можно регулировать при помощи винта 2.
Как видно из фиг. 41, б, обеднение или обогащение смеси холостого хода осуществляется
поворотом винта 15, который при помощи рычага 17 и тяги 18 нажимает на рычаг 12 и тем
самым перемещает жиклер 10 (фиг. 41, а) в вертикальной плоскости, изменяя его
положение по отношению к воздушному потоку в диффузоре и по отношению к дозирующей
игле. При открывании дроссельной заслонки 1 разрежение в диффузоре увеличивается.
Через канал в поршне 3 разрежение передается в полость над поршнем, что дает
возможность преодолеть сопротивление пружины 5 и пневматического амортизатора 6 и переместиться
поршню 3 вверх. При этом поршень 3 увеличивает проходное сечение диффузора и в то же
время тянет за собой коническую дозирующую иглу 8, увеличивая тем самым проходное
сечение жиклера 10. Дополнительное обеднение смеси может быть достигнуто* приведением
в действие рычага 12. При перемещении жиклера 10 вверх, так же как и при регулировке
качества смеси холостого хода, проходное сечение жиклера уменьшается. Топливо,
поступающее из поплавковой камеры в трубку с жиклером 10, предварительно проходит через главный
жиклер 19 (фиг. 41, б). Отверстие со штуцером 14 (фиг. 41, а) предназначено для
присоединения трубки привода вакуум-регулятора.
Пусковой карбюратор показан на фиг. 41, г. Топливо из поплавковой камеры 37
поступает в колодец пускового карбюратора через распределительную пробку 38. Дозирование
поступающего из поплавковой камеры топлива осуществляется топливным жиклером 29,
проходное сечение которого можно точно отрегулировать подъемом или опусканием
дозирующей иглы 33 (после окончания регулировки игла фиксируется в соответствующем
положении). Через отверстие 32 к топливу добавляется воздух. Пусковой карбюратор начинает
работать после открытия пластинчатого клапана 27. Клапан 27 открывается при
пропускании тока по обмотке катушки 24. Смесь, приготовленная пусковым карбюратором,
поступает во впускной трубопровод двигателя по отдельной трубке.
210

Фиг. 41. Карбюратор S. U. с горизонтальным потоком:
/ — дроссельная заслонка; 2 — винт регулировки
минимального числа оборотов холостого хода; 3 — поршень
управления; 4 — цилиндр управления; 5 — нажимная
пружина; 6 — амортизатор; 7 — фиксатор дозирующей иглы;
8 — дозирующая игла; 9 — диффузор; 10 — жиклер с
переменным проходным сечением; // и 12 — рычаги механизма
перемещения жиклера с переменным проходным сечением;
13 — пружина; 14 — штуцер для присоединения привода
вакуум-регулятора; 15 ~- винт регулировки подачи
эмульсии при холостом ходе; 16 — ось дроссельной заслонки; 17 — передаточный рычаг; 18— соединительная тяга; 19 — главный жиклер; 20 — рычаг поплавка; 21 —
запорная игла; 22 — поплавок; 23 — клеммы катушки; 24 — катушка с обмоткой; 25 — сердечник; 26 — шарик; 27 — запорный клапан; 28 — корпус пускового
карбюратора; 29 — топливный жиклер пускового карбюратора; 30 —колодец пускового карбюратора"; 31 — корпус карбюратора; 32 — отверстие для подвода воздуха
к пусковому карбюратору; 33—-коническая дозирующая игла; 34 — установочная пружина; 35 — кольцо-ограничитель; 35 — регулировочный винт; 37—
поплавковая камера; 38 — распределительная пробка.

Ё карбюраторах с падающим потоком, работающих по такому же принципу, поршень '6
(фиг. 41, а) перемещается в горизонтальной плоскости. В этом случае проходное сечение
диффузора уменьшается не вследствие опускания поршня 3 под действием силы тяжести,
как это происходит в карбюраторе с
горизонтальным потоком, а вследствие
перемещения поршня 3 в горизонтальной
плоскости под действием специальной
пружины 1.
Карбюратор S. U. является
единственным автомобильным карбюратором,
f котором проходное сечение для
воздуха изменяется не только при помощи
дроссельной заслонки, но еще и особым
автоматическим устройством.
Карбюратор S. U. несколько сходен с
мотоциклетными карбюраторами, имеющими
золотник, изменяющий проходное сечение
для воздуха.
Карбюратор Rochester. Сдвоенный
карбюратор Rochester с падающим
потоком (фиг. 42) смонтирован в
герметизированном корпусе-оболочке; поступающий
в него воздух по пути в диффузор, где
происходит смесеобразование, обдувает
стенки поплавковой камеры, чем
достигается ее охлаждение. Нижняя часть
карбюратора с находящейся в ней
дроссельной заслонкой прикреплена к фланцу
впускного трубопровода двигателя без
особой теплоизоляции, что предохраняет
ее от переохлаждения и возможного
обледенения. Вследствие бокового
расположения патрубка, через который
поступает воздух, можно устанавливать
воздухоочиститель больших размеров без
увеличения высоты двигателя. Помимо
главной дозирующей системы, карбюратор
имеет систему холостого хода,
экономайзер, ускорительный насос с механическим
приводом и воздушную заслонку с
автоматическим управлением.
На фиг. 43 показана поплавковая камера с игольчатым клапаном и поплавковым
механизмом. На входе в карбюратор топливо проходит через кольцевой сетчатый фильтр, а затем,
пройдя через игольчатый клапан, поступает в поплавковую камеру. Постоянный уровень
Фиг. 42. Сдвоенный карбюратор Rochester
с падающим потоком:
/ — болты крепления крышки к корпусу
карбюратора; 2 — рычаг ускорительного насоса; 3 — тяга
ускорительного насоса; 4 — тяга, соединяющая
воздушную заслонку с дроссельной заслонкой; 5
—рычаг с винтом регулировки числа оборотов
ускоренного холостого хода; 6—рычаг дроссельной заслонки;
7 — винт регулировки числа оборотов ускоренного
холостого хода; 8—винт регулировки минимального
числа оборотов холостого хода; 9 — болты
крепления корпуса поплавковой камеры к крышке
карбюратора; 10 — механизм автоматического управления
воздушной заслонкой; // — противовес воздушной
заслонки.
Фиг. 43. Поплавковая камера сдвоенного карбюратора Rochester с
падающим потоком:
/ — поплавок; 2 — игольчатый клапан; 3 — рычажок для крепления пружины:
4 — пружина.
топлива в поплавковой камере поддерживается при помощи поплавкового механизма.
Поплавок соединен с длинным рычагом, вследствие чего увеличивается сила нажатия на
запорную иглу. Точка соприкосновения иглы с оычагом поплавка расположена на оси
* В карбюраторе с горизонтальным потоком сила веса также оказывается недостаточной
для перемещения вниз поршня 3, и в дополнение к ней приходится устанавливать нажимную
пружину 5. Прим. ред.
212

поплавка. Так как пружина соединена с рычагом поплавка, то запорная игла не отрывается
от седла при вибрациях и тряске во время движения автомобиля.
Схема, изображенная на фиг. 44, поясняет процесс смесеобразования при холостом
ходе. Кроме того, по фиг. 44 можно представить, каким образом корпус карбюратора
прикреплен к крышке корпуса-оболочки и каково устройство самого корпуса-оболочки. Топливо
под действием разрежения во впускном трубопроводе вытекает из поплавковой камеры через
главный жиклер 3 и поступает к всасывающей трубке 9 с жиклером холостого хода,
расположенным в нижней части этой трубки. При поступлении в канал, просверленный в крышке
корпуса-оболочки, к топливу через отверстия 6 и 7 добавляется воздух; таким образом,
образование эмульсии холостого хода происходит в два приема. Эмульси»я по каналу в крышке
корпуса-оболочки проходит к месту установки
дроссельной заслонки, откуда она попадает
в нижнюю часть смесительной камеры
карбюратора и, смешавшись с проходящим через
смесительную камеру воздухом, образует смесь,
которая и поступает во впускной трубопровод
двигателя. Количество эмульсии, подаваемой
в смесительную камеру, можно изменять при
помощи регулировочного винта. Верхнее
выходное отверстие 13 служит для выхода эмульсии
Фиг. 44. Схема карбюратора Rochester:
1 — канал, по которому передается
разрежение; 2 — клапан экономайзера; 3 —
главный жиклер; 4 — диафрагма экономайзера
с пневматическим приводом; 5 — отверстие
для выхода эмульсии; 6 — отверстие для
прохода воздуха с отражательной пластинкой,
препятствующей попаданию эмульсии в
поплавковую камеру; 7 — отверстие для подвода
воздуха в канал холостого хода; 8 —
эмульсионная трубка; 9 — всасывающая трубка
с жиклером холостого хода; 10 — жиклер
экономайзера; 11 — дроссельная заслонка;
12 — отверстия для выхода эмульсии
холостого хода.
Фиг. 45. Ускорительный насос карбюратора
Rochester.
при некотором (небольшем) открытии дроссельной заслонки 11, чем улучшается переход
от холостого хода к нагрузочным режимам двигателя.
Начиная с определенного угла открытия дроссельной заслонки, вместо системы
холостого хода в действие вступает главная дозирующая система. Смесеобразование происходит
в насадке Вентури, изображенном на фиг. 44 штриховой линией. При средних нагрузках
двигателя топливо поступает лишь из главного жиклера 3. Ъ эмульсионной трубке 8 к этому
топливу через четыре отверстия примешивается воздух, поступающий через отверстие 6.
Приготовленная таким образом эмульсия через отверстие 5 выходит в смесительную камеру
карбюратора и, смешавшись с проходящим через нее воздушным потоком, поступает во
впускной трубопровод двигателя. Главная дозирующая система приготовляет на всем
диапазоне частичных нагрузок горючую смесь одного и того же состава.
Обогащение смеси при больших углах открытия дроссельной заслонки достигается
дополнительной подачей топлива через клапан 2 экономайзера и отверстие 12. При
значительном разрежении за дроссельной заслонкой это разрежение передается по каналу 1
в полость над диафрагмой 4 и заставляет диафрагму выгибаться вверх; при этом диафрагма,
преодолевая сопротивление пружины, тянет за собой шток. Наконечник штока отходит
от клапана 2, и этот клапан закрывается. При увеличении угла открытия дроссельной
заслонки разрежение за ней уменьшается. Пружина оказывается в состоянии вызвать
опускание штока (диафрагма при этом прогибается вниз). Наконечник штока нажимает на
клапан 2 и открывает его, в результате чего происходит обогащение смеси. То же происходит
при разгоне автомобиля, так как разгон связан с увеличением угла открытия дроссельной
заслонки, а это вызывает уменьшение разрежения за ней и, следовательно, в канале /.
Как только разрежение за дроссельной заслонкой начинает увеличиваться, клапан 2 вновь
закрывается, и двигатель работает на экономичной обедненной смеси.
Кратковременное обогащение смеси достигается при помощи ускорительного насоса
(фиг. 45), механически связанного с дроссельной заслонкой. Насос смонтирован на наружной
стороне дна поплавковой камеры. При самом незначительном изменении положения педали
213

управления дроссельной заслонкой шестерня, находящаяся в зацеплении с зубчатой рейкой,
вызывает перемещение диафрагмы 6. При ходе всасывания топливо через сетчатый фильтр 4
и обратный клапан 3 поступает в полость ускорительного насоса. Для обеспечения белее мягкой
работы ускорительного насоса в нем установлена коническая пружина 7.
При ходе нагнетания топливо по каналу 2 через игольчатый клапан 1 поступает в
распылитель 5 и впрыскивается в смесительную камеру. Специальная пластинка,
установленная на конце распылителя, направляет впрыскиваемое топливо в нужном направлении при
малой скорости воздушного потока.
В карбюраторе Rochester в качестве пускового устройства используется автоматическая
воздушная заслонка. Управление заслонкой осуществляется при помещи биметаллической
спиральной пружины и вакуум-поршня. Положение воздушной заслонки зависит от
температуры выпускного трубопровода и разрежения под вакуум-поршнем. После пуска
двигателя вакуум-поршень, двигаясь вниз, приоткрывает воздушную заслонку, преодолевая
сопротивление биметаллической пружины; по мере увеличения температуры выпускного
трубопровода биметаллическая пружина свивается, ее противодействие ослабевает, и
воздушная заслонка открывается полностью.
ПОДВОД ВОЗДУХА И ЕГО ОЧИСТКА (ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛИ)
Общие положения
Автомобильный двигатель на 1 л израсходованного топлива потребляет
10 000 л (10 м3) воздуха. При среднем содержании пыли в воздухе 0,001 г/ж3
(примерно такое количество пыли содержится в воздухе в летнее время на
асфальтированных шоссе и автострадах) в двигатель с рабочим объемом 2 л
при пробеге автомобилем 100 км попало бы 0,12 г пыли.
При эксплуатации автомобилей по проселочным дорогам, в
каменоломнях и в сельском хозяйстве, где содержание пыли в воздухе доходит до
0,2 г/м3 в двигатель с рабочим объемом 2 л при пробеге 100 км вместе в
воздухом попадает 26 г пыли. Так как в пыли обыкновенно содержатся частииы
кварца, обладающие очень большой твердостью и вызывающие при
попадании их в масло особенно интенсивный износ деталей двигателя, то ясно,
что во всех случаях необходимо проявлять заботу о тщательной очистке
воздуха перед .его поступлением в двигатель.
Таким образом, назначением воздухоочистителя является
осуществление возможно более полной очистки поступающего в двигатель воздуха
от содержащейся в нем пыли; при этом сопротивление воздухоочистителя
должно быть минимальным, так как в противном случае его установка
приведет к ухудшению наполнения цилиндров и падению мощности двигателя.
При чистом воздухоочистителе и при работе двигателя на номинальном
режиме сопротивление воздухоочистителя в зависимости от его конструкции
составляет 50—150 мм вод. ст. В случае сильного загрязнения
воздухоочистителя его сопротивление может возрасти до 300 мм вод. ст. и больше.
Размеры воздухоочистителя зависят от его пропускной способности,
которая, в свою очередь, определяется размерами двигателя.
Воздухоочиститель устанавливают на двигатель с таким расчетом, чтобы отбор воздуха
происходил в зоне с возможно меньшим содержанием пыли, и, кроме того,
чтобы воздухоочиститель был как можно лучше защищен от попадания
в него воды (при мойке автомобиля и в случае дождя).
В тракторах (особенно используемых в сельском хозяйстве) отбор
воздуха осуществляется через вертикальные трубки из слоев, находящихся
сравнительно высоко над поверхностью земли.
В легковых автомобилях с воздухоочистителем объединяют глушитель
шума впуска, назначение которого заключается в глушении неприятного
шума, получающегося при засасывании воздуха и при прохождении потока
смеси через впускную систему.
Шум, возникающий при засасывании воздуха-в карбюратор и
вызывающий гудение во впускном трубопроводе, глушится путем установки труб,
которые многократно изменяют направление движения воздушного потока
и воздухоочистителей. Глушитель шума впуска для каждого типа двигателя
приходится подбирать на основании результатов испытаний. Глушители
214

шума впуска в сочетании с воздухоочистителем в большинстве случаев
образуют полость, представляющую собой длинную трубу, проходя по которой,
воздух несколько раз меняет направление своего движения В результате
прохождения воздуха через такой лабиринт и достигается глушение шума
впуска.
Параметры воздухоочистителя, предназначенного для установки на
двигатель данного типа, должны быть обязательно уточнены путем
проведения соответствующих испытаний. Размеры и конструкция
воздухоочистителя оказывают особенно большое влияние на мощность и экономичность
двухтактных двигателей. Однако и к подбору воздухоочистителей для
четырехтактных двигателей следует относиться с большим вниманием, так как
даже при одном и том же сопротивлении воздухоочистители, вызывающие
различный характер движения воздуха перед его поступлением в
смесительную камеру карбюратора, могут оказывать различное влияние на мощность
и особенно на экономичность двигателя. Следует упомянуть также о том,
что при установлении размеров воздухоочистителя необходимо учитывать
и число цилиндров двигателя г. Так, на одно-, двух- и трехцилиндровые
двигатели приходится (при прочих равных условиях) устанавливать
воздухоочистители более крупных размеров, чем это следовало бы делать на
основании количества потребляемого ими воздуха. Такое положение объясняется
тем, что вследствие пульсаций воздушного потока в двигателях с малым
числом цилиндров скорость воздуха в воздухоочистителе оказывается более
высокой, чем она должна была бы быть, если учитывать только расход
воздуха двигателем.
Типы воздухоочистителей
Сухие воздухоочистители. Как следует из самого названия, в
воздухоочистителях этого типа очистка воздуха от содержащейся в них пыли
осуществляется без участия какой-либо жидкой среды. В качестве
фильтрующего элемента в этом случае используется войлок или другие ткани.
Воздухоочистители с войлочными фильтрующими
элементами не пригодны для двухтактных
двигателей и других двигателей со
значительной пульсацией воздушного потока,
а также в тех случаях, когда
воздухоочиститель подвержен вибрации и сильным
сотрясениям, так как в подобных условиях пыль
может проникнуть через войлок.
На фиг. 46 показан воздухоочиститель с
войлочным фильтрующим элементом конической формы
'фирмы Mann & Hummel. Войлочный фильтрующий
элемент вделан в металлический кожух. Воздух,
засасываемый в двигатель, проходит сквозь войлок,
причем пыль оседает на наружной поверхности
фильтрующего элемента. фиг. 46. Воздухоочиститель
После определенного пробега автомобиля стано- с войлочным фильтрующим элемен-
вится необходимой очистка фильтрующего элемента, том> выполненным в виде конуса.
так как к этому времени степень очистки воздуха
понижается, а сопротивление фильтра увеличивается.
При фильтрующих элементах, вделанных в металлический кожух, очистка элемента
производится промыванием его в бензине, а при элементах, которые могут быть вынуты из
кожуха, — путем вытряхивания пыли. Воздухоочистители описанного типа обеспечивают
„довольно высокую степень очистки воздуха; однако следует иметь в виду, что их
фильтрующие элементы должны быть относительно большого размера, так как лишь в этом случае
.можно в достаточной мере снижать сопротивление воздухоочистителя.
Мокрые воздухоочистители. В таких воздухоочистителях фильтрующий
элемент представляет собой металлическую сетку, выполненную из тонких
1 При одном и том же рабочем объеме двигателя. Прим. ред.
215

плоских проволок. Сетка изготовляется на специальных машинах.
Металлическая набивка смачивается маслом. Воздушный поток проходит через
густую металлическую сетку, разбивается на большое число воздушных
струй, вследствие чего получается большая поверхность соприкосновения
воздуха с проволокой сетки, смоченной маслом. Пыль прилипает к
проволочной сетке, задерживается и скапливается в набивке
воздухоочистителя.
В других случаях фильтрующий элемент состоит из тонких
металлических пластин, расположенных одна над другой с небольшими просветами
между ними. Пластины имеют многочисленные маленькие отверстия
продолговатой или какой-либо другой формы, причем отверстия не находятся
одно против другого, и поэтому воздух как бы проходит через лабиринт.
Такие фильтрующие элементы также смачивают маслом и работают они
таким же образом, как и фильтрующие элементы с металлической
сеткой.
Очищают мокрые воздухоочистители тщательным промыванием в
бензине или керосине. После этого их слегка смачивают возможно более
жидким маслом, и они вновь становятся пригодными для дальнейшей
работы. Слишком обильное смачивание маслом ухудшает работу
воздухоочистителя.
Два мокрых воздухоочистителя показаны на фиг. 47. На фиг. 48 показан мокрый
воздухоочиститель с глушителем шума впуска. Фильтрующий элемент этого воздухоочистителя можно
легко вынимать для промывки. Свободное пространство над фильтрующим элементом и под
ним, а также воздухозасасывающая труба служат для глушения шума впуска.
Исследования фирмы Mann & Hummel показали, что фильтрующий элемент такого типа
не следует располагать таким образом, как это показано на фиг. 47 (справа), так, чтобы
воздух просасывался сверху вниз. В этом случае пыль, скопившаяся в фильтрующем эле-
менте, при тряске автомобиля проваливается вниз и попадает в двигатель.
Так как с увеличением количества скопившейся в фильтрующем
элементе пыли сопротивление воздухоочистителя быстро возрастает, что влечет
за собой падение мощности двигателя, а степень очистки после скопления
в набивке определенного количества пыли начинает резко падать (см.
фиг. 52), то мокрые воздухоочистители целесообразно использовать лишь
на автомобилях, эксплуатируемых в нормальных дорожных условиях.
При эксплуатации в условиях большой запыленности воздуха необходима
или очень часто промывать фильтрующий элемент, или заменить мокрый
воздухоочиститель фильтром другого типа.
Воздухоочиститель с масляной ванной. Принцип работы
воздухоочистителя такого типа основан на том, что засасываемый воздух подхватывает
частицы масла из масляной ванны, в результате чего набивка фильтрующего*
элемента промывается маслом и очищается от скопившейся в ней пыли;
в процессе работы воздухоочистителя. Таким образом, пыль смачивается
маслом и оседает в виде шлама на дне воздухоочистителя. Для очистки
воздухоочистителя в рассматриваемом случае достаточно сменить масло
в масляной ванне.
На фиг. 49 дан разрез воздухоочистителя с масляной ванной фирмы Mann & Hummef.
Воздух засасывается в кольцевую щель между крышкой 2 и кожухом 8 воздухоочистителя;
и проходит через кольцевое пространство между фильтрующим элементом 5 и стенкой корпуса,
в результате чего он входит в соприкосновение с масляной ванной 9. При этом часть пыли
прилипает к поверхности масла и задерживается им. В то же время фильтрующий элемент,,
осуществляющий окончательную очистку воздуха, обильно смачивается и промывается маслом.
Очищенный воздух выходит из воздухоочистителя по центральной трубе.
На фиг. 50 показан другой воздухоочиститель с масляной ванной, предназначенный для
работы в условиях большой запыленности воздуха (например, в сельском хозяйстве).
Воздухоочиститель состоит из корпуса 5 с соединительным патрубком 2 и набивкой 4, а также из
резервуара 7 для масла, соединенного с корпусом 5 при помощи застежек 6. Воздух засасывается*
через колпак / и поступает через центральную трубу 3 непосредственно в масляную ванну,.
где происходит его предварительная очистка. В масляной ванне воздух резко меняет
направление движения, поднимаясь кверху. При выходе из масляной ванны воздух захватывает^
частицы масла, которые промывают набивку 4. В верхней части набивки воздух подсушивается!
216

Фиг. 47. Мокрые воздухоочистители.
Фиг. 48. Мокрый воздухоочиститель
с глушителем шума впуска.
Уровень
масла
Фиг. 49. Воздухоочиститель с
масляной ванной:
/ — гайка-барашек; 2 — крышка кожуха;
3 — уплотнение крышки; 4 — уплотнение
набивки фильтрующего элемента;
5 — фильтрующий элемент; 6 — винт
крепления; 7 — центральная труба;
8 — кожух воздухоочистителя; 9 —
масляная ванна; 10 — место соединения с
карбюратором.
Фиг. 50. Воздухоочиститель
с масляной ванной,
предназначенный для работы в
условиях большой запыленности
воздуха.
Фиг. 51. Воздухоочиститель
с масляной ванной (Delbag).
217

и после окончательной очистки от пыли поступает в двигатель. Отделенная от воздуха пыль
скапливается в резервуаре 7 для масла.
Воздухоочиститель с масляной ванной фирмы Dellag (фиг. 51) работает таким же образом.
Воздух, поступающий в воздухоочиститель снизу, приводится во вращательное движение
неподвижными крыльчатками, нижняя часть которых погружена в масло. При этом воздух
захватывает масло из масляной ванны; частицы масла под действием центробежной силы
поднимаются вверх вдоль стенок корпуса. Вследствие этого происходит непрерывное
смачивание маслом и очистка набивки фильтрующих элементов. Фильтрующие элементы
установлены в корпусе в вертикальном положении и имеют форму, близкую к цилиндрической.
По сравнению с мокрыми воздухоочистителями воздухоочистители с
масляной ванной обеспечивают более высокую степень очистки воздуха от
пыли и сохраняют эту высокую степень очистки даже при большом
скоплении в них пыли. При работе двигателя с полной нагрузкой, степень очистки
доходит до 99%. Однако воздухоочистители с масляной ванной обладают
более высоким сопротивлением.
На фиг. 52 даны сравнительные характеристики мокрых
воздухоочистителей и воздухоочистителей с масляной ванной. На основании этих
характеристик можно сделать вывод о значительном преимуществе
воздухоочистителей с масляной ванной как в отношении сопротивления, которое по мере
увеличения количества скопившейся в воздухоочистителе пыли растет
медленнее, чем при использовании мокрого воздухоочистителя, так и в
отношении степени очистки воздуха.
Воздухоочиститель Zyklon 1. В отличие от описанных выше
воздухоочистителей, в которых пыль задерживается фильтрующими элементами, в
воздухоочистителях Zyklon пыль выбрасывается наружу под действием
центробежной силы. Воздух, поступающий в воздухоочиститель, приводится во
вращательное движение или вследствие соприкосновения с направляющими
крыльчатками или вследствие соответствующего устройства входного
отверстия. При этом частицы пыли отбрасываются к стенкам кожуха.
Специальные отражатели гасят скорость движения частиц пыли, вследствие чего эти
частицы падают вниз и скапливаются в нижней части кожуха
воздухоочистителя или же непосредственно выводятся нар ужу через специально
устроенные для этого отверстия.
Наряду с воздухоочистителями* Zyklon, в которых пыль выводится
наружу, фирма Mann & Hummel выпускает также воздухоочистители
с резервуарами для пыли, изготовленными из плексигласа.
Воздухоочистители, в которых пыль скапливается непосредственно в нижней части
кожуха, больше не выпускаются. В воздухоочистителе Zyklon никакая жид-
Кая среда не используется, и поэтому он относится к сухим
воздухоочистителям.
Недостатком воздухоочистителей Zyklon является то обстоятельство,
что обеспечиваемая ими степень очистки воздуха в большой мере зависит
от нагрузки двигателя. Степень очистки тем выше, чем выше скорость
вращательного движения воздуха. В связи с этим обычные инерционные
воздухоочистители используются в сочетании с последовательно подключенными
к ним фильтрующими элементами мокрых воздухоочистителей.
Фирма Mann & Hummel справедливо придерживается мнения, что комбинированный
воздухоочиститель (воздухоочиститель Zyklon с подключенным к нему мокрым фильтрующим
элементом) все же уступает хорошему воздухоочистителю с масляной ванной. Предпочтение
перед воздухоочистителями других типов должно лишь быть отдано комбинированному
воздухоочистителю, состоящему из воздухоочистителя Zyklon и воздухоочистителя с масляной ванной;
такая конструкция, безусловно, оправдает себя на практике и окажется экономически
выгодной (фиг. 53).
Дальнейшим развитием конструкции инерционных воздухоочистителей
являются вихревые воздухоочистители. Они относятся к числу сухих
воздухоочистителей. Вихревые воздухоочистители не надо смачивать маслом
и промывать, нужно лишь время от времени опоражнивать их от скопившейся
1 Имеется в виду инерционный воздухоочиститель. Прим. ред.
218

мм вод. ст.
160 -
О 20 40 60 80 %
Расход воздуха
к расчетной, нагрузке
80
60
UO
20
О
20 UO 60 80
/о
Ра с/од воздуха
к расчетной нагрузке
мм. вод. ст.
Количество задержанной
пыли в г
о/
/о
1 во
I во
% 20
15
Количество задержанной
пыли в г
Фиг. 52. Характеристики воздухоочистителей:
/ — воздухоочиститель с масляной ванной; 2 — мокрый воздухоочиститель хорошего и среднего
качества; 3 — мокрый воздухоочиститель низкого качества; 4 — воздухоочиститель с масляной ванной
высокого качества; 5 — мокрый воздухоочиститель высокого качества с хорошо смоченной маслом
набивкой; 6 — то же, среднего качества; 7 — то же, низкого качества; 8 — мокрый воздухоочиститель
высокого качества с хорошо смоченной маслом набивкой; 9 — то же, среднего качества; 10 — низкого
качества; 11 — воздухоочиститель с масляной ванной высокого качества; 12 — воздухоочиститель с
масляной ванной высокого качества; 13 — мокрый воздухоочиститель высокого качества; 14 — то же,
среднего качества; 15 — то же, низкого качества.
Фиг. 53. Комбинированный
воздухоочиститель состоящий
из воздухоочистителя Zyklon
и воздухоочистителя с масляной
ванной.

в них пыли. Вихревые воздухоочистители не имеют никаких движущихся
частей и не подвержены засорению, так как в них нет никаких узких
проходов для воздуха. Вследствие этого сопротивление вихревых
воздухоочистителей не зависит от времени работы и составляет при полной нагрузке
150—200 мм вод. ст. С уменьшением числа оборотов двигателя
сопротивление быстро падает, однако это не отражается на степени очистки. При
испытании вихревых воздухоочистителей обеспечиваемая ими степень очистки
воздуха достигала 99% (испытания проводились со стандартной очень
мелкой пылью). Однако вихревые воздухоочистители занимают много места,
что вызывает большие затруднения при установке их на автомобильные
двигатели.

V. ЗАЖИГАНИЕ
Назначением системы зажигания двигателя внутреннего сгорания
является воспламенение приготовленной карбюратором и поступившей
в цилиндры рабочей смеси в конце каждого хода сжатия. Для этого
необходимо, чтобы в каждом цилиндре через короткие промежутки времени
в строго определенный момент по отношению к положению поршня
проскакивала электрическая искра. В современных двигателях для зажигания
рабочей смеси используют исключительно устройства, создающие высокие
напряжения, так как только таким образом в быстроходных
многоцилиндровых двигателях может быть обеспечено получение последовательных
искр через очень короткие промежутки времени и в строго определенные
моменты по отношению к положению поршня.
Система зажигания состоит из трех основных частей: источника тока
высокого напряжения (вторичного тока), создающего импульсы высокого
напряжения и ток во вторичной цепи системы зажигания, распределителя,
подводящего этот ток к свечам зажигания соответствующих цилиндров,
и свечей зажигания, между электродами которых проскакивает
электрическая искра.
ИСКРА ЗАЖИГАНИЯ
Энергия искры. Процессы, происходящие при зажигании рабочей смеси,
являются по своей природе отчасти электрическими, а отчасти
термическими. Возникающее на электродах свечей высокое напряжение ионизирует
пространство между ними и вызывает проскакивание искры. Искра
нагревает некоторое небольшое по объему количество смеси до температуры
воспламенения, и смесь воспламеняется. Подвод тепла должен
осуществляться в течение возможно более короткого времени; количество
подводимого тепла не должно быть меньше некоторой определенной величины,
так как только в этом случае будут обеспечены условия для
самостоятельного горения смеси и для распространения пламени по всему объему камеры
сгорания. Энергия, которую нужно затратить на нагревание смеси для ее
воспламенения в случае, если ее состав близок к нормальному, очень
невелика (0,001 дж), однако при обеднении или обогащении смеси, а также
при понижении давления в камере сгорания затраты энергии быстро
увеличиваются (фиг. 1).
При наличии смеси, в которой топливо испарилось неполностью и
частично находится в жидком состоянии, как, например, при пуске
холодного двигателя, желательно иметь запас энергии искры, так как тепло,
образующееся при проскакивании искры, может быть использовано для
испарения мелких капелек топлива, находящегося вблизи электродов свечи,
и образования способной к воспламенению смеси. Современные приборы
и аппараты зажигания создают искру, обладающую энергией 0,05—0,15 дж;
магнето, как правило, создают искру с более высокой энергией, чем системы
батарейного зажигания.
221

Напряжение системы зажигания1. Напряжение, создаваемое системой
зажигания, является основным показателем, по которому можно судить
о ее работе. Для обеспечения проскакивания искры между электродами
свечей в обыкновенных автомобильных двигателях необходимо пробивное
напряжение 10 кв\ однако при неблагоприятных условиях величина
пробивного напряжения может доходить до 20 кв. Величина необходимого для
проскакивания искры пробивного напряжения зависит от следующих
факторов:
зазора между электродами и формы электродов;
материала электродов и чистоты их поверхности;
давления и температуры в камере сгорания (степень сжатия);
состава смеси и характера ее движения в камере сгорания.
Величина необходимого для
проскакивания искры
пробивного напряжения возрастает
с увеличением зазора между
электродами, повышением дав-
ПерВый__}
максимум
20-WOa
10-50ма
Головка]; х Хвост искры (10~3-10~2сек)\
искры
110'6с
Фиг. 1. Зависимость необходи- Фиг. 2. Напряжение и ток во вторичной цепи-
мой для воспламенения смеси
энергии искры от давления
в камере сгорания и от состава
смеси.
зажигания:
— искровой разряд; 2 — затухающая кривая
изменений напряжения (3 — 5 кгц)\ 3 — дуга.
ления и обеднением смеси и уменьшается с повышением температуры.
Вследствие этого при пуске холодного двигателя на бедной смеси необходима
особо высокое пробивное напряжение. При наличии заостренных
электродов необходимое пробивное напряжение меньше, чем при тупых электродах.
В процессе эксплуатации острия электродов вследствие их обгорания
постепенно затупляются и зазор между ними увеличивается; в результате
этого величина пробивного напряжения возрастает.
Характеристика искры зажигания. Аппараты, применяемые для
получения тока высокого напряжения (вторичного тока), создают напряжение,
изменяющееся по затухающей кривой; при этом первая полуволна дает
в зависимости от числа оборотов вала двигателя и характера работы
источника тока максимум напряжения 15—25 кв (фиг. 2). Вторичный ток
подводится к свечам по проводам высокого напряжения. При подключенных
свечах возникают затухающие колебания напряжения, характеризующиеся
1 Имеется в виду высокое напряжение. Прим. ред.
222

первой частью полуволны, так как в момент, когда напряжение достигает
определенной величины, происходит проскакивание искры, и напряжение
падает.
С момента начала нарастания напряжения до момента •проскакивания искры проходит
некоторое время, и возникает вопрос о том, какое запаздывание проскакивания искры может
возникнуть в связи с этим при высоких числах оборотов. Скорость нарастания напряжения
первой полуволны составляет 200—400 млн. в в 1 сек. При 4000 сб/мин коленчатого вала и
пробивном напряжении 5 кё (при высоких числах оборотов величина пробивного напряжения
невелика) запаздывание в проскакивании искры составляет 10—20 мксек, что вызывает
смещение момента зажигания в сторону запаздывания всего лишь на 0,3—0,6° (по углу поворота
коленчатого вала); при более низких числах оборотов это запаздывание будет гораздо меньше.
Искра зажигания (искровой разряд) состоит из двух резко различных
по своему характеру частей: емкостной части, или головки, и индуктивной
части, или хвоста. Головка представляет собой высокочастотный
колебательный разряд (~107 гц) с большим
током и очень малой
продолжительностью. Хвост представляет собой дугу
со значительно меньшим током, но
с гораздо большей
продолжительностью. Хвост создается вследствие
оставшейся в источнике тока
высокого напряжения после емкостного
0,2 0,3 О,Ь
Время
0,6 мсек
Фиг. 3. Напряжение во вторичной цепи при
шунтирующем сопротивлении 0,2 мгом.
разряда магнитной энергии. Искру
с ярко выраженным хвостом, так
называемую «жирную искру», можно
узнать по красноватому ореолу
вокруг белой сердцевины искры. Дуге соответствует частота затухающих
колебаний напряжения в первичной цепи зажигания (3—5 кгц).
При хорошо приготовленной рабочей смеси зажигание обеспечивается
одной головкой, и хвост искры не оказывает влияния на процесс сгорания.
При недостаточно однородной рабочей смеси может случиться, что в течение
весьма короткого времени проскакивания головки искры на ее коротком
пути не окажется ни одной частички топлива; в этом случае остается
рассчитывать на то, что зажигание смеси будет осуществлено хвостом искры,
проскакивающим в течение гораздо более длительного времени. Вследствие
этого в двигателях с непосредственным впрыском топлива (двигатель Hessel-
man), в которых очень сильно колеблется степень однородности смеси и
в момент проскакивания искры вследствие интенсивных вихрей вблизи
электродов свечей иногда может не оказаться способной к воспламенению
смеси, необходимо иметь искру с особенно большой продолжительностью
проскакивания.
В двигателе между электродами свечей в большинстве случаев при
каждом разряде проскакивает не единичная искра, а скорее ряд быстро
следующих друг за другом одиночных искр, так как дуга хвоста искры многократно
гасится интенсивными вихрями смеси.
Утечки и емкостная нагрузка. В эксплуатации на изоляторах свечей
иногда скапливается влага (вода, конденсирующиеся водяные пары), а на
находящейся в камере сгорания части свечи образуется нагар; как влага,
так и нагар создают новые, параллельные искровому промежутку пути
для тока. Такие шунты представляют собой омическую нагрузку. Величина
сопротивления таких шунтов может составлять несколько мгом; однако
она может понижаться до 100 000 ом. Вследствие наличия шунта с малым
сопротивлением затухающая кривая колебаний напряжения (фиг. 2) может
стать апериодической (фиг. 3) и, главное, может значительно снизиться
максимальная величина напряжения. Если для уменьшения помех
радиоприему в системе зажигания используются экранированные провода,
представляющие собой емкостную нагрузку, то это тоже влечет за собой
снижение максимальной величины напряжения. Для борьбы с этими вредными
223

ата
10
о
•
? /
v,
л
\
, \
\ ч
.>
\
\
2
«m
3
/
В м.т
*Фиг. 4. Момент зажигания и давление
в процессе сгорания:
/ — слишком раннее зажигание; 2 —
оптимальный момент зажигания; 3 — слишком
позднее зажигание; 4 — момент зажигания.
-явлениями заранее рассчитывают систему зажигания таким образом, чтобы
иметь достаточный запас как напряжения, так и энергии искры.
Увеличение емкости вторичной цепи зажигания вследствие
использования экранированных проводов влечет за собой увеличение тока в головке
искры. Это, в свою очередь, приводит к такому отрицательном^ явлению,
как усиление обгорания электродов свечей. Ток головки искры и обгорание
электродов можно уменьшить путем включения перед свечой сопротивления
в несколько тысяч омов.
МОМЕНТ ЗАЖИГАНИЯ
Для рационального сгорания рабочей смеси, большое значение имеет
момент проскакивания искры между электродами свечи, т. е. момент
зажигания. Обычно принято относить
момент зажигания к положению
коленчатого вала и выражать его в градусах
поворота коленчатого вала. В
зависимости от того, проскакивает ли искра
до прохождения поршнем в. м. т. или
после этого, происходит опережение
или запаздывание зажигания.
Сгорание и момент зажигания.
Мощность, развиваемая двигателем,
определяется характером сгорания рабочей
смеси в его цилиндрах, точнее законом
изменения во времени давления в
цилиндрах. Для того чтобы возможно
большая, часть энергии сгорания была
превращена в полезную работу,
необходимо, чтобы давление сгорания
достигало своего максимума вскоре после
прохождения поршнем в. м. т. Для распространения фронта пламени от
места воспламенения вблизи свечи зажигания по всей камере сгорания
необходимо некоторое время. Вследствие этого зажигание смеси должно
осуществляться заблаговременно, еще до окончания такта сжатия (фиг. 4).
При слишком позднем зажигании давление оказывается слишком низким
и значительная часть смеси сгорает уже в конце такта расширения;
следствием такого положения являются падение мощности и перегрев двигателя.
Если зажигание смеси осуществляется слишком рано, то давление
достигает максимума еще перед прохождением поршнем в. м. т. и оказывает на
поршень обратное давление; следствием этого также являются падение
мощности и перегрев двигателя.
Оптимальный момент зажигания. Выбор момента зажигания зависит
от формы и объема камеры сгорания, места проскакивания искры, числа
оборотов двигателя и состава рабочей смеси. Вследствие этого величина
оптимального угла опережения зажигания оказывается различной для
двигателей разных типов; кроме того, эта величина изменяется в зависимости
от режима работы двигателя. При большом числе оборотов двигателя
опережение зажигания должно быть больше, чем при малом; поэтому
приходится увеличивать угол опережения зажигания (выраженный в градусах
угла поворота коленчатого вала), так как скорость сгорания почти не
изменяется. При средней нагрузке двигателя в цилиндры поступает меньше
рабочей смеси, чем при полной; плотность смеси и давление в конце хода
сжатия оказываются меньшими, и смесь сгорает медленнее; вследствие
этого при работе двигателя на частичных нагрузках необходимо иметь
больший угол опережения зажигания, чем при работе с полной нагрузкой.
Изменение угла опережения зажигания в зависимости от режима работы
двигателя осуществляется с помощью специальных автоматических
устройств.
224

I
Оптимальный момент зажигания (фиг. 5) обеспечивается:
а) при работе двигателя на режиме полной нагрузки — автоматическим
центробежным регулятором, который для каждого данного числа оборотов
двигателя устанавливает оптимальный (для полной нагрузки) • угол
опережения зажигания;
б) в зависимости от частичной с*. град__
нагрузки — автоматическим
вакуумным регулятором, который
работает совместно с
центробежным регулятором и в сочетании
с ним устанавливает оптимальный
угол опережения зажигания на
частичных нагрузках.
Ручной привод изменения угла
опережения зажигания в
настоящее время сохранился лишь в
стационарных двигателях,
работающих в течение продолжительного
времени при постоянном числе
оборотов и с постоянной
нагрузкой, и в двигателях гоночных
автомобилей.
30
20
10
(
L
у
I
Е
Ч
1000
2000 3000 п об/мин.
Фиг. 5. Изменение угла опережения зажигания
(в градусах угла поворота ксленчатсго вала)
при работе двигателя с полной, и частичной
нагрузками:
/ — дополнительное изменение угла опережения
зажигания при работе двигателя с частичной нагрузкой;
// — изменение угла опережения зажигания при
работе двигателя с полной нагрузкой.
Определение желаемой характеристики автоматических устройств для изменения угла
опережения зажигания
1. Изменение угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов при работе
двигателя с полной нагрузкой.
Двигатель испытывают на стенде с тормозным устройством. При постоянном числе
оборотов изменяют момент зажигания и измеряют при этом мощность двигателя (фиг. 6).
U000о6/Мин.
fMUH
2500
Потери 20
мощности А
О 10 20 30 U 0 град
Угол
опережения зажигания
Фиг. 6. Регулировочная характеристика
двигателя при его испытаниях на
тормозном стенде:
О — оптимальный угол опережения
зажигания; X — начало детонации.
1500
2_500о5/тн
О 10 20 30 ЬО град
' Увеличение угла
опережения затиганил
Фиг. 7. Расход топлива в зависимости от
числа оборотов и нагрузки двигателя:
/ — дополнительное изменение опережения
зажигания при работе с нагрузкой 25% ;
// — дополнительное изменение опережения
зажигания при работе с нагрузкой 50% ;
1 — нагрузка 25% ; 2 — нагрузка 50% .
Максимумы кривых мощности для различных чисел оборотов определяют соответствующие
оптимальные углы опережения зажигания. В некоторых двигателях приходится считаться
с детонацией, возникающей при низких числах оборотов и приносящей большой вред двига-
15 Бюссиен 644 225

телю, и устанавливать не оптимальный угол опережения зажигания, а угол на границе
возникновения детонации. Для получения от двигателя наибольшей мощности на всей внешней
характеристике важно точно выдерживать для всех чисел оборотов оптимальные значения
угла опережения зажигания. Максимальные значения угла опережения зажигания для
современных двигателей составляют 20—40° по углу поворота коленчатого вала.
2. Дополнительное изменение угла опережения зажигания в зависимости от нагрузки.
Во время работы двигателя с одной и той же нагрузкой увеличивают угол опережения
зажигания (исходя из уже известного угла опережения зажигания при работе двигателя
с полной нагрузкой с данным числом оборотов) и измеряют при этом расход топлива. Точки
кривых, соответствующие наименьшему удельному расходу топлива, характеризуют
оптимальный угол опережения зажигания для каждой данной нагрузки (фиг. 7). Пслсгий характер
протекания кривых удельного расхода топлива показывает, что в противоположность
установке угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов установка угла
опережения зажигания в зависимости от нагрузки может производиться менее точно, причем
величина оптимального угла опережения зажигания лишь в незначительней степени зависит
от числа оборотов. Вследствие введения устройства для изменения угла опережения
зажигания в зависимости от нагрузки может быть получена экономия топлива до 10%.
Существенная экономия получается лишь при использовании двигателей большой мощности, когда
они длительное время работают на режимах частичных нагрузок (езда по шоссейным дорогам).
Дополнительное изменение угла опережения зажигания в зависимости от нагрузки
составляет примерно 10—20° по углу поворота коленчатого вала.
ИСТОЧНИКИ ТОКА ВЫСОКОГО НАПРЯЖЕНИЯ
Для получения искры зажигания используют два вида источников тока:
систему батарейного зажигания и систему зажигания от магнето. В том
и другом случаях для получения высоковольтного искрового разряда
служит источник тока низкого напряжения. В обоих случаях высоковольтная
часть электрической схемы имеет в основном одно и то же устройство.
Вследствие этого в характере создаваемой обеими системами искры зажигания
нет особо существенных различий.
Наряду с этими двумя системами все чаще упоминают о так называемой конденсаторной
системе зажигания низкого напряжения. В этой системе имеется конденсатор, между
обкладками которого создается разность потенциалов в несколько тысяч вольт и который даег
в момент зажигания искровой разряд в свечах особой конструкции. Искра, создаваемая такой
системой зажигания, по своей природе отличается от обычной искры высокого напряжения
(см. фиг. 1) тем, что в ней отсутствует дуга (хвост). При конденсаторном зажигании
используются свечи особой конструкции, так называемые свечи скользящей искры; в этих свечах
искра «скользит» вдоль поверхности полупроводника по направлению к электроду,
соединенному с массой. Для свечей такого типа достаточно менее высокое пробивное напряжение,
чем для свечей, в которых искра проскакивает через воздушный промежуток между
электродами; однако указанные свечи не обладают достаточным сроком службы.
Система батарейного зажигания
Благодаря своему сравнительно простому устройству и относительно
низкой стоимости система батарейного зажигания получила наиболее широ-
•кое распространение. Эта система используется в двигателях легковых
и грузовых автомобилей, мотоциклов, а также для пуска двигателей с
калильной головкой. Главными преимуществами этой системы являются
мощная искра уже при очень низких числах оборотов вала двигателя, малый
вес и малые затраты мощности на привод распределителя.
Источником тока, как правило, является аккумуляторная батарея
с напряжением 6 или 12 в, а в мотоциклах — еще w генератор. Мощность,
потребляемая системой батарейного зажигания, составляет при напряжении
6 в 10—12 вт и при напряжении 12 в около 20 вт.
Работа системы батарейного зажигания
Система батарейного зажигания (фиг. 8) состоит в основном из
аккумуляторной батареи, замка зажигания, катушки зажигания, прерывателя
с кулачком и конденсатором, распределителя тока высокого напряжения
(вторичного тока) и свечей зажигания; распределитель тока высокого
напряжения конструктивно объединен с кулачком и конденсатором в один прибор,
называемый распределителем. В четырехтактных двигателях валик распре-
226

делителя вращается с тем же числом оборотов, что и вал, с которым он
связан *. Кулачок, число выступов которого равно числу цилиндров двигателя,
при своем вращении размыкает и замыкает контакты прерывателя. Угол
(в градусах поворота распределительного вала), в пределах которого
контакты остаются в замкнутом состоянии, называется углом замкнутого
состояния контактов.
После замыкания контактов ток от аккумуляторной батареи проходи?1
по первичной обмотке катушки зажигания. Вследствие индуктивности
первичной обмотки нарастание тока происходит относительно медленно (фиг. 9),
Скорость нарастания тока определяется отношением сопротивления
первичной обмотки к ее индуктивности (константа времени первичной цепи).
Примерно через 0,01—0,03 сек. ток достигает предельного значения, т. е.
величины тока покоя. Ток покоя в боль-
? шинстве случаев не превышает 4 а,
причем величина его
ограничивается по соображениям,
связанным со сроком службы контактов
прерывателя.
Фиг. 8. Схема системы батарейного зажигания:
1 — аккумуляторная батарея; 2 — замок зажигания; 3 — катушка
зажигания; 4 — первичная обмотка; 5 — вторичная обмотка;
6 — конденсатор; 7 — прерыватель; 8 — распределитель; 9 — свечи.
Первичный ток i при индуктивности L первичной обмотки создает
магнитное поле, энергия которого, равная -^Li2, используется для образования
искры. Таким образом, эта энергия будет сохранять максимальную величину
до тех пор, пока за время замкнутого состояния контактов первичный ток
будет успевать или почти успевать нарастать до тока покоя. При высоком
числе оборотов двигателя первичная цепь будет размыкаться еще до того,
как ток в ней достигнет величины тока покоя; энергия магнитного поля
будет соответственно меньше. По этой причине при системе батарейного
зажигания с увеличением числа оборотов уменьшаются энергия искры
и напряжение в цепи высокого напряжения в момент размыкания контактов
прерывателя. Это, однако, не влечет за собой особо вредных последствий,
так как при большом числе оборотов двигателя воспламенение смеси может
быть достигнуто при менее высоком напряжении.
В момент, когда кулачок прерывателя размыкает его контакты,
происходит почти мгновенное исчезновение первичного тока и вместе с ним
магнитного поля катушки зажигания. В результате этого во вторичной обмотке
катушки зажигания в течение короткого промежутка времени индуктируется
ток высокого напряжения. Этот импульс тока высокого напряжения
подводится к свече зажигания по проводу высокого напряжения, и в момент,
когда напряжение достигает достаточной для этого величины, между
электродами свечи проскакивает искра. При вращении валика распределителя между
электродами свечей проскочит столько искр, сколько раз размыкались
Распределительный вал. Прим. ред.
15*
227

контакты прерывателя. Распределитель тока высокого напряжения подводит
импульсы тока в определенной последовательности к свечам всех цилиндров
двигателя.
Для получения мощной искры важно, чтобы в момент размыкания
контактов прерывателя первичная цепь разрывалась полностью, т. е. чтобы
в момент размыкания контактов между ними не возникала дуга. Вследствие
индуктивности первичной обмотки катушки зажигания в момент
размыкания контактов э. д. с. тока самоиндукции достигает примерно 100—200 в,
в результате чего между начинающими размыкаться контактами
проскакивает искра и возникает дуга.
L.
300 об/*
woo
ЛЛу
Фиг. 9. Первичный и вторичный токи в системе
батарейного зажигания:
/— время замкнутого состояния контактов; // — время
разомкнутого состояния контактов; ///—ток покоя /^>.
/V — ток в момент размыкания контактов (/ < In);
1 — вторичный ток; 2 — первичный ток.
Вследствие этого уменьшается
скорость убывания тока в
первичной цепи и,
следовательно, теряется значительная
часть энергии, предназначенной
для создания искрового
разряда между электродами свечи.
Кроме того, появление дуги
приводит к обгоранию
контактов прерывателя и к их
быстрому выходу из строя. Во
избежание таких явлений
параллельно контактам прерывателя
включают искрогасительный
конденсатор емкостью 0,2 —
0,3 мкф. Благодаря этому ток,
который вследствие
индуктивности первичной обмотки
стремится продолжать идти в
прежнем направлении и после
размыкания контактов
прерывателя, получает обходный путь
и заряжает конденсатор. Искрогасительный конденсатор является важным
элементом любой системы зажигания. Без него немыслима нормальная работа
как системы батарейного зажигания, так и системы зажигания от магнето.
Катушка зажигания
Электрически активными частями катушки зажигания являются:
первичная обмотка, состоящая из относительно малого числа витков толстой
медной проволоки; вторичная обмотка, состоящая из большого числа витков
очень тонкой проволоки; сердечник, набранный из изолированных один
от другого листов трансформаторного железа, и листы из трансформаторного
железа, согнутые в цилиндр и окружающие обмотки (фиг. 10). Сердечник
усиливает созданный первичным током магнитный поток, что приводит
к увеличению индуктивности и возрастанию энергии, предназначенной для
образования искры. Железные листы, окружающие обмотки, служат для
замыкания магнитных силовых линий внутри металлического кожуха,
являющегося магнитопроводом, чтобы не поглощалась энергия,
предназначенная для образования искры. В отличие от прочих трансформаторов
катушка зажигания не имеет полностью замкнутой магнитной цепи. В
замкнутой магнитной цепи, выполненной в виде замкнутого железного
сердечника, вихревые токи замедляли бы образование магнитного поля и снижали
бы этим напряжение во вторичной цепи.
Обмотки катушки с сердечником заключены в цилиндрический кожух из
жести или из пластмассы и залиты изоляционной мастикой. Крышка из
пластмассы,обладающей высокими изоляционными качествами, закрывает кожух
и одновременно несет на себе две клеммы первичной обмотки и контакт вто-
228

ричной обмотки. В большинстве случаев к сердечнику примыкает вторичная
обмотка, а первичная обмотка размещается над вторичной; такое
расположение позволяет улучшить отвод тепла от первичной обмотки. Во вторичной
обмотке создается напряжение до 25 кв\ вследствие этого вторичная обмотка
должна быть особенно тщательно намотана и изолирована. Слои вторичной
обмотки отделяются один от другого прокладками из изоляционной бумаги,
обладающей высокими изоляционными свойствами. Для изоляции обмоток от
кожуха бумажные прокладки выходят наружу из-под обоих краев обмотки.
Обмотки зажаты между изоляционной крышкой кожуха и находящимся в кожухе
керамическим изолятором. Изоляционная мастика повышает механическую
прочность обмоток и улучшает отвод тепла. Катушка зажигания должна
иметь хорошие уплотнения во избежание попадания внутрь нее влаги.
Фиг. 10. Устройство катушки зажигания:
1 — кожух; 2 и 5 — клеммы; 3 — клемма для провода высокого напряжения; 4 — изоляционная
крышка; 6 — сердечник, набранный из отдельных листов; 7 — кронштейн; 8 — железные листы,
служащие магнитопроводом; 9 — вторичная обмотка; 10 — первичная обмотка; // — изоляционная мастика;
12 — изолятор.
Все более широкое распространение получают катушки, которые вместо
изоляционной мастики заполняются маслом. Преимущества заполнения
катушек маслом заключаются в лучшем отводе тепла и в особенности в более
надежной изоляции, что позволяет уменьшить размеры катушек. Однако для
катушки зажигания, заполненной маслом, требуется устройство особо
надежного уплотнения в месте стыка кожуха и крышки 1.
При помощи катушек зажигания обычной конструкции удается
получать до 12 тыс. искр в минуту, а при помощи катушек повышенной
производительности — до 15 тыс. искр. Это, как правило, является вполне
достаточным для четырех- и шестицилиндровых двигателей легковых и
грузовых автомобилей. Для очень быстроходных двигателей с числом цилиндров
восемь и более, а также для двигателей спортивных и гоночных
автомобилей (для которых требуется еще более высокое число искр в минуту) исполь-
1 В некоторых катушках зажигания последовательно с перЕИчнсй сбмоткой включено
добавочное сопротивление, которое используется, с одной стсрсны, в качестве вариатора,
а с другой стороны, для усиления зажигания при пуске двигателя (в это время
сопротивление закорачивается). Прим. ред.
229

зуют катушки зажигания особой конструкции; в этих катушках первичный
ток нарастает особенно быстро. Такие катушки дают возможность получать
еще более высокое число искр в минуту.
12
Распределитель
Распределитель содержит следующие элементы системы батарейного
зажигания: прерыватель с конденсатором и кулачком и собственно
распределитель, состоящий из ротора
и крышки распределителя для
подвода импульсов тока высокого
напряжения к различным
цилиндрам двигателя. В большинстве
случаев в распределителе имеются
также устройства для установки
оптимального угла опережения
зажигания в зависимости от
режима работы двигателя.
Составные части
распределителя (фиг. 11) размещены в
корпусе, выполненном из серого
чугуна или из легкого сплава. Шейка
корпуса, имеющая
цилиндрическую форму, вставляется в
специальное отверстие блока
цилиндров двигателя; положение шейки
и, следовательно, корпуса
распределителя фиксируется при помощи
стяжного кольца (фиг. 15). Валик
распределителя имеет привод от
распределительного вала
двигателя и вращается с таким же
числом оборотов, как и последний.
На валике сидит кулачок с
выступами, размыкающими контакты
прерывателя. Рычажок с
подвижным контактом прерывателя шар-
нирно сидит на оси, укрепленной
на диске. На этом диске укреплен
также кронштейн с неподвижным
контактом, положение которого
относительно рычажка с
подвижным контактом можно изменять.
К рычажку подвижного контакта
приклепана плоская пружина,
обеспечивающая необходимое давление между контактами в замкнутом
состоянии, а также подводящая ток низкого напряжения к клемме
распределителя.
Контакты прерывателя в большинстве случаев выполняют из вольфрама.
Этот материал обеспечивает получение надежного электрического контакта,
обладает, благодаря своей твердости, высокой механической прочностью
и, кроме того, обеспечивает достаточный срок службы контактов вследствие
малой подверженности обгоранию.
Ротор распределителя выполнен из пластмассы и вращается вместе
с кулачком прерывателя. На роторе укреплена токораздаточная пластина.
Крышка распределителя, также выполненная из пластмассы, имеет число
электродов, соответствующее числу цилиндров двигателя; с наружной
стороны на крышке распределителя имеются выступы с выводами от этих элек-
230
Фиг. 11. Распределитель для четырехцилинд-
рового двигателя:
/ — рычажок прерывателя; 2 — пресс-масленка;
3 — клемма; 4 — ротор; 5 — токораздаточная
пластина ротора; 6 — кулачок; 7 — регулировочный
винт; 8 — винт крепления; 9 — контакты;
10—электроды; // — скользящий угольный контакт; 12 —
валик; 13 — шейка; 14 — корпус; 15 — крышка
распределителя; 16 — подвод тока высокого
напряжения; 17 — выводы тока высокого напряжения.

тродов. В эти выступы вставляют провода, подводящие импульсы тока
высокого напряжения к свечам зажигания. Центральный выступ крышки
распределителя предназначен для подключения провода высокого напряжения,
идущего от катушки зажигания. С внутренней стороны крышки
распределителя в гнездо под центральным выступом вставлен угольный контакт,
скользящий по токораздаточной пластине ротора. Электроды в крышке
распределителя расположены таким образом, что каждый раз в момент размыкания
контактов токораздаточная пластина ротора находится напротив одного
из них. Между токораздаточной пластиной ротора и неподвижными
электродами имеется зазор в несколько десятых миллиметра; таким образом, ток
высокого напряжения должен пробить в рапределителе небольшой искровой
промежуток. При каждом обороте валика распределителя между
электродами всех свечей в определенной последовательности проскакивает искра.
Искровой промежуток в распределителе несколько уменьшает
напряжение между электродами свечи в момент проскакивания искры. Однако
благодаря этому искровому промежутку вторичная обмотка катушки
зажигания оказывается изолированной от проводов высокого напряжения и от
свечей. Это имеет то преимущество, что при появлении возможных утечек
в связи с шунтирующими сопротивлениями скорость нарастания напряжения
не уменьшается.
Искры, проскакивающие между токораздаточной пластиной ротора
и электродами крышки распределителя, приводят к образованию в
распределителе озона и паров кислот. Для того чтобы предотвратить вредное
воздействие этих веществ на металлические детали, в первую очередь на кулачок
и плоскую пружину прерывателя, необходимо обеспечить вентиляцию
полости корпуса распределителя. Это достигается путем устройства небольших
вентиляционных отверстий в крышке распределителя и в дне корпуса.
Центрирование крышки распределителя относительно корпуса осуществляется
путем устройства в нижней части крышки специального буртика; крепление
крышки к корпусу осуществляется при помощи пружинных застежек.
Устройства для изменения угла опережения зажигания
Устройства для изменения угла опережения зажигания должны
обеспечить получение оптимального значения этого угла при работе двигателя
на любом режиме (см. раздел «Момент зажигания»). Для этого используются:
а) центробежные автоматы, обеспечивающие оптимальный угол
опережения зажигания при работе двигателя с полной нагрузкой;
б) вакуумные регуляторы, дополнительно увеличивающие угол
опережения зажигания при работе двигателя на частичных нагрузках.
При наличии центробежного автомата кулачок сидит на валике
распределителя не неподвижно, а может при увеличении числа оборотов
поворачиваться относительно валика в направлении его вращения, вследствие чего
выступы кулачка раньше набегают на подушку рычажка и, размыкая
контакты, вызывают более раннее проскакивание искры между электродами
свечей. Это достигается при помощи грузов, которые при каждом данном
числе оборотов валика находятся в определенном положении, т. е. в
положении равновесия под действием приложенной к ним центробежной силы,
стремящейся их развести, и силы пружины, стремящейся их стянуть.
Широкое распространение получила конструкция центробежного автомата, при
которой пружины облегают края грузов, имеющие криволинейную форму
(фиг. 12). Путем подбора грузов различного веса, пружин различной
жесткости, а также путем придания грузам определенной формы можно изменять
характеристику работы центробежного автомата.
Для изменения угла опережения зажигания в зависимости от нагрузки
двигателя используют колебания давления во впускном трубопроводе.
Эти колебания давления возникают в результате изменений положения
дроссельной заслонки и связанных с этим изменений характера потока смеси
231

во впускном трубопроводе. Так как при работе двигателя давление во
впускном трубопроводе бывает ниже, чем атмосферное давление, то принято
считать, что во впускном трубопроводе имеется разрежение. При полном
открытии дроссельной заслонки поток горючей смеси почти не дросселируется,
и разрежение невелико; при частично
открытой дроссельной заслонке разрежение
может достигать 400 мм рт. ст.
Разрежение передается к вакуум-регулятору по
трубке, присоединенной к карбюратору
непосредственно перед дроссельной
заслонкой. В этом месте при работе
двигателя на холостом ходу разрежение очень
невелико, однако оно быстро увеличи- "ТНЯ 2
вается по мере открывания дроссельной ^
заслонки. На фиг. 13 изображена кривая
изменения разрежения в месте присоеди-
Фиг. 12. Центробежный автомат: ч Щ
а — положение деталей центробежного автомата
при неработающем двигателе; б — положение
деталей центробежного автомата при большом числе
оборотов; / — опорный диск; 2—грузик;
3—пружина; 4 — поводок; 5 — штифт; в — валик;
7 — кулачок; в — криволинейнци профиль
грузика; А — пределы изменения угла опережения
зажигания центробежным автоматом.
мм рт ст.
<Ъ Ш
S 300
^ 200
? 100
О 1000 2000 3000 п об/мин
Фиг. 13. Разрежение при работе двигателя
с полной и частичной нагрузками:
/ — при движении по горизонтальному участку
i шоссе; 2 — при полной нагрузке.
А
/
I
——=d
/
-
— —
1
\
н-^
\
'
Фиг. 14. Распределитель с
центробежным автоматом и вакуум-регулятором
для шестицилиндрового двигателя:
/ — крышка распределителя; 2 — ротор;
3 — диск с прерывателем; 4 — валик
распределителя с кулачком и центробежным
автоматом; 5 — пружинная застежка;
6 — вакуум-регулятор; 7 — корпус
распределителя.
нения трубки вакуум-регулятора в зависимости от числа оборотов
двигателя как при полном открытии дроссельной заслонки, так и при
положении дроссельной заслонки, соответствующем движению по
горизонтальному участку шоссе. Изменения разрежения вызывают перемещения
диафрагмы из специальной ткани (фиг. 14), закрепленной в середине
камеры; перемещаясь, диафрагма при помощи соединенной с ней тяги
поворачивает диск, на котором установлены контакты прерывателя, в направлении,
обратном направлению вращения кулачка. В распределителях с вакуум-
232

регулятором диск, несущий на себе контакты, установлен в корпусе
не неподвижно, а таким образом, чтобы он мог легко поворачиваться.
Диафрагма нагружена цилиндрической пружиной. Жесткость пружины
выбирается с таким расчетом, чтобы диафрагма начинала перемещаться вправо
(преодолевая сопротивления пружины) лишь тогда, когда разрежение
станет больше разрежения при полной нагрузке двигателя, т. е. 80 —
100 мм рт. ст., и в то же время с таким расчетом, чтобы диафрагма заняла
крайнее правое положение при разрежении 300 мм рт. ст. Таким образом,
при работе двигателя с полной нагрузкой
вакуум-регулятор не увеличивает угла
опережения зажигания, а при положении
дроссельной заслонки, соответствующем
движению по горизонтальному участку
шоссе, диафрагма вакуум-регулятора
начинает перемещаться вправо (что вызывает
увеличение угла опережения зажигания).
При числе оборотов вала двигателя
3000 в минуту и выше диафрагма вакуум-
регулятора начинает перемещаться влево,
уменьшая дополнительный угол
опережения зажигания (см. фиг. 5 в 13).
Фирма Fcrd применяет систему автоматического
изменения угла опережения зажигания, в которой
используется лишь разрежение, и установка
центробежного автомата является лишней. При этой
системе отбор разрежения из впускного тракта
производится через отверстие в насадке Вентури * и
через отверстие непосредственно перед дроссельной
заслонкой. Разрежение в зоне первого отверстия
зависит главным образом от количества
засасываемого двигателем воздуха, т. е. от числа оборотов
коленчатого вала; это разрежение достигает
максимума при полной нагрузке. Таким образом, при
присоединении вакуум-регулятора изменение
разрежения в зоне первого отверстия воздействует
на угол опережения зажигания так же, как и
центробежный автомат. Разрежение в зоне второго
отверстия зависит главным образом от положения
дроссельной заслонки и достигает максимума при
малых углах ее открытия. Результирующее
разрежение перед диафрагмой вакуум-регулятора
вследствие подвода разрежений от обеих отверстий
вызывает перемещение диафрагмы (фиг. 14) и
поворот диска с контактами прерывателя.
Фиг. 15. Распределитель с
октан-корректором:
/ — защитный колпачок; 2 —
вакуум-регулятор; 3 — устройство для точной
установки опережения зажигания в
зависимости от октанового числа топлива
(октан-корректор); 4 — стяжной винт.
Значение оптимального угла опережения зажигания в некоторой степени
зависит от качества топлива, в частности, от его антидетонационной
стойкости. Для топлив с высоким октановым числом на всем диапазоне чисел
оборотов двигателя требуется угол опережения зажигания, на несколько
градусов больший, чем для топлив с менее высоким октановым числом.
Для того чтобы можно было легко изменять угол опережения зажигания
в зависимости от октанового числа топлива, распределитель английской
фирмы Lucas (фиг. 15) имеет специальное устройство (октан-корректор)
для установочной регулировки, состоящее из винта, гайки с накаткой и
соединительного рычага; это устройство позволяет поворачивать диск с
контактами на несколько градусов в сторону более раннего или более позднего
зажигания; при этом можно в одинаковой степени изменять опережение
зажигания на всех режимах работы двигателя без ослабления стяжного винта
фиксирующего положение корпуса распределителя. В отличие от конструк-
1 В диффузоре карбюратора. Прим. ред.
233

ций, представленных на фиг. 11 и 14, в распределителе фирмы Lucas (фиг. 15)
конденсатор находится внутри корпуса, а не привинчивается к нему снаружи.
Защитные колпачки из мягкой резины, сидящие на выступах крышки
распределителя, надеты на провода высокого напряжения и предназначены для
предотвращения попадания воды и грязи на клеммы этих проводов.
Распределитель с двойным прерывателем
При установке обычного распределителя на быстроходные двигатели
«числом цилиндров восемь и более время замкнутого состояния контактов
—»-
УЩУ/Ш
I
| U»— ут-
Ш
_zz
ш
оборота валика распределителя
Фиг. 16. Распределитель с
двойным прерывателем:
/ — время разомкнутого состояния
первичной цепи; // — время
разомкнутого состояния контактов
второго прерывателя; /// — время
разомкнутого состояния контактов
первого прерывателя; IV — время
замкнутого состояния.
прерывателя становится чрезмерно малым, в результате чего первичный
ток не успевает возрасти до необходимой величины за время их замкнутого
^состояния. Увеличение времени замкнутого состояния контактов
ограничивается тем, что выступы кулачка нельзя выполнять слишком
заостренными. Кроме того, при высоком числе оборотов двигателя время замкнутого
•состояния контактов уменьшается еще и потому, что вследствие инерции
рычажка с подвижным контактом при замыкании контактов подушечка
подвижного рычажка отрывается от кулачка; таким образом, замыкание
контактов происходит позже, чем это обусловливается геометрической
формой кулачка. Для того чтобы увеличить время замкнутого состояния
контактов, нередко используют два прерывателя — так называемый двойной
прерыватель. В распределителе с двойным прерывателем (фиг. 16) имеются
два параллельно соединенных между собой прерывателя и кулачок с четырьмя
выступами. Когда контакты первого прерывателя разомкнуты, контакты
второго прерывателя замыкаются и снова размыкаются, а за время, пока
разомкнуты контакты второго прерывателя, контакты первого прерывателя
успевают замкнуться и вновь разомкнуться. Таким образом, может быть
достигнуто уменьшение времени разомкнутого состояния контактов двух.
234

параллельно соединенных между собой прерывателей и соответственно
увеличено время замкнутого состояния контактов каждого из прерывателей.
Для увеличения первичного тока в момент размыкания контактов часто
используют катушки зажигания специальной конструкции, в которых
нарастание первичного тока происходит особенно быстро. При такой катушке
зажигания и распределителе с двойным прерывателем можно получать
до 20 тыс. искр в минуту.
Можно также одновременно использовать два электрически не
зависимых один от другого прерывателя, каждый из которых работает со своей
катушкой зажигания и обслуживает половину общего числа цилиндров
двигателя. При такой конструкции можно достигнуть замыкания контактов
в течение длительного времени; однако в этом случае система зажигания
потребляет большую мощность, чем система с одной катушкой зажигания.
Система батарейного зажигания для одно- и двухцилиндровых двигателей
Для одноцилиндровых двигателей мотоциклов и легких автомобилей-
фургонов в системе зажигания используют распределители упрощенной
конструкции с кулачком, имеющим лишь один
выступ (фиг. 17); в таких распределителях
диск, несущий на себе контакты, размещен
в корпусе из легкого сплава и может
поворачиваться на некоторый угол, чем и достигается
изменение момента зажигания. Поворот диска
осуществляется водителем вручную при
помощи специального троса.
В двухцилиндровых двигателях используют
или диск с двумя прерывателями- контакты
каждого из которых размыкаются кулачком
с одним выступом (каждый прерыватель
соединен с отдельной катушкой зажигания) и
обходятся, таким образом, без распределителя, или используют
распределитель, подобный изображенному на фиг. 18. Такой распределитель имеет
в 9
Фиг. 17. Распределитель
одноцилиндрового двигателя.
Фиг. 18. Распределитель с центробежным автоматом и скользящими контактами для
двухцилиндровых двигателей:
/ — регулировочный винт; 2 — винт крепления; 3 — контакты; 4 — рычажок прерывателя; 5 — фильц;
6 — центробежный автомат; 7 — ротор; 8 — выводы тока высокого напряжения; 9 — подвод тока
высокого напряжения; 10 — крышка распределителя; // — электроды крышки распределителя.
один прерыватель и кулачок с двумя выступами и при работе с одной
катушкой зажигания создает за один оборот валика две искры (по одной в каждом
цилиндре). Подвод тока высокого напряжения к свече соответствующего
цилиндра осуществляется при помощи ротора с сегментообразной токоразда-
точной пластиной, по поверхности которой скользят электроды,
установленные в крышке распределителя. Вследствие отсутствия в этом случае искрового
промежутка между токораздаточной пластиной и электродами в крышке
распределителя, последний используется в тех случаях, когда устройство
235

вентиляции затруднено из-за возможного попадания внутрь распределителя
воды и пыли, как это происходит, например, в мотоциклах. Так же как и в
распределителях для многоцилиндровых двигателей, в распределителе
рассматриваемой конструкции может быть предусмотрена
автоматическая регулировка опережения зажигания:
в этом случае центробежный автомат поворачивает
кулачок в направлении против вращения валика
распределителя и увеличивает таким образом опережение
зажигания.
Для двухцилиндровых двигателей используют
также распределители обычной конструкции, имеющие,
однако, особенно малые размеры. В таком
малогабаритном распределителе (фиг. 19) между токораздаточ-
ной пластиной ротора и установленными в крышке
электродами имеется искровой промежуток;
распределитель имеет также центробежный автомат. Валик
этого распределителя вращается в подшипниках из
Малогаба- порошкового сплава, обладающего пористостью; эти
подшипники не нуждаются в смазке.
Фиг. 19.
ритный
распределитель:
/ — крышка
распределителя; 2 — клемма для
провода высокого
напряжения (к катушке
зажигания); 3 — клеммы для
проводов высокого на-
—1|1 1| о
Пусковая система зажигания с электромагнитным -
прерывателем
Двигатели с калильной головкой, используемые
4—конденсатор; с|-кор- главным образом в сельскохозяйственных машинах, мо-
пус; ла^Гок1 пйкиаво7а~ ку" ГУТ работать без постороннего источника зажигания
лишь тогда, когда их калильные головки нагреты до
такой температуры, что впрыскиваемое в цилиндр
топливо при соприкосновении с головкой воспламеняется. Вследствие
этого пуск холодного двигателя может быть осуществлен лишь при
помощи источника постороннего ^
зажигания. В качестве тако-
вого используют катушку
зажигания, соединенную с
батареей; однако эта катушка
работает не с прерывателем,
имеющим привод от двигателя,
а с электромагнитным
прерывателем, или зуммером (фиг. 20).
При замкнутых контактах
зуммера ток от батареи
проходит как по первичной обмотке
катушки зажигания, так и по ^
обмотке катушки зуммера. Как фиг. 20. Пусковая система зажигания с электро-
ТОЛЬКО обмотка катушки зум- магнитным прерывателем (зуммером):
мера создаст магнитное поле
достаточно высокой
напряженности, подвижный контакт
зуммера отходит от его неподвижного контакта, первичная цепь размыкается,
и во вторичной обмотке катушки зажигания индуктируется ток высокого
напряжения. Однако в то же самое время ток перестает проходить
и по обмотке катушки зуммера, контакты его вновь замыкаются, и весь
процесс повторяется. Система зажигания с зуммером позволяет получать
несколько сотен искр в секунду. Искры проскакивают одна за другой
все время, независимо от положения коленчатого вала и поршня, и
воспламеняют топливо в момент, когда оно впрыскивается в камеру
сгорания. В большинстве случаев катушка зажигания и зуммер конструктивно
объединены в один механизм, называемый пусковой катушкой с зуммером.
236
/ — аккумуляторная батарея напряжением 6 или 12 в;
2 — кнопка; 3 — контакты зуммера; 4 — катушка
зуммера; 5 — катушка зажигания; 6 — свеча.

Установка на двигателе катушки зажигания и распределителя}
Катушка зажигания обычно крепится к блоку цилиндров, причем она
не должна быть чрезмерно удалена от распределителя. Следует избегать
расположения катушки зажигания вблизи горячих частей двигателя (например,
вблизи выпускного трубопровода). Цилиндрическая шейка распределителя
вставляется в специальное отверстие блока цилиндров; положение корпуса
распределителя, от которого зависит установочный угол опережения
зажигания, фиксируется стяжным винтом, зажимающим цилиндрическую шейку
в отверстии блока цилиндров. Распределитель
должен быть установлен вертикально или с
незначительным наклоном (фиг. 21). Привод
распределителя осуществляется при помощи шестерни
со спиральными зубьями или при помощи
небольшой кулачковой муфты. Ведомая шестерня сидит
или на валике распределителя, или ла проме-
Фиг. 21. Установка катушки зажигания
и распределителя на двигателе.
Фиг. 22.
Распределитель с деталями
привода и крепления:
/ — рычаг для изменения
опережения зажигания
вручную; 2 — шейка;
3 — уплотнительное
кольцо; 4 —кулачок
привода; 5 — шестерня со
спиральными зубьями.
жуточном валике, который сцепляется с валиком
распределителя при помощи кулачковой муфты
(фиг. 22)
Во многих случаях с приводом распределителя
объединяется также и привод масляного насоса.
, Установка зажигания. Как правило, завод-изготовитель указывает, при
каком положении поршня в первом цилиндре должно осуществляться
зажигание, а также порядок зажигания. Для удобства установки поршня первого
цилиндра в нужное положение в большинстве случаев наносят метки на
маховик и на картер двигателя. Маховик поворачивают в направлении его обычного
вращения до тех пор, пока нанесенная на нем метка не совпадает с меткой
на картере двигателя. После этого поворачивают корпус распределителя
и устанавливают его в такое положение, когда контакты прерывателя только
начинают размыкаться; при этом токораздаточная пластина ротора должна
находиться напротив электрода, соединенного со свечой первого цилиндра.
Момент начала размыкания контактов легко установить при помощи куска
тонкой стальной ленты толщиной 0,01—0,03 мм, зажатого между контактами
прерывателя; в момент начала размыкания контактов эту ленту легко
вытянуть.
Перед тем как окончательно зафиксировать положение корпуса
распределителя при помощи стяжного винта, рекомендуется несколько раз
проверить установку зажигания путем проворачивания маховика; в случае
необходимости следует несколько изменить положение корпуса распределителя.
Уход. Крышку распределителя и изоляционную крышку катушки
зажигания следует содержать в чистоте, что позволяет предотвратить утечку
237

тока на массу вследствие образования шунтирующих сопротивлений.
Рекомендуется через каждые 2000 км пробега смазывать валик распределителя,
поворачивая для этого на полоборота колпачок пресс-масленки. Через
каждые 5000 км пробега следует проверять величину зазора между
контактами прерывателя и в случае необходимости регулировать этот зазор; кроме
того нужно проверять состояние контактов прерывателя, зачищать их, если
это требуется, и промывать чистым бензином. Образующийся к этому времени
на одном из контактов нагар не ухудшает работу распределителя, поэтому
удалять его не следует.
Система зажигания от магнето
•Система зажигания от магнето, так же как и система батарейного
зажигания, создает в определенные моменты импульсы тока высокого напряжения,
вызывающие проскакивание искры между электродами свечей. В отличие
от системы батарейного зажигания, система зажигания магнето не нуждается
в постороннем источнике тока, так как ток вырабатывается магнето,
имеющим механический привод от двигателя. Магнето вырабатывает в
первичной цепи ток низкого напряжения (первичный ток) и в момент
зажигания превращает его в ток высокого напряжения (вторичный ток).
Раньше система зажигания от магнето имела широкое распространение.'
Однако по мере усовершенствования аккумуляторной батареи она все более
(особенно на легковых автомобилях) вытеснялась системой батарейного зажи-1
гания. Система зажигания от магнето применяется, например, в тропических
районах, где трудно обеспечить за аккумуляторной батареей надлежащий
уход, и в автомобилях, предназначенных для работы в условиях особо низкой
температуры, так как при низкой температуре сильно уменьшается емкость
аккумуляторной батареи. Благодаря своей высокой надежности зажигание
от магнето используют в двигателях тракторов и самолетов, а также там, где
значительный вес аккумуляторной батареи становится помехой (например,
в двигателях гоночных автомобилей и мотоциклов).
Основные виды магнето
Основными частями магнето являются один или несколько постоянных
магнитов, сердечник с первичной и вторичной обмотками, прерыватель
с кулачком, искрогасительный конденсатор и распределитель тока высокого
напряжения.
Различают следующие основные виды магнето:
1. Магнето с вращающимся якорем. Магнето этого типа выполнялись
исключительно двухискровыми, т. е. дающими две искры за один оборот
якоря. Вместе с ротором должны вращаться также прерыватель и
конденсатор. Указанные выше обстоятельства ограничивают использование магнето
этого типа. В этом случае приходится, кроме того, снимать с вторичной
обмотки ток высокого напряжения при помощи скользящих контактов.
Вследствие этих недостатков магнето с вращающимся якорем в настоящее
время почти вышли из употребления.
2. Магнето с вращающимся магнитным коммутатором. В этом магнето
неподвижны как сердечник с обмотками, так и магнит. Этот тип магнето
с успехом использовался в авиационных двигателях.
3. Магнето с вращающимся магнитом. Магнето этого типа легко может быть
выполнено 2—4-искровым и больше и, следовательно, с успехом может быть
установлено на одноцилиндровых и многоцилиндровых двигателях.
Магнето этого типа имеет широкое распространение.
Рабочий процесс магнето
На фиг. 23 показана упрощенная схема магнето с вращающимся
магнитом. Магнитный поток магнето проходит сквозь полюсные наконечники
магнето и сердечника и замыкается через железный сердечник; при этом
238

магнитный поток пронизывает витки обмоток сердечника. До тех пор, пока
полюсные наконечники магнето и полюсные башмаки сердечника находятся
один против другого или смещены на незначительный угол, магнитный поток
в сердечнике изменяется незначительно. Однако, как только полюсные
наконечники магнето повернутся на угол 90° относительно полюсных
башмаков сердечника и последние окажутся в нейтральной зоне магнита,
происходит быстрое изменение магнитного потока как по величине, так и по
направлению (поток меняет свое направление на обратное). При одном обороте
магнето магнитный поток, проходящий через сердечник, дважды меняет
свое направление (двухискровое магнето). Происходящее при этом изменение
магнитного потока индуктирует ток в обеих обмотках сердечника. При этом
э. д. с. во вторичной обмотке достигает довольно большой величины (фиг. 24).
Однако такая э. д. с. все же недостаточна для образования нормальной
Фиг. 23. Схема системы зажигания от
магнето и магнитная цепь магнето:
/ — конденсатор; 2 — прерыватель; 3 —
первичная обмотка; 4 — вторичная обмотка;
5—сердечник; 6 — магнит; 7 — свеча зажигания.
Фиг. 24. Магнитный поток в
сердечнике, напряжение в первичней цепи*
и напряжение во вторичной цепи
при холостом ходе магнето:
1 — магнитный поток в сердечнике; 2. —
напряжение во вторичной цепи;
3—напряжение в первичной цепи.
искры; кроме того, создаваемая ею искра не всегда проскакивала бы точно
в один и тот же заданный момент.
Контакты прерывателя замыкают первичную цепь тогда, когда э. д. с.
в первичной обмотке близка к нулю (максимальный магнитный поток);
затем э. д. с. в первичной обмотке, возрастая, создает в ней ток,
нарастание которого происходит во все время поворота магнита на V4 оборота (т. е.
на 90°). В действительности первичный ток достигнет своего максимального
значения тогда, когда ротор повернется не на 90°, а на несколько градусов
больше, т. е. ток достигнет максимума несколько позже, чем э. д. с. холостого
хода. Первичный ток воздействует на магнитный поток якоря (магнита)
таким образом, что он стремится воспрепятствовать какому бы то ни было
его изменению. Поэтому после того, как полюсные наконечники магнита
повернутся на 90° относительно полюсных наконечников сердечника,
магнитный поток сохраняет значительную величину еще на протяжении
поворота магнита на несколько градусов, и падает до нуля лишь тогда, когда
прерыватель разомкнет первичную цепь и воздействие первичного тока
на магнитный поток якоря прекратится. В этот момент магнитный поток
в сердечнике изменит свое значение Фх (фиг. 25) на значение Ф2, причем
значение Ф2 соответствует обратному направлению магнитного потока и лежит
на кривой изменения магнитного потока при холостом ходе магнето *.
На фиг. 26 изображена схема протекания магнитного потока
непосредственно перед размыканием первичной цепи и сразу же после ее размыка-
1 Т. е. при разомкнутой первичной обмотке. Прим. ред.
239

ния. Положение вращающегося магнита относительно сердечника в момент
размыкания первичной цепи называется положением абриса, а смещение
Фиг. 25. Магнитный поток в сердечнике, первичный и вторичный
ток магнето:
1 — магнитный поток якоря (холостой ход); 2 — магнитный поток
в сердечнике; 3 — контакты замкнуты; 4 — первичный ток; 5 —
контакты разомкнуты; 6 — вторичный ток.
в этот момент магнита (в миллиметрах или градусах угла поворота) от его
нейтрального положения называется абрисом магнето. Для получения
надежного зажигания, в особенности
при малом числе оборотов вала
двигателя (например, при
пуске), весьма важно иметь
наивыгоднейшую для данного
типа магнето величину абриса.
Как и в системе зажигания,
частота размыкания первичной
цепи, необходимая для
получения резкого изменения
магнитного потока, обеспечивается
при помощи конденсатора. При
внезапном изменении
магнитного поля в витках вторичной
обмотки возникает э. д. с. до-
■Фиг. 26. Направление магнитного потока
непосредственно перед размыканием первичной цепи и сразу
после ее размыкания.
статочно высокого напряжения,
что обеспечивает получение
достаточной искры при любом
числе оборотов вала двигателя.
Так как протекание процесса в рассматриваемом случае определяется
моментом размыкания контактов прерывателя, удается с большой
точностью выдерживать заданный момент зажигания. Энергия создаваемой искры
зависит в первую очередь от интенсивности пронизывающего сердечник
магнитного потока.
Постоянный магнит и магнитная цепь
Для получения интенсивного магнитного потока необходим мощный
постоянный магнит. Вследствие этого магнит является весьма важной
составной частью магнето. В области изыскания новых сплавов для
изготовления постоянных магнитов была проделана большая работа, что оказало
значительное влияние на развитие конструкции магнето. При этом особенно
большое изменение претерпела форма магнита. Вместо обычно
использовавшихся в прошлом тяжелых подковообразных магнитов теперь
используются короткие магниты, причем в большинстве случаев они имеют
прямоугольное сечение.
240

Индукция
кг с
Магнитные свойства постоянного магнита характеризуются величиной
остаточной магнитной индукции и коэрцитивной силой. Остаточная
магнитная индукция Вг определяет плотность магнитного потока, остающегося
в магните после снятия его с намагничивающего аппарата; при этом магнит
должен быть намагничен до состояния насыщения, а магнитная цепь должна
оставаться короткозамкнутой, т. е. в ней не должно быть воздушных
зазоров. Под коэрцитивной силой Нс понимают напряженность такого
размагничивающего поля, которое способно полностью размагнитить постоянный
магнит. Таким образом, коэрцитивная сила характеризует способность
магнита противостоять размагничиванию. Так, например, первичный ток
оказывает на магнит размагничивающее действие, стремится его размагнитить.
Такое же размагничивающее действие оказывает на магнит и увеличение
сопротивления в магнитной цепи, которое происходит, например, при отходе
полюсных наконечников магнита
от полюсных башмаков сердечника.
Сопротивление в магнитной
цепи достигает максимума в
момент, когда полюсные башмаки
сердечника находятся в
нейтральной зоне магнита, т. е. в момент,
когда магнит занимает положение,
изображенное на фиг. 26.
Интенсивность магнитного потока,
который может быть создан
магнитом в магнитной цепи, зависит
при заданных размерах магнита
от остаточной магнитной
индукции и коэрцитивной силы
использованного для изготовления
магнита сплава. Критериемдля оценки
магнитной стали служит величина
т. е. максимальное значе-
/
А
/
к .
вг
R
л
о
У
\ви)
/
max
600 Нс
200
О 1-ГО6 2'106ВН
Эрстеды Напряженность
размагничивающего поля
Фиг. 27. Кривая размагничивания постоянного
магнита:
/ — кривая размагничивания
(ВИ)тхх,
ние произведения В и Н на кривой размагничивания (фиг. 27).
Процесс улучшения магнитных качеств сплавов, используемых для
изготовления постоянных магнитов, можно проследить по табл. 1.
Используемые для изготовления постоянных магнитов сплавы Alni
и Alnico отличаются от сплавов старых марок главным образом высокой
коэрцитивной силой. Это дает возможность выполнять магниты короткими
и с прямоугольным сечением, что, в свою очередь, позволяет уменьшить
габариты магнето. Другим качеством, характерным для сплавов новых марок,
является высокая устойчивость в отношении сохранения магнитных свойств;
Таблица 1
Магнитные качества сплавов
Наименование сплава
Хромистая сталь ....
Кобальтовая сталь . . .
Alni
Alnico, литье
Alnico прессованный из
порошка
Alnico с
предварительной ориентировкой
молекул
Основные составные
части сплава
Fe, Cr
Fe, Co, W, Cr
Fe, Ni, Al
Fe, Ni Al, Co, Cu
Fe, Ni, Al, Co, Cu
Fe, Co, Ni, Al, Cu
Остаточная
-магнитная
индукция Bf в кгс
8—11
8—10,5
5—7
6—8
-7
10—12
Коэрцитивная
сила Н в э
50—70
215—260
400—650
500—600
-600
500—650
в гсхэ
0,24
0,9
1,2
1.6
1,6
3,6
16 Бюссиен 644
241

так, они почти не стареют с течением времени, не чувствительны к
сотрясениям и могут быть нагреты до температуры в несколько сотен градусов без
ухудшения их магнитных характеристик. Магниты из высококачественных
сплавов Alni и Alnico в большинстве случаев отливаются в песчаных формах;
их можно обрабатывать лишь путем шлифования.
Магниты выполняют также прессованными из специального порошка.
В этом случае составные части сплава измельчают в порошок, смешивают
между собой, спрессовывают под большим давлением в специальных формах
и, наконец, спекают при высокой температуре. При таком технологическом
процессе можно изготовлять магниты более сложной формы и с более
жесткими допусками, чем при литье в песчаные формы.
Последним достижением в области создания сплавов для изготовления
магнитов являются магниты с предварительной ориентировкой молекул.
В этом случае магниты во время закалки находятся под воздействием сильного
магнитного поля и благодаря этому их молекулы получают более точную
ориентировку. При этом способе удается получать особенно высокие
значения остаточной магнитной индукции; после закалки намагничивание
необходимо производить в том же направлении, что и во время закалки.
Сложная технология закалки позволяет получать магниты лишь простой
формы.
Наряду с использованием высококачественных магнитных сталей
необходимо также уделять большое внимание рациональному устройству
магнитной цепи магнето. Магнитопроводы должны иметь достаточное
поперечное сечение и во избежание возникновения вихревых токов должны быть
набраны из отдельных пластин. Вихревые токи поглощают часть магнитной
энергии и прежде всего замедляют процесс изменения величины магнитного
потока, что вызывает понижение напряжения в витках вторичной обмотки
и уменьшение энергии искры. Зазор между сердечником и магнитом должен
быть настолько мал, насколько это возможно без значительного увеличения
стоимости магнето в связи с необходимостью очень точного изготовления
деталей. Стыки между магнитом и его полюсными наконечниками, а также
между сердечником и его полюсными башмаками должны обеспечивать
хороший контакт, для чего плоскости разъема должны быть точно подогнаны
одна к другой. Вращающиеся магниты обычно снабжают полюсными
наконечниками, чем достигается уменьшение зазора между магнитом и
сердечником, а также более рациональное использование магнитной стали.
Полюсные наконечники, кроме того, предохраняют магнит от размагничивания.
Прерыватель и изменение момента зажигания
Прерыватель с кулачком и конденсатор, а также обмотки имеют в
магнето такое же устройство, как и в системе батарейного зажигания.
Распределительное устройство для подвода тока высокого напряжения к свечам
различных цилиндров чаще всего, как и в системе батарейного зажигания,
выполняют с искровыми промежутками и лишь изредка со скользящими
контактами.
Изменение момента зажигания осуществляется или вручную или
автоматически при помощи центробежного автомата. При ручном приводе
прерыватель обычно поворачивается относительно кулачка. Для того чтобы
предотвратить возможность несчастных случаев из-за обратных вспышек в момент
пуска двигателя, правилами техники безопасности предусмотрено, чтобы
при повороте пусковой рукоятки специальное устройство автоматически
обеспечивало установку позднего зажигания или чтобы при установке
раннего зажигания это устройство не позволяло провертывать коленчатый вал*
двигателя пусковой рукояткой.
Различают два способа регулирования опережения зажигания в магнето:
1. Регулирование опережения с изгенснием абриса. В этом случае
кулачок поворачивается относительно прерывателя, причем, конечно, происхо-
242

дит изменение абриса. Так как значительное изменение абриса вызывает
ухудшение работы магнето,,угол опережения зажигания можно изменять
лишь в узких пределах. Однако такой способ регулирования зажигания
имеет то преимущество, что необходимое для этого устройство может быть
выполнено очень компактным, поскольку для поворота кулачка не требуется
приложения значительных сил.
2. Регулирование опережения зажигания без изменения абриса.
Устройство для регулирования устанавливается между приводным валиком
магнето и его ротором. Это устройство осуществляет поворот всего ротора
вместе с неподвижно закрепленным на нем кулачком относительно
приводного валика. Абрис при этом остается неизменным, а следовательно, не
изменяется и рабочий процесс магнето. Так как устройство для регулирования
опережения зажигания должно поворачивать массивный ротор магнето
и преодолевать при этом силу противодействия магнитного поли, то его
приходится выполнять более тяжелым и больших размеров, чем устройство для
регулирования зажигания с изменением абриса.
Типы магнето
На фиг. 28 изображено магнето фирмы Bosch для одноцилиндрового
двигателя. Магнитный поток в этом магнето дважды меняет свое направление
11
Фиг. 28. Магнето для одноцилиндрового двигателя:
/ — корпус; 2 — сердечник; 3 — контакт; 4 — крышка с подшипником; 5 — токосъемный контакт;
6 — рычаг для ручного регулирования опережения зажигания; 7 — конденсатор; 8 — корпус
прерывателя. 9 — кулачок. 10 — ротор; // — постоянный магнит из сплава Alni; 12 — полюсные
наконечники ротора: 13 — полюсные башмаки сердечника; 14 — первичная обмотка; 15 — вторичная обмотка;
16 — выключатель, замыкающий первичную обмотку помимо прерывателя; 17 — контакты
прерывателя
за один оборот ротора. Однако для создания искры зажигания используется
лишь одно изменение направления магнитного потока. Число оборотов ротора
магнето при его установке на двухтактном двигателе равно числу оборотов
коленчатого вала двигателя, а при установке на четырехтактном двигателе —
числу оборотов распределительного вала. Вращающийся магнит из сплава
Alni снабжен полюсными наконечниками, набранными из отдельных пластин;
полюсные башмаки сердечника также набраны из отдельных пластин
и залиты в корпусе магнето, выполненном из легкого сплава. Сердечник,
несущий на себе первичную и вторичную обмотки, привинчен к полюсным
наконечникам; благодаря этому облегчается сборка и разборка магнето.
Ток высокого напряжения от вывода вторичной обмотки подводится по
проводу высокого напряжения к свече зажигания. Кулачок жестко связан
с осью ротора. Изменение опережения зажигания осуществляется вручную
рычагом, при помощи которого поворачивают диск прерывателя вместе
16* 243

с самим прерывателем вокруг оси кулачка. Выключение зажигания
осуществляется выключателем, который замыкает первичную обмотку помимо
прерывателя.
На фиг. 29 представлено магнето для двухцилицдрового двигателя.
В этом случае ротор несет на себе кулачок с двумя выступами. Для
зажигания используются оба изменения направления магнитного потока, которые
происходят за один оборот ротора, т. е. магнето за один оборот ротора
создает две искры. Ток высокого напряжения подводится с вторичной обмотки
через контактное кольцо к токораздаточному сегменту, а от него через
скользящие контакты — к свечам зажигания обоих цилиндров.
2 1
Фиг. 29. Магнето для двухцилиндрового
двигателя:
/ — полюсный башмак сердечника, -; —
магнит; 3 — полюсный наконечник магнита;
4 —сердечник, 5 — первичная обмотка. 6 —
вторичная обмотка; 7 — провод к свече первого
цилиндра; 8 и 15 — токосъемники; 9 —
выключатель замыкающий первичную обмотку
помимо прерывателя; 10 — конденсатор;
// — кулачок прерывателя; 12 — контакты
прерывателя; 13 — токораздаточный сегмент;
14 — распределитель, 16 — провод к свече
второго цилиндра. 17 — контактное кольцо.
6)
Фиг. 30. Центробежный автомат регулировки
опережения зажигания:
а — устройство центробежного автомата; б —
положение грузиков при неподвижном роторе; в — то же
при вращающемся роторе; / — кулачок; 2 —
поводок; 3 — грузики; 4 — опорная пластина; 5 —
пружина.
Конструкция часто используемого
в таком магнето устройства для
поворота кулачка показана на фиг. 30.
Кулачок может поворачиваться
относительно оси ротора, а диск, несущий на себе центробежный автомат,
неподвижно закреплен на этой оси. При увеличении числа оборотов грузики под
действием центробежной силы расходятся и поворачивают кулачок
относительно оси ротора, при этом кулачок смещается относительно ротора вперед
и набегает на выступ рычажка раньше, что и приводит к увеличению угла
опережения зажигания. При уменьшении числа оборотов пружины
возвращают грузики в исходное положение, кулачок также поворачивается
относительно ротора назад, и угол опрежения зажигания уменьшается.
На фиг. ЗГ изображено магнето с искровыми промежутками в
распределителе, предназначенное для четырехтактного четырехцилиндрового
двигателя. Так же как и в предыдущем случае, магнитный поток в этом магнето
изменяет свое направление дважды за один оборот ротора магнето; ротор
имеет кулачок с двумя выступами, и магнето создает две искры за один
оборот ротора. Ротор вращается с числом оборотов, равным числу оборотов
коленчатого вала двигателя. В четырехтактном четырехцилиндровом двигателе
магнето должно создавать за два оборота коленчатого вала двигателя четыре
искры. Для того чтобы создать искру в свече каждого из четырех цилиндров,
ротор распределителя должен вращаться с числом оборотов
распределительного вала, т. е. он должен приводиться во вращение зубчатой передачей
от вала магнето с передаточным отношением 2:1. Ток высокого напряжения
поступает со вторичной обмотки на токораздаточную пластину вращающегося
ротора распределителя, затем, пробивая искровой промежуток, поступает
244

поочередно на каждый из четырех электродов крышки распределителяя
а оттуда по проводам высокого напряжения подводится к четырем свечам
зажигания. Прерыватель может быть зашунтирован при помощи
выключателя, замыкающего первичную обмотку помимо прерывателя, чем и
осуществляется выключение зажигания.
Для подвесных двигателей, двигателей переносных агрегатов,
сенокосилок и т. д. фирмой Scintilla — Bendix создана конструкция магнето дискового
типа (фиг. 32). В этом случае звездообразный магнит и кулачок прикреплены
на коленчатом валу. В зависимости от того,
имеет ли двигатель один или два цилиндра,
на диске, представляющем собой пластину,
отлитую методом литья под давлением,
устанавливают один или два сердечника с полю-
Ц 5
12
13
Фиг. 31. Магнето для четырехцилиндрового двигателя:
1 — пусковой ускоритель; 2 — корпус магнето, 3 —
полюсный башмак сердечника; 4 — сердечник; 5 —
контактная пружина; 6 ~ болт-пробка отверстия для смазки;
7 — крышка распределителя; 8 — токораздаточная
пластина распределителя; 9 — рычажок прерывателя; 10 —
рычаг для ручного регулирования угла опережения зажигания;
// — кулачок прерывателя; 12 — фильц; 13 — крышка
прерывателя, 14 — корпус прерывателя; 15 — конденсатор;
16 — ротор.
Фиг. 32. Магнето дискового
типа для одноцилиндрового или
двухцилиндрового двигателя.
сными башмаками,
прерывателем и конденсатором.
Для размыкания цепи
используется пружинный прерыватель фирмы Shoemaker, в котором вместо
рычажка прерывателя имеются две плоские пружины; одна несет на себе
подвижный контакт, а другая — ползунок.
Иногда оказывается желательным заменить на автомобиле систему
батарейного зажигания системой зажигания от магнето. Это случается тогда,
когда при больших числах оборотов вала двигателя требуется получить
особо сильную искру зажигания, а также тогда, когда из-за сложности ухода
за аккумуляторной батареей или по какой-либо другой причине желательно
иметь систему зажигания без аккумуляторной батареи. Для таких случаев
созданы конструкции так называемых магнето с приводом от
распределительного вала х; такие магнето могут быть установлены на двигателе взамен '
распределителя батарейного зажигания.
Одно из таких магнето фирмы Scintilla показано на фиг. 33. Ротор
магнето представляет собой четырехполюсный- звездообразный магнит
с полюсными наконечниками, набранными из железных пластин.
Магнитный поток от двух северных полюсов магнита поступает через полюсный
башмак сердечника, также набранный из отдельных пластин, в вертикально
Вертикальные магнето. Прим. ред.
245

расположенный сердечник, а затем возвращается к южным полюсам магнита
через второй полюсный башмак сердечника.
Регулирование опережения зажигания осуществляется при помощи
центробежного автомата, осуществляющего привод ротора. Валик ротора
проходит сквозь полый сердечник и несет на своем верхнем конце кулачок
и ротор распределителя. Распределитель, магнитная цепь и конденсатор
размещены в литом корпусе; сверху корпус закрыт крышкой
распределителя. Скользящие контакты отсутствуют (ток высокого напряжения
поступает с токораздаточной пластины ротора
распределителя на электроды крышки
распределителя, пробивая искровой промежуток).
Магнето является четырехискровым и
создает четыре искры за один оборот ротора.
Так как ротор магнето вращается с числом
оборотов распределительного вала, то
надобность в устройстве замедляющей зубчатой
передачи к ротору распределителя отпадает.
Вертикальное магнето фирмы Scintilla
представляет собой оригинальную конструк-
• цию, однако вследствие сложного устрой-
11 1?
Фиг 33. Вертикальное маг-
нето для четырехцилиндро-
вого двигателя.
СТВа
Фиг. 34. Шестиполюсное маховичное магдино
обеспечивающее зажигание, освещение и зарядку
аккумуляторной батареи:
1 и 5 —сердечники с обмоткой для освещения; 2—фильц;
3 — контакты прерывателя; 4 — рычажок прерывателя;
6 — сердечник с обмоткой для зарядки аккумуляторной
батареи; 7 — клемма провода высокого напряжения
системы зажигания; 8 — конденсатор системы зажига-
ния; 9 — магнит; 10 — кулачок прерывателя, // — ма-
ховик; 12 - втулка; 13 - полюсный наконечник.
МаГНИТОПрОВОДОВ
»тладг»г"гк nnpnnkun
HMU^lb дииильни
высока.
Для двигателей мотоциклов широкое применение находят маховичные
магнето, ротор которых выполнен в виде маховика. В маховике укреплены
магниты с полюсными наконечниками. Неподвижные части магнето также
расположены внутри маховика (они укреплены на диске, отлитом методом
литья под давлением). Такая компоновка придает маховику магнето
дискообразную, короткую в продольном направлении форму, очень удобную при
установке магнето на мотоцикле, чем и объясняется его широкое
распространение.
Диск, несущий на себе неподвижные части магнето, привинчен к картеру
двигателя; маховик, представляющий собой ротор магнето, консольно
прикреплен к хвостовику коленчатого вала (хвостовик имеет коническую форму).
Таким образом, маховичное магнето не нуждается ни в специальных
подшипниках, ни в специальном приводе. При пуске двигателя маховичное магнето
выполняет роль маховой массы. Как особое преимущество такого магнето,
необходимо отметить то обстоятельство, что оно может служить источником
тока не только для зажигания, но и для других потребителей. Таким комби-
246

нированным аппаратом является магдино (динамо-магнето) фирмы Bosch
(фиг. 34).
Внутри маховика, выполненного из немагнитного материала,
расположены привинченные к нему магниты из сплава Alni с шестью полюсными
наконечниками. Кроме того, к маховику приклепана втулка с кулачком
прерывателя. Неподвижный диск, помимо элементов системы зажигания
(сердечник, прерыватель и конденсатор), еще несет на себе два сердечника
с обмотками для освещения и сердечник с обмоткой для зарядки
аккумуляторной батареи. При вращении маховика магниты создают в каждом из
сердечников переменный магнитный поток с тремя полными периодами за один
оборот маховика.
Фиг 35 Четырех полюсное маховичное магдино, обеспечивающее
зажигание и освещение.
Элементы магдино, относящиеся к сис!еме зажигания, работают так же, как и в
описанных выше магнето: в первичной обмотке индуктируется ток, прерыватель в определенный
момент размыкает первичную цепь и это создает во вторичной обмотке ток высокого
напряжения, используемый для зажигания.
В обмотках обоих сердечников, предназначенных для освещения, индуктируется
переменный ток, который может быть непосредственно использован для питания электроламп.
Напряжение в осветительной сети регулируется автоматически: с увеличением числа оборотов вала
двигателя и маховика магдино оно вначале резко возрастает, однако при дальнейшем
увеличении числа оборотов остается почти неизменным (увеличивается лишь незначительно).
Вследствие этого, с одной стороны, лампы горят достаточно ярко уже при малой скорости
движения, а с другой стороны, при высоких скоростях движения не получается перегрузки
ламп Такое автоматическое регулирование напряжения является характерной особенностью
маховичного динамо-магнето. При увеличении числа оборотов вала двигателя увеличивается
также и частота индуктируемого в обмотках сердечников переменного тока, а это приводит
к увеличению падения напряжения в обмотках (вследствие увеличения их индуктивного
сопротивления); таким образом, после достижения маховиком определенного числа оборотов
в минуту напряжение, подводимое к лампам, остается почти неизменным.
В обмотке сердечника, предназначенного для зарядки аккумуляторной батареи, также
индуктируется переменный ток, этот ток переобразуется в постоянный при помощи сухого
выпрямителя и используется для зарядки небольшой аккумуляторной батареи, которая служит
для питания звукового сигнала и ламп стояночного освещения.
Маховичные динамо-магнето обычно имеют мощность 3—45 вт. Установки мощностью
Зет широко используют, например, в веломотоциклах, а установки большей мощности находят
применение в мотоциклах с двигателями рабочим объемом до 500 см3.
На фиг. 35 показано четырехполюсное маховичное динамо-магнето фирмы Noris, имеющее
сердечник с обмоткой для зажигания и сердечник с обмоткой для освещения. Мощность
установки 18 вт. Расположение магнето радиальное, что позволяет использовать сталь для
изготовления маховика. При этом стальной маховик используется в качестве магнитопровода.
Сравнение батарейного зажигания и магнето
В отношении природы создаваемой обеими системами искры зажигания
батарейное зажигание ничем не отличается от магнето: искра начинается
с емкостного разряда, обладающего большим током, но очень малой
247

продолжительностью, и переходящего затем в дугу. Имеется, однако, различие
в протекании кривой, представляющей собой зависимость напряжения во
вторичной цепи зажигания в момент размыкания контактов от числа оборотов
вала двигателя. Это различие объясняется неодинаковым характером
изменения тока в первичной цепи, т. е. неодинаковой величиной тока в момент
размыкания контактов. Как известно, при батарейном зажигании на
автомобиле имеется источник тока с постоянной э. д. с. Так как с увеличением
числа оборотов вала двигателя время, в течение которого первичный ток
может нарастать, укорачивается, то мгновенное значение тока в момент
размыкания контактов
уменьям гтп i ггп : i i i i шается (см. фиг. 9). Примерно
так же изменяется и напряже-
ние во вторичной цепи
(фиг. 36).
При зажигании от магнето
первичный ток создается в
самом магнето, в первичной
обмотке которого при
вращении ротора наводится э. д. с.
Э. д. с. с возрастанием числа
оборотов вала двигателя
увеличивается. При малом числе
оборотов мгновенное
значение первичного тока в
момент размыкания контактов
1
16
12
/
...
">
/л
■ 1
з г
'''
^-
iyc
чобого ус
2
горите/
"^——
■л ^^^
J
— —
=*—«=
60 WO 200 6001000 2000 3000 U000 п об/мин
меньше, а при большом чи-
Фиг. 36. Напряжение во вторичной цепи системы за- еле оборотов — значительно
жигания в момент размыкания контактов и первичный больше чем При батарейном
ток при батарейном зажигании и при зажигании от зажигании. В соответствии
с этим при малом числе
оборотов зажигание от магнето
в отношении величины
напряжения во вторичной цепи
в момент размыкания
контактов уступает батарейному зажиганию. Это положение является в равной
мере справедливым как при работе с чистыми свечами, так и с
шунтирующим сопротивлением (т. е. при свечах, загрязненных нагаром или
покрытых налетом свинца вследствие работы на этилированном бензине).
/ — зажигание от магнето; // — батарейное зажигание;
/ —Максимальное напряжение (без шунтирующих
сопротивлений); 2 — напряжение при шунтирующем
сопротивлении 0,2 мгом; 3 — первичный ток в момент размыкания
контактов прерывателя.
Пусковой ускоритель
Для того чтобы при зажигании от магнето получить в момент размыкания
контактов достаточное напряжение во вторичной цепи также и при очень
малом числе оборотов (например, при пуске двигателя), применяют
пусковой ускоритель. Пусковой ускоритель установлен перед магнето и часто
представляет собой часть его привода [см. фиг. 31); в некоторых случаях он
органически встраивается в само магнето. Пусковой ускоритель работает лишь
при очень низких числах оборотов вала двигателя и служит для сообщения
толчка (импульса) ротору и проворачивания его на некоторый угол с большой
скоростью (для получения хорошей искры, когда магнитный поток в
магнитной цепи меняет свое направление, и для изменения момента зажигания
в сторону запаздывания).
Пусковой ускоритель состоит из следующих составных частей:
а) поводковой муфты, сцепленной с приводным валиком магнето при помощи двух
кулачков и вращающейся вместе с приводным валиком;
б) фланца ускорителя с выступом и предохранительной втулкой, жестко связанного
с корпусом магнето;
в) диска с собачками, установленного на коническом хвостовике ротора'iva гнет о;
г) пружины, связывающей поводковую муфту с диском, несущим собачки (фиг 37).
248

При медленном проворачивании поводковой муфты пружина вначале проворачивает
также и диск с собачками вместе с ротором; это происходит до тех пор, пока выступ собачки
не упрется в выступ фланца ускорителя, что препятствует дальнейшему вращению диска
с собачками и ротора. Между тем поводковая муфта продолжает поворачиваться и
натягивает пружину. После того как поводковая муфта повернется примерно на 90°, кулачок,
сидящий на поводковой муфте, нажимает на собачку, собачка перестает упираться в выступ
фланца ускорителя и натянутая пружина проворачивает диск с собачками вместе с ротором
с такой скоростью, которая обеспечивает получение хорошей искры в момент размыкания
контактов прерывателя После этого ротор перестает поворачиваться до тех пор, пока выступ
второй собачки не упрется в выступ фланца ускорителя; затем весь процесс повторяется.
При этом момент зажигания при пуске двигателя определяется главным
образом моментом, в который собачка освобождает ротор. Путем
соответствующей установки фланца с
выступом на корпусе магнето можно
регулировать момент зажигания, заставляя
искру проскакивать в момент
прохождения поршнем в. м. т. или еще позже,
что позволяет избежать.обратных
вспышек при пуске двигателя.
Пусковой ускоритель работает,
начиная с какого угодно малого числа
оборотов вала двигателя и кончая
15С—180 об/мин, после чего собачки
расходятся под действием центробежной
силы и перестают упираться в выступ
фланца ускорителя. Начиная с этого
момента, ротор вращается равномерно и
опережение зажигания увеличивается.
Влияние пускового ускорителя на
рабочую характеристику зажигания от
магнето показано на фиг. 36.
Описанный пусковой ускоритель
дает ротору два толчка за один оборот
и поэтому предназначен для двух-
искрового магнето. Для четырех-
искровых магнето или для магнето,
дающих за один оборот ротора одну
искру, используют четырех- или одно-
искровые пусковые ускорители. Так как
собачки входят в зацепление с выступом фланца ускорителя под действием
силы тяжести, то пусковой ускоритель может работать лишь при
горизонтальном положении оси ротора. Однако имеются и конструкции пусковых
ускорителей, рассчитанные на работу с вертикальными магнето.
Применение пусковых ускорителей особенно необходимо на двигателях
тяжелых грузовых автомобилей и тракторов, коленчатые валы которых
не удается поворачивать при пуске с достаточной скоростью.
Привод и установка на двигателе
Необходимое передаточное отношение от коленчатого вала двигателя
к ротору магнето вычисляется для четырехтактных двигателей по следующей
формуле:
Число оборотов магнето 1 Число цилиндров
Число оборотов коленчатого вала 2 Число искр за один оборот магнето
Для двухтактных двигателей передаточное отношение, вычисленное
по приведенной выше формуле, необходимо удвоить.
Пример. Имеется шестицилиндровый четырехтактный двигатель; используется двух-
искровое магнето.
1 б
Фиг. 37. Пусковой ускоритель для
магнето с горизонтальной осью ротора:.
1 — поводковая муфта, 2 — упорный
выступ; 3 — размыкающий выступ; 4 — выступ
фланца ускорителя; 5 — предохранительная
втулка; 6 — фланец; 7 — рифленая шайба;
8 — собачка; 9 — выступ собачки; 10 — диск,
несущий на себе собачек; 11 — пружина.
Передаточное отношение равно -г- Хт«
249

Привод магнето должен осуществляться таким образом, чтобы заданный момент
зажигания оставался неизменным. Для этого лучше всего непосредственно связывать ротор магнето
с коленчатым или распределительным валом, а там, где это не представляется возможным,
использовать шестеренчатый привод.
Привод. Привод магнето должен осуществляться через эластичную муфту
(фиг. 38). Благодаря этому полностью или частично предотвращается
передача на магнето вибраций двигателя и, кроме того, в случае небольшой
несоосности оси ротора магнето и приводного вала не возникают
дополнительные нагрузки на подшипники и на ось ротора.
Упругий элемент эластичной муфты представляет собой резиновый
диск с четырьмя пазами, расположенными под углом 90°. Для того чтобы
облегчить установку зажигания, в накладке ведомой части муфты имеются
продолговатые вырезы, вследствие чего эту накладку можно поворачивать
на некоторый угол относительно ведущего
диска с кулачками.
Мощность, затрачиваемая на привод
магнето. Между мощностью, затрачиваемой
Фиг. 38. Привод магнето:
/ — накладка; 2 — ведомый диск с кулачками; 3 —
резиновый диск с пазами, 4 — стяжное кольцо; 5 — ведущий
диск с кулачками.
Фиг. 39. Установка магнето
на двигателе.
на привод магнето, и числом его оборотов имеется линейная зависимость.
На привод магнето обычных типов при большем числе оборотов
затрачивается мощность 50—75 вт.
Крепление магнето. Магнето прикрепляют к плоскому основанию или
к фланцу картера двигателя.
В первом случае (фиг. 39) магнето устанавливают на плоское основание
и прикрепляют болтами или натяжной лентой. Точная установка магнето
на площадке крепления достигается при помощи имеющихся на этой
площадке ^ фиксирующих шпилек, входящих в соответствующие отверстия
в основании магнето. Во втором случае фланец магнето непосредственно
прикреплен к фланцу картера двигателя, причем специальными
устройствами также достигается точная установка магнето относительно картера.
Благодаря наличию во фланце картера (обычно отлитого как одно целое
с картером двигателя) продолговатых отверстий корпус магнето можно
поворачивать относительно картера, изменяя тем самым установочный угол
опережения зажигания. При установке магнето следует обращать внимание
на то, чтобы оно было защищено от попадания в него масла, воды, грязи
и топлива; провода системы зажигания не должны иметь чрезмерно резких
изгибов и подвергаться чрезмерному нагреву от близости горячих частей
двигателя. Кроме того, необходимо обеспечить надежный электрический
контакт между корпусом магнето и картером двигателя (т. е. чтобы было
обеспечено надежное соединение корпуса магнето с массой).
Установка зажигания осуществляется в общем так же, как и при
батарейном зажигании. При ручном приводе регулировки опережения
зажигания необходимо следить за тем, чтобы рычаг регулировки опережения
зажигания находился в положении," соответствующем указаниям
завода-изготовителя (т. е. в положении, соответствующем раннему или позднему
зажиганию).
250

В случае наличия пускового ускорителя последний во время установки
зажигания должен быть выключен. Это в большинстве случаев достигается
поворотом маховика в направлении его обычного вращения до тех пор, пока
собачка не перестанет упираться в выступ фланца ускорителя, после чего
маховик вращают в обратном направлении до замыкания контактов
прерывателя. Если после этого опять поворачивать маховик в направлении его
обычного вращения, то момент начала размыкания контактов будет
соответствовать установке раннего зажигания.
СВЕЧИ
Свеча представляет собой устройство, позволяющее ввести искровой
промежуток в камеру сгорания двигателя. К свече по проводу высокого
напряжения подводятся импульсы тока высокого напряжения, создаваемые
соответствующими аппаратами. Как только напряжение на электродах свечи
достигает определенной величины, между электродами проскакивает искра,
воспламеняющая в цилиндре рабочую смесь. Свеча является важным
элементом системы зажигания; надежная работа всей системы зажигания в
значительной мере зависит от совершенства конструкции свечи и ее надежности
в процессе эксплуатации.
Требования, предъявляемые к свечам
Свеча должна противостоять значительным механическим, тепловым,
электрическим и химическим напряжениям. В четырехтактных двигателях
на протяжении каждого цикла в зоне установки свечи имеются следующие
температура и давление:
В конце такта впуска 60—90° С и 0,9 кг/см2
В конце такта сжатия 350—400° С и 10—12 кг/см2
В процессе сгорания 2000—3000° С и 40—50 кг/см2
В конце сгорания 1300—1600° С и 5 кг/см2
Напряжение на электродах свечи обычно достигает примерно 10 /се,
а в некоторых случаях оно может доходить до 25 кв.
Требования, предъявляемые к свечам:
а) надежная работа при резких изменениях давления и температуры
и стойкость против коррозии;
б) высокая электрическая прочность изолятора с большим
сопротивлением изоляции и способность не терять эти свойства при нагреве до рабочей
температуры; пробивное напряжение на электродах свечи не должно быть
особенно высоким;
в) герметичность конструкции свечи при любых рабочих давлениях,
не допускающая прорыва газов из цилиндра через свечу;
г) обеспечение конструкцией свечи достаточного отвода тепла с тем,
чтобы температура центрального электрода и нижнего конца изолятора
не поднималась выше 500—850° С (температура, наиболее благоприятная
для работы свечи);
д) большой срок службы свечи (ее электроды не должны быстро
обгорать, а изолятор должен долгое время сохранять свои первоначальные
качества).
Конструкция свечи
Основными частями свечи являются электроды, изолятор и корпус
(фиг. 40). Стержень, по которому подводится ток высокого напряжения,
ввинчивается в изолятор свечи и заливается цементом. Для зажима провода
высокого напряжения используется контактная гайка; нижний конец стержня
служит центральным электродом. Изолятор крепится в корпусе свечи
завальцовкой края корпуса или зажимается в нем ниппелем. Уплотнитель-
251

Фиг. 40. Конструкция свечи
зажигания:
1 — боковой электрод; 2 — кор-
пус; з—шестигранник под ключ;
ные шайбы между изолятором и корпусом свечи предотвращают прорыв
газов из цилиндра через свечу. Корпус свечи имеет ввертную часть с резьбой
и шестигранник под ключ, что позволяет ввертывать свечу в головку цилин-
ра. В нижней части корпуса свечи укреплены
один или несколько боковых электродов,
соединенных с массой.
Электроды свечи
При заданных параметрах камеры сгорания,
определяющих рабочие давления и температуру,
величина пробивного напряжения зависит
главным образом от искрового промежутка между
электродами, формы электродов и материала
электродов.
Искровой промежуток. В обычных
автомобильных двигателях величина искрового
промежутка составляет, как правило, 0,6—0,7 лш,
в двигателях с высокой степенью сжатия 0,4—
0,5 лш, а в двигателях с очень низкой степенью
сжатия 0,8—1,0 мм.
Если искровой промежуток чрезмерно мал,
возникает опасность его забивания частицами
нагара (в двухтактных мотоциклетных двигателях
иногда случается, что электрическое поле притя-
гивает к электродам частички пыли из поступаю-
щего в цилиндр воздуха, а при неполном сгора-
нии на электродах образуется также жирный
нагар; в результате между электродами обра-
ЗуеТСЯ МОСТИК ИЗ ТОКОПрОВОДЯЩИХ Веществ). Ма-
лый искровой промежуток, кроме того, затруд-
няет пуск двигателя и ухудшает его работу с
малым числом оборотов холостого хода, так как при
смеси с плохо испарившимся топливом, а также
при бедной смеси может случиться, что на коротком пути между
электродами свечи не окажется смеси, способной к воспламенению. Эта
ведет к перебоям в зажигании и в работе двигателя.
Большой искровой промежуток обеспечивает надежную работу двигателя
с малым числом оборотов холостого хода; однако при высокой степени
сжатия требуется высокое пробивное напряжение, что создает более тяжелые
условия работы для изоляции аппаратов зажигания (изоляции вторичной
обмотки катушки зажигания, провода высокого напряжения и изолятор
свечи). Так как в процессе эксплуатации искровой промежуток вследствие
обгорания электродов постепенно увеличивается, необходимо время от
времени проверять его величину и, если требуется, доводить ее до нормы путем
подгибания боковых электродов.
Форма электродов и их расположение. Форма электродов влияет на
характер электрического поля и, следовательно, на величину пробивного
напряжения. Для острых электродов новой свечи требуется меньшее пробивное
напряжение, чем для обгоревших тупых электродов. Вследствие худшего
отвода тепла от острых электродов они нагреваются сильнее, чем короткие
тупые электроды с большим поперечным сечением, что приводит к их более
быстрому обгоранию. Искра должна проскакивать в таком месте, к которому
имеется хороший доступ смеси. Однако, чтобы избежать чрезмерного
нагревания, электроды не должны слишком намного выступать в камеру сгорания.
Вследствие худшего отвода тепла центральный электрод обыкновенно
нагревается до более высокой температуры, чем боковой электрод. Для того чтобы
уменьшить обгорание, вокруг центрального электрода иногда располагают
252
7 — стержень; 8
—уравнительное кольцо; 9 — уплотнитель-
ные кольца; 10 —
центральный электрод.

несколько боковых электродов. Благодаря этому искра проскакивает
поочередно через различные искровые промежутки. Наиболее употребительные
варианты расположения электродов показаны на фиг. 41. Боковой электрод
приваривают к стальному корпусу свечи или вставляют в отверстие корпуса,
вследствие чего от него обеспечивается хороший отвод тепла. Центральный
электрод приваривают к стержню. Для того чтобы обеспечить хороший
отвод тепла также и от центрального электрода, стержень должен иметь
достаточно большое поперечное сечение. Для улучшения отвода тепла в
некоторых случаях часть стержня изготовляют из меди (свечи гоночных
автомобилей).
Полярность электродов. Температура дуги на аноде (плюс) выше, чем
на катоде (минус). Так как центральный электрод вследствие худшего отвода
тепла нагревается сильнее, чем боковой электрод, полярность электродов
.в большинстве случаев выбирают таким образом, чтобы соединенный с
массой боковой электрод являлся анодом.
Благодаря этому удается в некоторой
степени выровнять условия работы
обоих электродов и уменьшить обгора-
ние.
Обгорание электродов. Обгорание
электродов вызывается наличием
электрической дуги и химическим
воздействием топлива при его сгорании. 300°
650°
800°
Температура
изолятора
200°
Температура в зоне
расположения сбечи.
От-30до+Ь0°
(Ооздух)
От 60 до 3000°
J
Фиг. 41. Конструкции электродов.
( Красное каление)
Фиг. 42. Тепловые напряжения в
изоляторе свечи.
В особенности вредно действуют на электроды тетраэти л свинец, добавляемый
к топливу для повышения его антидетонационной стойкости, и сера,
содержащаяся в топливе в большем или меньшем количестве. Кроме того,
обгорание электродов вызывается и чисто электрическими явлениями. Для
уменьшения тока и, следовательно, обгорания электродов перед свечой иногда
включают сопротивление в несколько тысяч омов.
Материал электродов. Электроды чаще всего изготовляют из никеля
с присадкой марганца. Этот сплав имеет высокую температуру плавления
(1450° С), хорошо сопротивляется окислению при работе двигателя на неэти-
лироваином бензине и не требует особенно высокого пробивного напряжения.
При высокой температуре никель обладает способностью ионизировать
искровой промежуток, чем и объясняется снижение требуемого пробивного
напряжения. В качестве материала для электродов используют также сплавы
железа с хромом; такие сплавы более устойчивы в отношении коррозии, чем
никель, однако для них нужно более высокое пробивное напряжение.
Изоляторы свечи
Изолятор свечи имеет важное назначение: он должен обеспечить
электрическую изоляцию стержня от корпуса свечи и, следовательно, от массы
двигателя. При этом он должен обладать достаточной механической и
термической прочностью для того, чтобы успешно противостоять резким изменениям
давления и температуры в зоне расположения свечи, а также большим
перепадам температуры по высоте самого изолятора (фиг. 42).
Электрическое сопротивление изолятора. Проводимость изолятора, весьма
незначительная при комнатной температуре, с повышением температуры
253

быстро увеличивается. Если проводимость изолятора превысит допустимую
величину, то часть тока высокого напряжения начинает замыкаться на
массу непосредственно через изолятор, что вызывает ослабление искры
зажигания. Проводимость изолятора свечи создает шунтирующее омическое
сопротивление в цепи высокого напряжения и понижает высокое
напряжение, создаваемое аппаратами зажигания в момент размыкания контактов
прерывателя (см. фиг. 3). Качество изолятора свечи при высокой температуре
оценивают условной величиной Те\ эта величина представляет собой
температуру, при которой удельное сопротивление изолятора составляет 106 ом
(под удельным сопротивлением понимается сопротивление кубика из
материала изолятора с длиной ребра 1 см).
Поверхностное сопротивление изолятора. В процессе эксплуатации на
поверхности изолятора отлагаются частицы несгоревшего углерода, масло,
а при работе на этилированном бензине и бензине с содержанием серы, кроме
того, еще и окись свинца и сернистый свинец. На верхней части изолятора,
выступающей из головки цилиндра, оседает пыль, влага, грязь. Все
эти отложения до некоторой степени понижают поверхностное
сопротивление изолятора и влекут за собой те же вредные последствия, что и
понижение сопротивления материала изолятора. Поверхностное сопротивление
изолятора поддерживают на достаточно высоком уровне следующими
мероприятиями:
а) поверхность изолятора делают как можно более гладкой, так как в этом
случае отложения пристают к ней меньше (изолятор покрывают глазурью);
б) изолятору придают форму и размеры, при которых току утечки на его
поверхности приходится преодолевать длинный путь, что делает изолятор
менее чувствительным к образованию на нем отложений;
в) температуру изолятора доводят до такой величины, при которой копоть,
состоящая из частиц несгоревшего углерода, и масло при попадании на
изолятор сгорают, вследствие чего происходит самоочищение свечи.
Электрическая прочность. Для того чтобы выдерживать напряжения
до 25 кв, изолятор свечи должен иметь достаточно толстые стенки; кроме того,
необходимо, чтобы материал изолятора не был пористым, не содержал
посторонних примесей и на поверхности изолятора не было рисок или царапин.
Пробивное напряжение для атмосферного воздуха значительно ниже, чем
для сильно сжатой в камере сгорания рабочей смеси. Вследствие этого
выступающая из цилиндра часть изолятора должна иметь достаточную длину с тем,
чтобы исключить возможность проскакивания искры вне цилиндра (между
контактной гайкой и корпусом свечи).
Теплопроводность. Теплопроводность материала изолятора должна быть
как можно выше для того, чтобы был обеспечен отвод тепла от нижней,
наиболее горячей части изолятора. Температура нижней части изолятора не
должна быть выше 900° С, так как в противном случае возможно
возникновение калильного зажигания. Вследствие высокой теплопроводности
материала изолятору можно придать такую форму, при которой ток утечки
проходил бы длинный путь по поверхности нижней части изолятора, что делало
бы свечу менее чувствительной к образованию на ней токопроводящих
отложений.
Коэффициент теплового расширения. Коэффициент теплового
расширения материала изолятора не должен слишком сильно отличаться от
коэффициента теплового расширения стали (11, 5-10 6 мм/град). Это нужно
для того, чтобы изолятор не был разорван расширяющимся при нагревании
стержнем и чтобы стержень оставался плотно сидящим в изоляторе при
остывании.
Материал. Для изоляторов свечей почти исключительно используются
керамические материалы; в редких случаях (для гоночных автомобилей)
используется слюда.
Слюда обладает особенно высокой электрической прочностью.
Слюдяной изолятор составляется из тонких листочков, которым придается форма
254

Табл ица 2
Физические свойства материалов изоляторов
Параметры
Температура размягчения
в °С
Предел прочности в кг/см2-
при сжатии
при изгибе
Коэффициент теплового
расширения (при нагревании
в интервале 20—800° С)
в мм/град
Теплопроводность в ккал/м
час град (при 100° С) . .
Величина Те **
Пробивное напряжение
в кв/мм
Слюда
^1300*
0,3
700
30—35
Стеатит
-^1400—1600
7500
1200—1400
8,5-1С-6
2,0—2,4
^500—600
20—30
Материалы, содержащие в своем
составе окись алюминия в
количестве
около 85°/0
^1750—1850
5000—6000
-х, 1600—2200
(8-*-10). Ю-6
6-7
-6000
-20
около 97°/0
-^2000
5000—6000
2000—2500
(8ч-10). Ю-6
16—18
^700—800
-20
* При температуре 600—800° С слюда теряет входящую в ее состав и химически?
связанную с ней воду.
** Условная величина, оценивающая качество изолятора свечи при высокой
температуре. Прим. перев.
шайб; шайбы накладываютодну на другую и прессуют под высоким давлением,
в результате чего получается изолятор в виде трубки. Этот изолятор обладает
высокой механической и термической прочностью. Однако при работе на
этилированном бензине соединения свинца вредно действуют на поверхность
слюдяного изолятора и разрушают .его. Слюдяные изоляторы можно
использовать лишь при температуре изолятора до 600° С.
Из керамических материалов ранее всего начали использовать фарфор,
затем долгое время использовали стеатит, представляющий собой силикат
магния. В последующем заводами-изготовителями свечей были созданы
специальные керамические материалы, как силикат алюминия, силлиманит
(или муллит) и материалы, содержащие в своем составе в основном окись
алюминия: пиранит, корундит, коралокс и синтокс.
Физические свойства некоторых материалов, используемых для
изготовления изоляторов свечей, приведены в табл. 2.
Герметичность
Свеча должна обеспечивать хорошую герметичность для того, чтобы бьш
исключен прорыв газов из камеры сгорания через свечу. Свеча, обладающая
плохой герметичностью, понижает степень сжатия и мощность двигателя,,
а газы, прорывающиеся через свечу или через резьбовое соединение между
свечой и головкой цилиндра, сильно нагревают свечу и могут явиться
причиной возникновения калильного зажигания.
В свече, ввинченной в головку цилиндра, предусматриваются три
уплотнения (см. фиг. 40): одно уплотнение между корпусом свечи и головкой
цилиндра, второе — между изолятором и корпусом свечи (в двух местах)
и третье — между стержнем и изолятором. Уплотнение между корпусом
свечи и головкой цилиндра, а также между изолятором и корпусом свечи
выполняется в виде уплотнительных колец, изготовляемых из меди, медно-
асбестовых материалов или из мягкого железа; при ввертывании свечи ил^
при завальцовке края ее корпуса кольцо деформируется, прилегая к поверх-

ности соединяемых деталей, и обеспечивает, таким образом, нужное
уплотнение. Назначением уплотнительных колец между изолятором и корпусом
является также отвод тепла от изолятора на корпус свечи, а тем самым на
массу двигателя. Уплотнение между стержнем и изолятором осуществляется
путем цементирования, сплавления или установкой под резьбовое соединение
стержня и изолятора уплотнительного кольца из меди или алюминия.
Тепловая характеристика
При работе двигателя на установившемся режиме нижняя часть
изолятора свечи через короткое время нагревается до некоторой температуры,
которая в последующем остается
постоянной; величина этой температуры
зависит от мощности, развиваемой
двигателем при работе на данном режиме,
от размера поверхности,
воспринимающей тепло, и от теплопроводности
свечи. Теплопроводность свечи зависит
от материала и от ее размеров, прежде
всего от величины поперечного сечения
изолятора, центрального электрода
и корпуса свечи.
Температура нагрева свечи при
различных режимах работы двигателя не
должна превышать 850—900° С, так как
в противном случае воспламенение
смеси будет осуществляться не искрой,
а простым соприкосновением смеси
с раскаленным изолятором или
центральным электродом; при этом будет
иметь место преждевременное
зажигание (так называемое калильное
зажигание). Следствием возникновения
калильного зажигания является
неровная работа двигателя и падение мощности. Желательно также, чтобы
температура свечи была не ниже 530° С, так как только в этом случае с
уверенностью обеспечивается самоочищение свечи (сгорание попадающих на
изолятор частиц углерода и капель масла). Однако в течение короткого времени
свеча может нормально работать и при более низкой температуре.
Количество тепла, подводимого к свече (т. е. ее тепловая нагрузка),
сильно изменяется в зависимости от типа двигателя. Для того чтобы
температура свечи оставалась в заданном интервале, необходимо
приспосабливать параметры свечи к условиям ее работы на двигателе данного типа. Для
этого изготовляют свечи с различными тепловыми характеристиками,
причем для обозначения тепловой характеристики принят способ фирмы Bosch,
а именно калильное число. Свеча с большим калильным числом (фиг. 43, а)
имеет малую поверхность, воспринимающую тепло, и хорошо его отводит;
свеча с малым калильным числом имеет длинную юбочку изолятора, т. е.
воспринимает больше тепла, быстрее нагревается до температуры
самоочищения (530° С) и, таким образом, меньше загрязняется. Почти для всех
автомобильных двигателей достаточно выпускать свечи с пятью различными
калильными числами: 45, 95, 145, 175 и 225.
Правильный выбор калильного числа весьма важен для нормальной
работы свечи и двигателя. Для нового типа двигателя предварительный
подбор калильного числа производят в большинстве случаев путем
испытания свечей с различным калильным числом, причем на центральном
электроде этих специальных свечей устанавливается датчик термометра.
Окончательный подбор свечей производится путем проведения продолжительных
испытаний двигателя с испытываемыми свечами.
256
а) 6)
Фиг. 43. Свечи с различным калильным
числом:
а — «холодная» свеча с большим калильным
числом; б — «горячая» свеча с малым
калильным числом.

По виду свечей после их продолжительной работы можно судить о том,
насколько они подходят к данному двигателю и данному топливу; кроме
того, по виду свечей можно судить также о регулировке карбюратора и
равномерности распределения рабочей смеси по различным цилиндрам. Приводим
соответствующие признаки.
Двигатель работает на неэтилирсванном бензине
1. Изолятор окрашен в светло-коричневый цвет; на корпусе свечи — тонкий слой сухого
нагара. Вывод: свеча работает нормально; выбор калильного числа и регулировка
карбюратора правильны.
2. Изолятор, электроды и корпус свечи покрыты слоем бархатистого сухого нагара,
следовательно, свеча работает при слишком низкой температуре; калильное число слишком
велико.
3. Изолятор окрашен в белый цвет и на нем имеются стекловидные застывшие .капли;
на электродах и на резьбе ввертной части корпуса можно различить цвета побежалости.
Вывод: свеча перегревается; калильное число слишком мало.
4. Жирный нагар на изоляторе, электродах и корпусе свечи; сЕеча замаслена. Вывод:
замасливание свечи вследствие изношенных поршневых колец, изношенных цилиндров
или (при двухтактных двигателях) из-за слишком богатой смеси.
Двигатель работает на этилированном бензине
1. Легкий порошкообразный налет желто-серого или коричневого цвета на изоляторе,
а иногда также и на боковом электроде — свеча работает нормально.
2. Более толстый слой порошкообразных отложений черно-коричневого цвета на
изоляторе, электродах и на корпусе свечи — свеча работает при очень низкой температуре,
калильное число слишком велико; очень богатая смесь.
3. Спекшийся темно-коричневый или серо-черный налет со стекловидными застывшими
каплями на изоляторе; центральный электрод часто сильно разрушен — свеча перегревается;
калильное число слишком мало.
4. То же, что и в п. 4 предыдущего раздела.
5. Толстый слой сухих отложений желто-серого или коричневого цвета на изоляторе свечи
и корпуса; перебои в зажигании — свеча нуждается в чистке (пескоструйным аппаратом),
свеча освинцовалась.
Расположение свечей и уход за ними
Расположение свечей оказывает большое влияние на процесс сгорания
детонацию и мощность двигателя. При проектировании двигателя
необходимо уделять большое внимание рациональному расположению свечей.
Свеча должна быть расположена в таком месте, чтобы при работе двигателя
на любом режиме вблизи нее имелась приготовленная рабочая смесь.
Необходимо, чтобы свежая смесь, поступающая в цилиндр, имела хороший
доступ к электродам свечи и не была разбавлена имеющимися в цилиндре
остаточными газами. Однако, во избежание возникновения калильного зажигания,
свечу не нужно слишком глубоко вводить в камеру сгорания. В двигателях
с водяным охлаждением вода должна интенсивно омывать гнездо, в которое
ввернута свеча; в двигателях с воздушным охлаждением необходимо
обеспечить интенсивный обдув свечи.
При исправном двигателе правильно выбранная свеча почти не требует
ухода, который сводится главным образом к периодической проверке зазора
между электродами и доведению его до величины, указанной
заводом-изготовителем. Верхнюю часть свечи в случае ее загрязнения или увлажнения
следует обтирать сырой тряпкой, а затем вытирать насухо.
Замасленные свечи промывают бензином и высушивают. Налет свинца
лучше всего удалять в специальной мастерской пескоструйным аппаратом.
Необходимо помнить, что при установке свечи на двигатель после
чистки надо поставить на место уплотнительное кольцо. Свечу следует
ввертывать при помощи специального торцового ключа, причем затягивать
резьбовое соединение нужно плотно, но не слишком сильно, так как это может
вызвать повреждение свечи.
17 Бюссиен 644 257

УСТРАНЕНИЕ ПОМЕХ РАДИОПРИЕМУ
Источники тока и потребители, установленные на автомобиле, при своей
работе, подобно радиопередатчику, излучают электромагнитные колебания;
эти колебания могут мешать как работе радиоприемника, установленного
на данном автомобиле, так и работе других радиоприемников, расположенных
на некотором расстоянии от источника помех. Помехи при радиоприеме
проявляются в виде щелчков и треска в репродукторе или наушниках; при приеме
телевизионных передач на экране телевизора возникают полосы и линии,
мешающие приему изображения. Возникновение радиоволн, создающих
помехи, объясняется тем, что в цепях электрооборудования автомобиля
вследствие многократных и быстрых размыканий и замыканий, а также
вследствие проскакивания искр возникают колебания. Эти колебания в одних
случаях непосредственно излучаются в пространство источниками помех,
а в других случаях они распространяются в виде волн вдоль проводов,
соединенных с источниками помех, а затем уже излучаются в пространство*
этими проводами, служащими передающими антеннами. В автомобилях
с радиоприемниками колебания могут по проводам и другим связанным
с источниками помех металлическим частям попадать непосредственна
в радиоприемник. Возникающие на практике колебания перекрывают
широкий диапазон частот.'Они могут создавать помехи на всех используемых
в радиотехнике диапазонах частот и на длинных, средних, коротких и
ультракоротких волнах. Дальность распространения мешающих колебаний
зависит от их частоты; при частоте свыше 15 мггц эта дальность становится
довольно значительной и может доходить до нескольких километров (помехи,,
создаваемые системой зажигания).
Из всей системы электрооборудования автомобиля наиболее сильные
помехи создаются вторичной цепью системы зажигания, в меньшей степени —
генератором, реле-регулятором, сигналами и указателями поворота и
электродвигателем стеклоочистителя. Помехи, создаваемые звуковым сигналом
и стартером, менее существенны, так как эти приборы работают лишь в
течение короткого времени.
Назначением устройств для устранения помех радиоприему является
предотвращение распространения мешающих колебаний или их ослабление
до степени, когда они перестают существенно мешать радиоприему. Для
устранения помех применяют различные способы: экранировку, включение в цепь
подавительных сопротивлений и блокировку искрящих контактов
конденсаторами и проводов — дросселями. В зависимости от того, в какой степени
требуется устранить радиопомехи, а также от того, какими источниками
создаются эти помехи, перечисленные способы применяют как в отдельности,
так и в соответствующем сочетании.
Экранировка. Экранировка заключается в покрытии всех токоведущих
и изолированных частей (или, по крайней мере, самих источников помех)
металлической оболочкой. Рассмотрим, например, систему зажигания,
состоящую из магнето, проводов и свечей. Главными источниками помех в этом
случае являются искровые промежутки в свечах и в крышке распределителя.
При проскакивании искр вторичная цепь превращается как бы в искровый
передатчик, причем частота излучаемых ею колебаний зависит от длины
и расположения проводов высокого напряжения и может составлять 10—
100 мггц. К этим колебаниям добавляются также помехи, создаваемые
первичной цепью в момент размыкания контактов прерывателя. Для того чтобы
экранировать описанную выше систему зажигания, необходимо:
1) покрыть магнето отдельным колпаком, изготовленным из листового
металла; при этом все стыки должны обеспечивать достаточно надежное
уплотнение; весьма хорошее уплотнение достигается при установке в местах
стыков прокладок из металлических проволок;
2) покрыть провода (каждый в отдельности) плотной проволочной
оплеткой или заключить все провода в одну общую гибкую металлическую трубку;
258

3) установить в двигатель или специальные экранированные свечи
(фиг. 44), в которых металлическая оболочка покрывает все части, начиная
с верхней половины изолятора, или использовать обычные свечи,
экранируемые надеваемыми на их верхнюю часть колпачками;
4) соединить между собой и с массой двигателя колпак корпуса магнето,
проволочные оплетки проводов и колпачки свечей; при этом все соединения
должны обеспечивать надежный электрический контакт.
Экранировка является самым надежным способом для устранения помех
радиоприему, однако стоимость ее сравнительно высока. Металлическая
оболочка увеличивает емкость вторичной цепи. Отсюда возникают некоторые
отрицательные явления, выражающиеся в понижении
напряжения во вторичной цепи и в увеличении тока
головки искры.
Фиг. 45. Свеча со штек-
кером (в штеккер встроено
подавительное сопротив-
Фиг. 46. Свеча со
встроенным в нее
подавительным
сопротивлением.
Фиг. 44.
Экранированная свеча:
/ — экранирующая
проволочная оплетка
провода высокого
напряжения; 2 —
накидная гайка; 3 —
ниппель; 4 — корпус
свечи.
Включение в цепь подавительных сопротивлений. Если вклшчить во
вторичную цепь сопротивление 10—20 тыс. ом, то можно в значительной степени
заглушить высокочастотный разряд головки искры, вследствие чего резко
ослабятся высокочастотные колебания, излучаемые в пространство в момент
проскакивания искры. Это прежде всего значительно снижает дальность
распространения мешающих колебаний. Для глушения высокочастотных
колебаний используют проволочные или графитовые сопротивления,
встроенные в специальные штеккеры (фиг. 45), расположенные непосредственно
перед свечами и перед выступом с центральным контактом в крышке
распределителя.
Глушение будет тем эффективнее, чем ближе сопротивление будет
расположено к источнику мешающих колебаний, т. е. к искровому промежутку.
Поэтому подавительное сопротивление / (фиг. 46) иногда встраивают
непосредственно в свечу или в ротор распределителя. Встраивание сопротивления
в свечу имеет еще то преимущество, что при этом емкость между
сопротивлением и корпусом свечи используется для отвода мешающих
электромагнитных колебаний на массу.
17*
259

Сопротивления, включенные в провода вторичной цепи, не только меняют
характер изменений высокочастотных колебаний во времени, но и, кроме
того, понижают ток этих колебаний, вследствие чего уменьшается обгорание
электродов свечей. К сожалению, при этом уменьшается и энергия искры,.
что становится ощутимым при пуске двигателя и при его работе с малым
числом оборотов холостого хода.
Блокировочные конденсаторы и дроссели. При использовании данного
способа предотвращается распространение мешающих колебаний от
источника их возникновения вдоль соединенных с этим источником проводов.
Для блокировки используют конденсаторы и системы, состоящие из
соединенных между собой конденсаторов и дросселей. Конденсаторы и дроссели
используются главным образом для устранения радиопомех, вызываемых
приборами автомобильного электрооборудования низкого напряжения
(генераторами, электродвигателями стеклоочистителей и т. п.).
| Рабочий
ток
Фиг. 47. Проходной конденсатор:
1 — металлическая гильза; 2 — изоляционная
шайба; 3 — обкладки конденсатора; 4 —
металлический кожух; 5 — стержень, по которому
проходит рабочий ток.
Фиг. 48. Блокировочное устройство:
/ — провод, являющийся источником
радиопомех; 2—экранирующая проволочная оплетка;
3 — проходной конденсатор; 4 — дроссель;
5 — кожух; 6—провод, не создающий
радиопомех; 7 — конденсатор.
Конденсаторы. Если включить конденсатор соответствующей
емкости (обычно 0,5—3 мкф) между проводом, который требуется
блокировать, и массой (конденсатор должен быть включен в непосредственной
близости от источника помех), то большая часть высокочастотных мешающих
колебаний будет отведена на массу вместо того, чтобы распространяться
вдоль проводов. Для получения надлежащего эффекта кажущееся
сопротивление конденсатора должно уменьшаться с увеличением частоты. Этому
требованию удовлетворяет проходной конденсатор, не обладающий
индуктивностью; в этом конденсаторе обкладки из фольги намотаны на стержень,
который служит проводником для рабочего тока; прокладки могут быть также
намотаны на гильзу, в которую вставлен стержень (фиг. 47). Такое
устройство удобно использовать в месте прохождения провода через металлический
кожух или стенку экрана.
Соединения конденсаторов и дросселей. В то
время как конденсатор отводит мешающие колебания на массу, дроссель
блокирует провод. Дроссель, состоящий всего лишь из нескольких витков
проволоки, обладает по отношению к высокочастотным мешающим
колебаниям таким большим сопротивлением, что он практически не дает им
возможности распространяться вдоль провода. При применении
конденсаторов в сочетании с дросселями удается использовать конденсаторы малой
емкости. Устройство такого типа (блокировочное устройство) показано
на фиг. 48. Оно состоит из проходного конденсатора, дросселя и
конденсатора обычной конструкции. Дроссель последовательно подключается к
блокируемому проводу, т. е. через него проходит рабочий ток установки. Для
того чтобы не уменьшить этот ток в связи с подключением дросселя,
последний выполняют из толстой медной проволоки или из медной ленты;
индуктивность дросселя обычно увеличивают установкой внутри него сердечника,
260

состоящего из пластин, изготовленных из мягкого железа, или
выполненного из какого-либо материала с высоким содержанием железа. Провод
должен быть экранирован на протяжении от источника радиопомех до
блокировочного устройства; оставшаяся часть провода в экранировании не
нуждается.
Устройства для подавления помех радиоприему. На фиг. 49 показан
пример использования подавительных сопротивлений для устранения помех
Фиг. 49. Подавление помех радиоприему в системе батарейного зажигания при
помощи подавительных сопротивлений:
/ и 2 — штеккеры со встроенными в них подавительными сопротивлениями; 3 —
блокировочный конденсатор.
радиоприему со стороны системы батарейного зажигания. На каждой свече
и на центральном выступе крышки распределителя установленыуштеккеры
К батарее
Фиг. 50. Подавление помех радиоприему в системе батарейного зажигания при помощи
экранировки и установки блокировочных устройств:
/ — индивидуальный экран свечи; 2 — экранирующий кожух проводов к свечам; 3 — экранирующий
колпачок; 4 — свечи; 5 — блокировочное устройство; 6 — катушка зажигания; 7 — распределитель;
/ — провода, экранированные гофрированными металлическими трубками; // — провода,
экранированные проволочной оплеткой; /// — неэкранированные провода.
со встроенными в них подавительными сопротивлениями. Для отвода
мешающих колебаний, создаваемых прерывателем в первичной цепи зажигания,
на катушке зажигания установлен блокировочный конденсатор. Он
предотвращает распространение мешающих колебаний вдоль длинного провода,
идущего к аккумуляторной батарее. При данной системе дальность
распространения мешающих колебаний не превышает 30 м. Если требуется
добиться еще более полного подавления помех радиоприему, то приходится
использовать сочетание блокировочных устройств с экранировкой (фиг. 50).
Все провода высокого напряжения экранированы путем покрытия их плот-
261

Мой проволочной оплеткой или укладки их в металлическую трубу; свечи
Экранированы металлическими колпачками, распределитель заключен в
металлический кожух. Подавление радиопомех в первичной цепи зажигания
осуществляется при помощи блокировочного устройства с проходным
конденсатором и дросселем. Провод низкого напряжения между
распределителем и блокировочным устройством также должен быть экранирован.
Помехи, создаваемые сравнительно большими генераторами, работающими
с отдельно установленными реле-регуляторами, обычно подавляются
блокировочными устройствами и экранировкой всех проводов между генератором,
реле-регулятором и блокировочным устройством. Для подавления
радиопомех, создаваемых небольшими генераторами с непосредственно
установленными на них регуляторами, а также помех, создаваемых
электродвигателями стеклоочистителей, обыкновенно используют блокировочные
конденсаторы.

VI. УСТРОЙСТВА ДЛЯ ГЛУШЕНИЯ ШУМА
ВЫПУСКА И ВПУСКА
Двигатель внутреннего сгорания и автомобиль составляют
взаимосвязанную акустическую систему высшего порядка, т. е. сложный излучатель.
Очагами звуковых колебаний являются как установившиеся пульсирующие
потоки, по характеру излучения близкие к точечным источникам звука
Фиг. 1. Стенд с беговыми барабанами для акустических испытаний (фирма Eberspacher,
Essligen/Heckar).
(типа «пульсирующего шара» для низких частот), так и накладывающиеся
одно на другое мембранные колебания поверхностей сложных
пространственных форм. Точное разделение очагов шума по их частоте, амплитуде и фазе
представляет собой очень трудную задачу и может быть осуществлено лишь
в результате многочисленных измерений с помощью сложных приборов.
В отношении пульсирующих потоков следует указать на различие шума
выпуска и впуска в связи с тем, что звуковое давление первого относится
к звуковому давлению второго, как 5:1 (при отсутствии глушителей).
Мембранные колебания автомобильных конструкций порождают
слышимые звуковые волны в воздухе; это имеет место на всех поверхностях
двигателя и кузова.
В легковых автомобилях с хорошими глушителями шум, создаваемый
мембранными колебаниями, по громкости обычно близок к заглушённому
шуму впуска и выпуска; поэтому дальнейшая работа по снижению шума
263

на автомобиле возможна лишь в условиях полного разделения источников
шума на специальных испытательных стендах (фиг. 1) и работы над
отдельными его составляющими.
На стенде измеряют механический шум, создаваемый двигателем, коробкой
передач, дифференциалом и т. д. Шум воспринимается микрофоном 1,
расположенным с наружной стороны кузова, и микрофоном 2, находящимся
внутри кузова автомобиля Ford Taunus 12M. Запись шума производится
звукозаписывающим аппаратом 4. Число оборотов барабанов стенда,
соответствующее скорости движения автомобиля, определяется тахометром 3.
Испытания производятся при максимальной скорости автомобиля и полной
его нагрузке. При этом, шум выхлопа отводится трубопроводом 5, а шум
впуска — трубопроводом 6. Шум, создаваемый шинами, заглушается с
помощью особых глушителей 7 и 8. Плоские дефлекторы 9 звука, наклоненные
к горизонту под углом 45°, исключают отражение звуков.
Основными шумами, возникающими во время работы автомобиля при
отсутствии глушителей, являются (в порядке убывающей энергии) следующие:
шум выпуска, шум впуска, шум, создаваемый кузовом.
Так как при борьбе с шумом в первую очередь должны быть ослаблены
наиболее громкие звуки, то наибольшее внимание должно быть уделено
глушению шума выпуска и впуска.
УРОВЕНЬ ГРОМКОСТИ ЗВУКА, ГРОМКОСТЬ1 И СТЕПЕНЬ НЕПРИЯТНОСТИ
СЛУХОВОГО ВОСПРИЯТИЯ
Уровень громкости. Кривые равной громкости (в фонах) в зависимости
от частоты звуковых колебаний (вгц), вошедшие в употребление с 1937 г.,
чн бар лЦРог_ болевого ощущенц
100
10
I
0,1
0,01
\ 0,001
0^0001
Фон
120
Р,ООО2_\_
20 W 50 10 100 200 Ш 7001000 2.000 №0 7000 W000 20000гц
Частота колебаний.
Фиг. 2. Кривые равной громкости в зависимости от частоты
звуковых колебаний:
А — диапазон частот, неприятных для слухового восприятия.
изображены на фиг. 2. В качестве нового международного значения
порога восприятия звука было принято давление 0,0002 бара для 0 фон
при частоте звука 1000 гц (до 1936 г. была принята величина 0,0003
бара). Кривые охватывают всю область слышимых звуковых
колебаний. Согласно этим кривым, звук с давлением 1 бар и частотой 1000 гц
1 В акустической терминологии различаются уровень интенсивности L = 20 lg
Рь
и уровень громкости, определяемый по соответствующим кривым. В настоящем разделе
неправильно отождествляются эти понятия; они совпадают ксличественно только для частоты
1000 гц. Термин «громкость» отличается, как это следует из текста, от «уровня громкости»
и имеет отличные единицы измерения — соны. Прим. ред.
264

Уровень громкости различных звуков
Таблица I
Характеристика звука
Выше порога болевого ощущения. Выстрелы артиллерийских орудий на очень
близком расстоянии
Работающий авиационный двигатель на расстоянии 5 м
Дизель-поезд, идущий с большой скоростью, на расстоянии Б м
Тяжеловесный товарный состав на подъеме (расстояние Б м)
Мотоцикл; очень сильный уличный шум
Телефонный звонок на расстоянии 1 м; шум на шоссе; громкая музыка . . .
Улица с интенсивным движением; автомобиль с глушителем
Тихая улица; обычный разговор
Тихий разговор
Тиканье часов; шепот; слабые звуки в тихой комнате
Тихая квартира; тихий сад; шелест листьев
Тихий шепот; едва слышимый звук
Порог слышимости
Фон
130
120
ПО
100
90
80
70
55
45
35
25
15
0
обладает громкостью 74 фона. Оценка уровня громкости звуков прочих
частот производится субъективно путем сравнения со звуком частотой 1000 гц
и давлением р.
По закону Weber — Fechnerschen (слуховое
восприятие пропорционально логарифму силы
звукового раздражения) уровень громкости
L = 20 lg-^— фон (1 фон соответствует
изменено
нию звукового давления примерно на 12%).
В табл. 1 приводятся примерные значения
уровней громкости различных хорошо известных
звуков.
Громкость. Исследования,
проведенные Beranek и Peterson в 1951 г.,
показали, что при возрастании уровня
громкости свыше 50 фон слуховое
восприятие усиливается в большей степени,
чем это должно быть по закону Weber —
Fechnerschen. Была получена
зависимость громкости в сонах от уровня
громкости в фонах (фиг. 3). Увеличение
уровня громкости на 10 фон при малых
уровнях вызывает удвоение громкости,
а при больших уровнях громкости — ее
утроение.
Степень неприятности слухового восприятия. Степень неприятности
слухового восприятия звуков и шума определяется их тембром и степенью
непериодичности. Из звуков, связанных с движением транспорта, наиболее
неприятным тембром обладают звуки с частотой 2000—10 000 гц (см. фиг. 2).
Что касается непериодичности, то наиболее неприятными являются
отдельные хлопки. Эти хлопки, вызываемые повышением или понижением
давления, обладают, независимо от их формы, равной громкостью в том
случае, если равны интегралы звукового давления за некоторый короткий
промежуток времени t = 0,0003 сек. Это заключение иллюстрируется фиг. 4,
из которой видно, что хотя три импульса и имеют различную форму, но они
обладают равной громкостью, так как заштрихованные площадки,
представляющие упомянутые интегралы давления за время t = 0,0003 сек., равны.
Методы измерений. Для оценки уровня громкости, громкости
и'степени неприятности слухового восприятия существуют специальные методы
измерений.
265
1000 СО/Г
S,
Громкость
Фиг. 3. Зависимость громкости от уровня*
громкости.

мсек
1. Для измерения уровня громкости рекомендуется пользоваться
стандартным шумомером, характеристики которого соответствуют кривым,
изображенным на фиг. 5. По соображениям, связанным с электротехникой,
эти кривые не вполне совпадают с кривыми равной громкости, изображенными
на фиг. 2.
При градуировке шумомера используется искусственный источник шума
(механическое падение шарика); при этом должны быть обеспечены
одинаковое расположение микрофона и одинаковые погрешности электрических
приборов.
2. Для измерения громкости
вначале производятся
измерения уровня громкости по
методике DIN в узких полосах
частот (с возрастанием частоты
ширина полос увеличивается).
Рассмотрим пример измерения
громкости (см. фиг. 3). В
результате измерения уровней
громкости Lx и L2 определяются
громкости Sx и S2 для каждой
отдельной полосы частот;
полученные значения громкостей складываются, а затем по их суммарному
значению S3 графически определяют новое значение уровня громкости L3.
Это значение получается большим, чем при объективном измерении по
методике DIN (Sj + S2 = 53, откуда
L4 -f- L2 = ^з)«
3. Для оценки степени
неприятности слухового восприятия было
предложено условно повышать
громкость звука высокой частоты (2000—
8000 гц) на Юдбили условно
уменьшать громкость звука низкой частоты
с тем, чтобы получить точку
пересечения кривой — при частоте 1000гц
Время
Фиг. 4. Звуковые импульсы равной громкости.
дб
-ио
-20
0
\
ч.
V
\2
\
ч
-
0\ /
30 50 100 300 500 103 2Ю331035-Ю310йги,
Частота колебаний
Фиг. 5. Тарировочные кривые объективного
шумомера для определения уровня
громкости:
/ — до 30 фон; 2
от 30 до 60 фон; 3 — свыше
60 фон.
{фиг. 4). В обоих случаях степень
неприятности слухового восприятия,
выраженная в децибелах, может быть
прибавлена к громкости, измеренной
по методике DIN.
Что касается отдельных хлопков
и прочих коротких непериодических звуков, то их обычно измеряют при
помощи особого импульсного шумомера с двойным электрическим детектором
и соответствующей постоянной времени; импульсный шумомер,
напоминающий по устройству шумомер DIN, может служить для измерения весьма часто
встречающихся при работе двигателей и машин отдельных коротких хлопков
и щелчков (вызываемых как повышением давления, так и его понижением).
В остальных случаях время, необходимое для того, чтобы стрелка
индикатора объективного шумомера заняла положение, соответствующее
громкости измеряемого звука, рассчитано таким образом, чтобы оно
соответствовало слуховому восприятию в зависимости от продолжительности звукового
импульса (это время обычно составляет 0,3 сек.).
АКУСТИКА ПУЛЬСИРУЮЩИХ ПОТОКОВ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Слышимый звуковой импульс при выпуске и впуске является следствием
юолее или менее сильного расчленения высокоскоростного потока; изменение
во времени параметров этого потока определяется величинами давлений перед
266

и за встречающимися на его пути сопротивлениями. Если отношение этих
„давлений (—) достигает значения 2, то скорость потока в щелях сопро-
О.дпо
щ)
Ро .
тивлений достигает скорости звука и истечение происходит при скорости,
превышающей критическую. При значениях отношения этих давлений меньше
критического (т. е. меньше 2) выравнивание потока (по скорости) происходит
по параболе. Вследствие этого при количественной оценке процесса выпуска
примерно 3/4 всех газов имеют скорость выше критической, a V4 — ниже
критической; что касается процесса впуска,то он весь проходит при скоростях,
меньших критической.
я а — Пульсирующий поток газов
(фиг. 6, б) при выпуске
упрощенно может быть изображен
в виде импульсов, имеющих
форму прямоугольника с
высотой, равной максимальному
значению объемной скорости газа
(фиг. 6, а). Вследствие
упругости среды при истечении газа
возникает звуковая волна; эта
волна распространяется вдоль
выпускного трубопровода, имея
при этом плоский фронт, а за-
д j I тем, выйдя наружу, распростра-
л/сек
0.6 п.о
t сек
З.дп.о.
О.бп.о. З.дп.о t сек
6)
Фиг. 6. Упрощенное изображение пульсирующего
потока газов:
О. вп. о — открытие впускных органов; 3. вп. о — за
крытие впускных органов; t0 — период; ta — время
истечения.
л Ice к
Фиг. 7. Импульс при впуске:
t0 — период; ta — время впуска.
няется (в первом приближении) в виде сферической волны. По характеру
распространения этой волны можно сделать выводы в отношении протекания
процесса выравнивания давления в цилиндре.
Импульс при впуске упрощенно может быть изображен в виде полуволны
пониженного давления (фиг. 7), причем максимум объемной скорости
выражается произведением скорости поршня на площадь его днища (асо/7).
Импульсы впуска и выпуска чередуются один с другим в соответствии
с числом оборотов коленчатого вала двигателя в минуту и числом его
цилиндров, вследствие чего с помощью гармонического анализа могут быть
определены отдельные гармоники истечения. При этом пульсирующий поток
математически рассматривается как результат наложения на неслышимый
установившийся поток большого числа слышимых гармонических переменных
потоков. Для сферической волны, выходящей из конца трубопровода,
справедливы законы излучения поршневой мембраны, т. е. звуковое давление
где v0 — переменный поток;
/ — частота;
р — плотность;
г — расстояние.
267

Путем анализа потока может быть получен спектр звукового давления для
интересующего нас диапазона частот (звуковое давление выражено в барах).
На фиг. 8 и 9 изображены спектры звукового давления при выпуске и впуске.
Вследствие короткого времени открытия выпускных клапанов или выпускных
окон для двухтактного двигателя характерны большие значения тангенсов
угла ос (фиг. 6, б) и, следовательно, большие звуковые давления в области
наиболее неприятно действующих на человека высоких частот (фиг. 8).
Из фиг. 8 следует, что звуковое давление выпуска при работе двухтактных
двигателей, если нет резонанса с трубопроводом, почти не зависит от частоты /,
в то время как при работе четырехтактных двигателей звуковое давление
с повышением частоты падает обратно пропорционально частоте -у- ; что
касается звукового давления впуска, то, как видно из фиг. 9, оно с ростом
частоты также уменьшается, как —- . Резонанс системы картер двигателя —
рбар
W2
рбар
10
1
10
10
-1
N
i
3
1
10 2 5 W0200500W321035103 f гц
ш
10
1
щ-2
>
ч
ч
10 2 5 100 200 5001Q321035 W3 f
Фиг. 8. Спектр звукового давления
и область заглушения:
/ — двухтактный цикл; 2 —
четырехтактный цикл; 3 — кривая равной громкости
для уровня 40 фон.
Фиг. 9. Спектр звукового давления
при впуске.
впускной трубопровод может изменить характер спектра, изображенного
на фиг. 9. При впуске и выпуске вследствие больших скоростей w потока
в узких щелях с сечением d возникают дополнительные шумы с частотой
ls 25 d '
которые необходимо заглушать.
Если, например, требуется снизить уровень громкости шума выпуска
по всему диапазону частот до 40 фон (см. кривые равной громкости на фиг. 2)
на расстоянии 7 м, то после нанесения соответствующей кривой (фиг. 8)
определится зона, подлежащая заглушению при работе двухтактного и
четырехтактного двигателей (зона заглушения при четырехтактном двигателе
заштрихована).
ПОЛЯРНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЗВУКОВОГО ДАВЛЕНИЯ И ГРОМКОСТЬ ШУМА
ПУЛЬСИРУЮЩИХ ПОТОКОВ
Распространение звуковых импульсов низких частот после их выхода
из выпускного трубопровода происходит в виде сферической волны, а для
частот 3000—6000 гц (вследствие того, что диаметр трубопровода становится
примерно равным 72 длины волны, а также из-за образования вихрей и
возникновения явления диффракции звука) характеризуется кривой в
полярных координатах с максимумом энергии в области углов 25—45° по
отношению к оси трубопровода (фиг. 10). В пространстве это соответствует
поверхности конуса с углом при вершине около 70°. Таким образом, непосредственно
вдоль оси трубопровода слышен только глухой низкий шум, а по обе стороны
от его оси слышны более высокие и резкие звуки. Такое положение имеет
-значение при оценке эффективности заглушающих систем, так как в некоторых
268

случаях громкость измеряют на одном и том же расстоянии от двух
сравниваемых заглушающих систем, но под разными углами к оси выпускного
трубопровода, что приводит к ошибочным результатам. Общая громкость вдоль
-оси трубопровода может даже быть на 1—2 фона меньше, чем под небольшим
углом к ней.
На излучаемый в пространство звук очень большое влияние оказывает
величина сопротивления Z трубопровода, которая зависит от частоты, при-
Зрс
\ F
Юдб
\ Pc
F
0
1
II
z
Резонанс •
Hew 1
резонанса/
1/U У^2/ц 3/
I.
Y
1 A
3000-5000гц
фиг. 10. Полярная характеристика
распределения звукового давления для
одноцилиндрового четырехтактного двигателя с рабочим
объемом 250 см3.
Фиг. 11 Зависимость
сопротивления трубопровода от частоты.
чем если считать трубопровод замкнутым с одного конца выпускным
клапаном, то зависимость сопротивления от частоты выражается функцией (фиг. 11)
С '
7 - ?с
где р — плотность; с —скорость звука; F—поперечное сечение; а) = 2ти/—
длина трубопровода; 1 = — длина волны.
угловая частота; /
Вследствие заглушающего действия, оказываемого открытым концом
трубопровода, сопротивление не может достигать бесконечных значений, а
ограничено конечным максимумом. В случае резонанса будем иметь
7 — Q ?с
*"res F '
где F — проходное сечение трубопровода.
Практически это означает, что при резонансных явлениях в
пульсирующих газовых потоках, проходящих через выпускной трубопровод, следует
ожидать увеличения силы звука на 10 дб (20 lg 20 по сравнению с силой звука
при отсутствии резонанса.
ПРОБЛЕМА ГЛУШЕНИЯ ШУМА
Принцип полного глушения шума без потерь мощности основан на том,
что содержащиеся в общем установившемся пульсирующем потоке
многочисленные неустановившиеся потоки, создающие слышимый шум, в процессе
прохождения через акустический трубопровод сглаживаются таким образом,
что в результате остается лишь неслышимый установившийся поток.
Вследствие этого во избежание потерь мощности акустический трубопровод
должен быть выполнен таким, чтобы не оказывать сопротивления
прохождению через него установившегося потока и в то же время оказывать оч.ень
большое сопротивление неустановившемуся потоку.
Ранее применявшиеся способы глушения шума были основаны на сильном
дросселировании потока выпускных газов путем установки на его пути боль-
269

Таблица 2
Акустические элементы, необходимые для глушения шума
Акустический элемент
или явление
Аналогичные электрические явления
Схема
Название элемента или
явления
Схема
Трубопровод (круглое
отверстие)
Камера
и*[
Резонанс запирания . .
Резонанс короткого
замыкания
Индукционная катушка
Емкость
'Резонанс токов при ма-
i лом затухании . . . .
Резонанс напряжений
при малом 'затухании
f - ° Iх —
hes ~~Y^V IV
ших аэродинамических сопротивлений. Современные способы глушения шума
основаны на сглаживании слышимых неустановившихся потоков не путем
введения фрикционных сопротивлений, препятствующих истечению газов
и превращающих часть их кинетической энергии в тепло- (как это
происходит в активных электрических сопротивлениях), а путем введения
реактивных сопротивлений, т. е. без перевода части кинетической энергии газов'
в тепло (такие явления наблюдаются в электрических конденсаторах и
дросселях). Таким образом, хороший глушитель в акустическом отношении
обладает высокой реактивной мощностью.
В табл. 2 приведены акустические элементы, необходимые для
осуществления глушения по современному способу с учетом резонансных явлений,
причем проводится аналогия с электрическими явлениями. Акустический
трубопровод любой длины, в том числе нулевой (в последнем случае
трубопровод переходит в отверстие в плоской стенке), можно сравнивать с
электрической индуктивностью. Точно так же акустическую камеру можно
уподобить электрической емкости.
СПОСОБЫ ГЛУШЕНИЯ ШУМА
Глушение шума, создаваемого пульсирующими газовыми потоками (шум
выпуска и шум впуска, шум, создаваемый компрессорами, воздуходувками
и т. п.), чаще всего осуществляется тремя способами из пяти существующих:
1) отражение; 2) поглощение; 3) интерференция; 4) вихреобразование;
5) охлаждение.
Отражение. Простое или повторное отражение—акустическое явление,
которое носит особо ярко выраженный характер в случае, когда длина
расширительных камер составляет V4 длины волны. Оно может быть
воспроизведено путем подключения к главному трубопроводу реактивных
акустических сопротивлений, причем в зависимости от способа их подключения
может быть получен как параллельный, так и последовательный фильтр.
270

Несколько ячеек (ячейка = камера+трубка) в установке называют
стической цепью или акустическим фильтром.
На фиг. 12 даны схемы параллельного и последовательного фильтров.
В зависимости от характера работы (т. е. в зависимости от того, какие тона —
высокие или низкие — должен преимущественно заглушать фильтр)
различают системы с глушителями отражения, пропускающие высокие или
низкие тона, причем системы, пропускающие высокие тона, сами по себе не
представляют практического интереса.
При глушении шума выпуска и впуска необходимы системы,
пропускающие низкие тона.
Заглушение, даваемое одной ячейкой параллельного акустического
фильтра (фиг. 12, а) в неподвижной газовой среде, т. е. при отсутствии в
трубопроводе газового потока, может быть
вычислено по формуле г-——-*- -г-
rV J \ U vi П ц "И
1 +
_cV_
4Я
= 10 lg
где с = У Ads — проводимость кольцевой
щели;
V — объем расширительной
камеры за вычетом объема
трубки;
F — проходное сечение
трубопровода;
z — отношение — .
\
э
1/1/ 1/^7
Фиг. 12. Схема фильтров:
параллельного; б —
последовательного.
трения Kirchhoff и интер-
0
При резонансе (г = 1) заглушение
получается бесконечно большим лишь
теоретически; на практике, вследствие наличия
ференции установившегося потока (w ^ 50 м/сек), заглушение составляет
лишь около 20 дб (фиг. 13). Глушители в виде параллельных акустических
фильтров могут быть успешно использованы лишь при наличии газовых
потоков с небольшой амплитудой колебательного смещения частиц, т. е.
в тех случаях, когда колебательная скорость очень мала по сравнению со
скоростью звука и когда имеется линейная зависимость между давлением
и скоростью. Вследствие этого параллельные акустические фильтры
заглушают шум выпуска при работе двигателя на холостом ходу лучше, чем при
его работе на режиме полной нагрузки. Поэтому во многих случаях
предпочтение отдается последовательному фильтру. В этом случае заглушение,
даваемое одной ячейкой неподвижной газовой среде, выразится уравнением
(фиг. 12, б)
--£) "
■■^П-
где со — угловая частота;
а — скорость звука.
Наибольшее заглушение наблюдается при частотах
■^)«
и значениях п = 0; 1; 2 и т. д. и зависит от отношения проходных сечений
^ (фиг. 14).
При наличии газового потока заглушающее действие последовательных
фильтров усиливается на несколько децибел. Звуковьщ волнам при
прохождении через них приходится менять направление. Последовательные фильтры
271

заглушают шум выпуска при работе двигателя на режиме полной нагрузки
лучше, чем при работе на холостом ходу.
Ступенчатый фильтр, пропускающий низкие
тона. Так как среди звуковых волн различной длины всегда есть такие,
которые при отражении не ослабевают (заглушение равно нулю), например,
когда длина ячейки точно равна половине длины подлежащей заглушению
звуковой волны или кратной этой длине величины (2/4Х) (фиг. 11), то для
получения равной степени заглушения различных частот используются
ступенчатые фильтры с постоянной граничной частотой fgren2 = 2fre-
(фиг. 15).
дд
ММ
И
1
дб
20
W
5
О
/
ft
\
\J
\
1 \
\
щ
—..
^
0,01 0,f 0,20tk 12 5 10 20 100 Z
*3
25
20
10
5
/
/
у
I
10
20
Фиг. 13. Заглушение, даваемое
параллельным фильтром в подвижной газовой среде.
Фиг. 14. Зависимость заглушения от
отношения проходных сечений.
В этом фильтре последовательно соединенные ячейки и трубки имеют
различную длину и различный диаметр, однако их размеры и параметры
выбраны таким образом, что. все ячейки имеют одну и ту же резонансную
частоту:
I res
2
Tv
Фиг. 15. Ступенчатый филыр с одинаковыми
граничными частотами, пропускающий низ-
кие тона
f
i
\
12V2
При этом отрицательное
заглушение будет лишь при резонансе
между входной камерой и суммарной
длиной всех остальных трубок. К этой
частоте, так же как и в
электрических цепочечных схемах, примыкает
(со стороны более высоких частот)
диапазон частот, пропускаемых
фильтром (заглушение равно 0); этот диапазон ограничен граничной^частотой
отдельной ячейки, равной удвоенной частоте собственных колебаний
отдельной ячейки (резонатора). Фильтр обычно рассчитывают таким образом, чтобы
самая высокая пропускаемая им частота была ниже самой низкой основной
частоты, которая может быть при работе двигателя. Параметры ячеек
рассчитывают таким образом, чтобы перекрывались диапазоны пропускаемых
и заглушаемых соседними ячейками частот f-y- и -j). При этом
сопротивление трубопровода для каждой данной частоты вычисляется по формуле
Z - ~F~lg с '
Благодаря перекрытию достигается заглушение почти всех частот,
причем заглушение (в децибелах) может быть вычислено по формуле
2/
£>= 17 In
Igrenz
где / — подлежащая заглушению частота (фиг. 16).
272

Если бы можно было исходить из того, что длина камеры и трубки всегда
будет оставаться незначительной по сравнению с длиной волны, то
теоретически можно было бы представить себе глушитель с одним резонатором,
состоящим из пустого объема V (акустическая упругость) и трубки длиной /
(акустическая масса).
Так как собственная частота этой системы
Фон{
, 60
i
\ 20
О 10 102 Ю3 f
Фиг. 16. Заглушение,
создаваемое ступенчатым
фильтром, пропускающим
колебания низкой частоты.
ал/
У
К карбюратору
Фиг. 17, Глушитель шума впуска.
то bcq звуковые колебания с частотой / (причем / > fres) будут заглушаться
в соответствии с уравнением
I res
(величина D выражается в децибелах).
Этот принцип часто используют при устройстве глушителей шума впуска.
Вследствие малой интенсивности шума, сопровождающего впуск, удается
ограничиться лишь одним
резонатором, имеющим по
возможности цилиндрическую или ша-
Фиг. 18. Поглощение звуков различными
материалами:
1 — стеклянная вата; 2 — асбест; 3 — алюминиевая
вата.
Фиг. 19. Глушитель,
работающий по принципу поглощения
звука.
ровидную форму, причем стоячие волны, возникающие при резонансных
явлениях во впускной трубе, устраняются при помощи редко
используемого в технике фильтра, пропускающего высокочастотные колебания (этот
фильтр выполняют в виде трубы с мелкими отверстиями) (фиг. 17).
Поглощение звука. В глушителях, работа которых основана на
принципе поглощения звуковых колебаний, заглушение достигается путем
гашения колебательной скорости при прохождении звуковых волн через пористые
материалы с большой внутренней поверхностью (асбест, синтетические
волокнистые материалы из стекла или металла) (фиг. 18).
Наиболее целесообразным является такое устройство фильтра, в котором
поток выпускных газов проходит пр трубке с пористыми стенками,
расположенной в толще звукопоглощающего материала (фиг. 19). Заглушающее
18 Бюссиен 644
273

действие подобных фильтров становится ааметным, начиная с частоты 500 гцт
причем с возрастанием частоты оно усиливается. Кроме того, заглушающее
действие зависит от толщины слоя звукопоглощающего материала. Важным
критерием для оценки звукопоглощающих свойств установки является
сопротивление среды истечению газового потока (это сопротивление
представляет собой отношение давления к скорости -у , измеряется при малой
скорости истечения газов, соответствующей ламинарному характеру потока,
и выражается в акустических омах).
При слишком малых сопротивлениях аэродинамическое трение
получается недостаточным, а при слишком больших — происходит отражение
звуковых волн; наилучшие результаты получаются при 40 акустических
омах, т. е. при сопротивлении
прохождению звуковых волн,
близком к сопротивлению воздуха
(идеальный случай, при котором
/?. = £?J. При толстых слоях
звукопоглощающего материала
заглушающее действие в диапазоне
низких частот возрастает
пропорционально частоте в степени 3/4.
Так как при увеличении толщины
слоя d звукопоглощающего
материала скорость распространения
звуковых волн вблизи этого слоя
уменьшается, то звуковые волны
изменяют направление своего
распространения в сторону
звукопоглощающего материала, т. е. звуки
как бы засасываются в толщу этого»
материала. При этом оптимальная
, 100 t-j
толщина слоя а = —== . При за-
Уг
глушении шумов в трубопроводе, осуществляемом с помощью
звукопоглощающих материалов (фиг. 19), при неподвижной среде заглушение (в дб)
выразится уравнением
6)
8)
Фиг. 20. Интерференционный глушитель.
где U — длина окружности трубопровода в м\
I — длина трубопровода в м\
а—коэффициент поглощения звука, равный 75%.
При наличии в трубопроводе газового потока заглушение уменьшается.
Вследствие этого глушители, работающие на принципе поглощения,
заглушают шум выпуска при работе двигателя на холостом ходу лучше, чем при
его работе на режиме полной нагрузки.
Интерференция. Заглушение путем использования явления
интерференции, т. е. сдвига фаз на -~- (фиг. 20, а и б), возможно лишь по отношению
к основному тону и нечетным обертонам. Для этого используются
разветвленные заглушающие трубопроводы (ступени). Если требуется
осуществить сплошное заглушение широкого звукового спектра, то приходится
использовать несколько последовательно соединенных между собой
ступеней, рассчитанных на глушение основных частот в пропорции 1:2:4:8: 16
и т. д. (рис. 20, в). Заглушение, даваемое интерференционными глушителями,
в очень значительной степени зависит от точного выдерживания правильного
сдвига фаз. Вследствие этого интерференционные глушители могут быть
использованы лишь в установках со строго определенным числом оборотов
274

и при абсолютно одинаковой температуре во всех ответвлениях, т. с. при
постоянной скорости звука с = const УТ°. По этим причинам
интерференционные глушители находят применение лишь в очень редких случаях.
Их заглушающее действие практически не зависит от скорости газового потока.
Вихреобразование. Вследствие упругости газовой среды путем одного
лишь вихреобразования нельзя достигнуть заглушения в физиологическом
смысле этого слова. Однако связанные с вихреобразованием многократные
изменения направления звуковых волн могут «стереть» в глушителе
резонансные «всплески» звуковых частот, равных 2000 гц и выше. Этим может
быть усилено заглушающее действие глушителей, работающих по принципу
отражения звука. Усиление заглушающего действия в области высоких
частот может составить около 5 дб. Такого рода заглушение возникает при
любых изменениях направления потока в камере от 180° и больше в случае,
если при этом также достаточно снижается скорость. Заглушение
вихреобразованием может быть лишь при наличии газового потока, т. е. в подвижной
среде. Вследствие этого шум выпуска при работе двигателя на режиме
полной нагрузки заглушается лучше, чем при его работе на холостом ходу.
Охлаждение. Так как во избежание конденсации водяных паров горячие
выпускные газы, имеющие температуру 900° С, могут быть охлаждены лишь
до температуры 100° С, то максимальное заглушение, которое может быть
достигнуто таким путем, по уравнению
D = 201g-273TW
составляет всего 10 дб. Обычно же температура выпускных газов на выходе
из выпускного трубопровода составляет около 500° С. Таким образом, путем
охлаждения может быть достигнуто заглушение, составляющее
КОНСТРУКЦИИ ГЛУШИТЕЛЕЙ ШУМА ВЫПУСКА И ВПУСКА
Глушители шума выпуска состоят из нескольких акустических ступеней
(не менее 2—4); глушители шума впуска имеют обычно одну ступень, в
редких случаях две.
На фиг. 21 и 22 показаны конструкции глушителей шума выпуска и шума
впуска для* четырехтактного четырехцилиндрового и двухтактного
двухцилиндрового двигателей, а также для двухтактного одноцилиндрового
мотоциклетного двигателя. Вследствие более ярко выраженных пульсаций потока
выпускных газов в данном случае приходится увеличивать число ячеек
до четырех.
На входе и выходе обоих глушителей шума выпуска (фиг. 21, а и б) имеются трубки
с отверстиями, которые служат «акустическими ловушками» для звуков высоких частот
(2000—8000 гц), оказывающих особенно отрицательное воздействие на человека.
РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТ ПО ИЗУЧЕНИЮ УРОВНЯ ГРОМКОСТИ И СТЕПЕНИ
ОТРИЦАТЕЛЬНОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ ШУМА НА ЧЕЛОВЕКА
«
Ряд проведенных работ в 1950—1951 гг. дает представление о шумности
работы мотоциклов и легковых автомобилей. На фиг. 23 показана зависимость
максимальных уровней громкости L при движении мотоциклов и легковых
автомобилей от рабочего объема V их двигателей. Из фиг. 23 видно, что для
мотоциклов и легковых автомобилей уровень громкости с увеличением
рабочего объема их двигателей увеличивается. При движении с максимальной
скоростью сверхлегкий мотоцикл с рабочим объемом двигателя 100 см3
создает примерно такой же шум, как легковой автомобиль с рабочим объемом
двигателя 2500 см3, а тяжелый мотоцикл с рабочим объемом двигателя 600 см3
18* 275

Фиг. 21. Глушитель шума выпуска:
а—глушитель для четырехцилиндрового четырехтактного
двигателя, выполненный в виде ступенчатого фильтра,
пропускающего низкочастотные колебания, и состоящий
из трех камер (трех ячеек); 6 — глушитель для
одноцилиндрового двухтактного могоциклетрюго двигателя,
состоящий из четырех ячеек.
(If
Фиг. 22. Резонатор Helmholtz с одной ячейкой для глушения шума впуска в
двухцилиндровом двухтактном двигателе:
а — общий вид; б — рентгеновский снимок резонатора с находящимся в нем фильтрующим
элементом (мокрый воздухоочиститель Zykloiietten DRP).
80
100. 150 200
1000 1500 2000 VcMJ
Фиг. 23. Максимальный уровень
громкости шума, создаваемого
мотоциклами и легковыми
автомобилями:
/ — мотоциклы; 2—легковые
автомобили.
276

создает уровень силы звука, на 15 дб больший, чем самый шумный легковой
автомобиль. Таким образом, шум, создаваемый мотоциклами, составляет
большую часть общего уличного шума, создаваемого движением траснпорта 1.
То, что причиной шума, создаваемого мотоциклами, является
неудовлетворительное глушение шума выпуска, видно из фиг. 24, на которой
показана зависимость уровня громкости шума выпуска от рабочего объема
двигателя. Согласно фиг. 24, а, при возрастании рабочего объема двигателя
уровень громкости шума выпуска возрастает в соответствии с выражением
4>0Hi
105
100
I
a-
95
90
85
• or
Ч
5*
oo/
о/ о
* 5
5
96
15
10
100
200 300 1+00 У см3
-О-
оооо
о оо
о8 о
38 50
100
а)
200 300 Ш
Фиг. 24. Зависимость уровня громкости шума выпуска и степени неприятности слухового
восприятия от рабочего объема двигателя.
20 lg V + с. Что касается степени неприятности слухового восприятия,
измеряемой в децибелах, то она, напротив, с увеличением рабочего объема
двигателя уменьшается в соответствии с выражением 10 lg у -f- const
(фиг. 24, б).
ОПТИМАЛЬНОЕ РАСПОЛОЖЕНИЕ ГЛУП ИТЕЛЯ В ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМЕ
По данным теории, камера подпора продолговатой формы должна для
получения минимального динамического входного сопротивления
располагаться как можно ближе к двигателю. При этом в четырехтактных
двигателях соединительный трубопровод между двигателем и камерой подпора
должен иметь длину не более чем -g- (X — длина волны основного тона самой
высокой встречающейся в двигателе частоты /тах).
Соединительный трубопровод между камерой подпора и глушителем
должен быть длиной около с . Однако подобное устройство выпускной
4/щах
системы на практике в большинстве случаев оказывается трудно
осуществимым как в конструктивном, так и в термодинамическом отношении.
Так как трубопровод между двигателем и глушителем следует
рассматривать как трубу, которая закрыта с одного конца и в которой акустические
резонансы возникают при ~, -^-, -£- и т. д. (с — скорость звука, / —
Tti TTi Tt
длина трубопровода), а трубопровод позади глушителя надо рассматривать
как трубу, открытую с обоих концов, имеющую акустические резонансы
с 2с Яг
при -щ, —, — и т. д. и оказывающую наибольшее заглушающее действие
1 Данное положение справедливо для стран, в которых число мотоциклов примерно
равно числу автомобилей. Прим. ред-
277

Ъс
5:
17"
(имеет резонансы запирания) при-^-, ~, ~ и т. д., то при наличии одного
глушителя (в особенности при шестицилиндровом двигателе) длина /L
внутреннего трубопровода должна быть равна длине /2 соединительного
трубопровода.
При четырех и меньше цилиндрах, за немногими исключениями, необходимы
установки с двумя глушителями. В этом случае то, что было сказано выше
Относительно соотношения длины впускного трубопровода и соединительного
трубопровода, остается по-прежнему справедливым.
Длина выпускного трубопровода /3, который в акустическом отношении
следует рассматривать как трубу, открытую с обоих концов, должна быть
подобрана таким образом, чтобы была
исключена возможность резонанса при
самой высокой основной частоте
колебаний в выпускной системе /тах =^р^р
(где i — число цилиндров двигателя;
п — число оборотов коленчатого вала
в минуту), т. е. необходимо иметь
V^y^_^d_
г)
Фиг. 25. Схема выпускной системы для
четырехтактных двигателей:
а — наивыгоднейшая; б — выгодная; в —
допускаемая; г — наиболее невыгодная.
3 ^ 3/тах
Кроме того, наличие длинного
трубопровода между двигателем и
глушителем вследствие ' увеличения инерции
газового столба большой длины ведет
к ухудшению некоторых параметров
рабочего процесса двигателя; поэтому
расположение одного глушителя вблизи
конца выпускного трубопровода (в
особенности в двигателях с небольшим
перекрытием клапанов) является
наиболее нецелесообразным, так как при
этом работа двигателя сопровождается
гудением и треском.
Если по конструктивным
соображениям выполнить выпускную систему
по схемам, показанным на фиг. 25, а — в (эти схемы соответствуют
оптимальным условиям глушения шума выпуска), не представляется возможным, то,
для того чтобы избежать гудения и треска, в определенные места
выпускного трубопровода необходимо ввести промежуточные емкости, назначением
которых является смещение резонансных частот. Первая небольшая емкость,
увеличивающая эластичность газового столба, должна быть введена в
непосредственной близости от изгиба выпускного трубопровода после его выхода
из двигателя; при этой емкости устраняется треск во время работы четырех-
цилиндровых четырехтактных двигателей. Вторая емкость, выравнивающая
давление первых трех гармоник, должна быть введена в середину открытого
с обоих концов выпускного трубопровода /2 (фиг. 25, в), причем она должна
быть смещена относительно оси трубопровода; при этой емкости устраняется
гудение во время работы четырех- и шестицилиндровых четырехтактных
двигателей.
При одном и том же рабочем объеме, одинаковых числе оборотов и числе
цилиндров шум выпуска двигателей с небольшим углом открытия выпускных
клапанов и с небольшим перекрытием клапанов (около 20° по углу поворота
кривошипа) значительно хуже поддается заглушению, чем шум выпуска
двигателей с большим углом открытия выпускных клапанов и с большим
перекрытием клапанов (около 60°), что объясняется наличием в первом
случае более резких колебаний интенсивности истечения выпускных газов
278

(см. фиг. 6). Все это приводит к тому, что для получения одинакового
заглушающего действия объем глушителя в первом случае должен почти вдвое
превышать объем глушителя во втором случае (в первом случае могут быть
также использованы два отдельных глушителя соответствующего суммарного
объема).
Двухтактные двигатели особенно чувствительны к параметрам и
устройству заглушающей системы, которая в значительной мере определяет их
показатели мощности и экономичности. При этом расположение глушителей в
выпускной системе определяется исключительно на основании волнового
сопротивления выпускной системы.
СОПРОТИВЛЕНИЕ ИСТЕЧЕНИЮ И ВОЛНОВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ВЫПУСКНОЙ
И ВПУСКНОЙ СИСТЕМ
.В четырехтактных двигателях с четырьмя и более цилиндрами потери
Мощности, связанные с глушением шума выпуска, практически определяются
сопротивлением выпускной системы истечению.
Лишь в особых случаях (при больших углах перекрытия клапанов)
волновое сопротивление в четырехтактных двигателях начинает более или
менее сильно сказываться на потерях мощности. В двухтактных двигателях
волновое сопротивление имеет более важное значение, чем сопротивление
истечению.
Сопротивление истечению газов выпускной системы четырехтактного
двигателя. Сопротивление истечению газов выпускной (заглушающей)
системы складывается из потерь на трение газов о внутренние стенки
трубопровода, что характеризуется потерями давления
„ / W2
где
С = 0,3164]/Re ^0,02;
/ — длина трубопровода;
d — диаметр трубопровода;
р — плотность;
Re — число Рейнольдса,
и из потерь скорости при выходе газов из трубок в камеры г
р^А2\
где А — количество горячих выпускных газов, протекающих через
выпускную систему в единицу времени (смг1сек)\
^i,2,..., n — поперечные сечения трубок, через которые выпускным газам
приходится последовательно проходить (см. фиг. 16).
Для многоцилиндровых четырехтактных двигателей допускается общее
статическое противодавление выпускной системы 10—15 см рт. ст. и
впускного тракта 10—15 см вод. ст. При этом потери мощности не превышают 3—4%.
Потери мощности, связанные со статическим противодавлением на
выпуске, объясняются, во-первых, увеличением работы, затрачиваемой на такт
выпуска, и, во-вторых, увеличением количества остаточных газов, что
вызывает ухудшение наполнения цилиндров свежим зарядом.
1 Что также приводит к потерям давления. Прим. ред.
279

•
и
2
1000 2000
150
100
I
3000 п o6/MUh %
Потери мощности, которые следует ожидать в диапазоне средних чисел
оборотов, можно приближенно определить по эмпирической формуле
N -■ ?Pg 100°/
где pim — среднее индикаторное давление;
р — противодавление, создаваемое выпускной системой.
На фиг. 26 показаны средние потери мощности (в %) при различных
противодавлениях, создаваемых выпускной системой.
Относительно измерения статического противодавления, создаваемого
выпускной системой, при помощи ртутного манометра необходимо заметить
следующее.
Так как в двигателях принят такой порядок работы, при котором
равномерно чередуются вспышки в цилиндрах, то такты выпуска в различных
цилиндрах лишь в незначительной сте-
Л о£ ммртхт. пени совпадают по времени и вследствие
~~ достаточного проходного сечения
трубопроводов выпускной системы в
цилиндрах давление от последовательно
следующих один за другим тактов
выпуска не повышается. Столб ртути в
манометре обладает довольно
значительной инерцией, вследствие чего
суммируются следующие один за другим
импульсы давлений; поэтому при работе
трех цилиндров манометр покажет
утроенное, а при работе двух
цилиндров удвоенное статическое
противодавление по сравнению с работой одного цилиндра. В соответствии с этим
допускаемое статическое противодавление (при измерении его ртутным
манометром) должно с увеличением числа цилиндров повышаться.
Теоретически это определяется следующим соотношением:
pstatz^30i мм рт. ст.,
где /• — число цилиндров двигателя.
Если при работе одного цилиндра статическое противодавление составляет
30 мм рт. ст., то при работе четырех цилиндров и прочих равных условиях
оно должно составлять 4 X 30 = 120 мм рт. ст.
Волновое сопротивление и расположение глушителей в выпускной системе
двухтактных и четырехтактных двигателей с числом цилиндров от одного
до четырех. Чем ярче выражены пульсации потока выпускных газов, тем
более важное значение имеет волновое сопротивление выпускной системы
по сравнению с ее сопротивлением истечению газов.
Подобно тому, как по закону Ома падение напряжения равно
произведению тока на сопротивление, акустическое волновое сопротивление при,
определенной угловой частоте со = 2тс/ равно отношению звукового давления
к расходу газов в потоке -J—г.
Наибольший интерес всегда представляет волновое сопротивление на
входе во впускную и выпускную системы, т. е. непосредственно у клапана
в направлении выпускного или впускного трубопровода или перед
глушителем. Это сопротивление может быть приведено к зависящему от частоты
инерционному сопротивлению трубопровода /ь .которое равно
Фиг. 26. Средние потери мощности в
процентах при различных
противодавлениях, создаваемых выпускной системой.
или4 к упругому сопротивлению, т. е. сопротивлению камеры, имеющей
объем V, причем упругое сопротивление равно -^г-
280

Так как сопротивление трубопровода описывается функцией тангенса,
то оно, как это следует из фиг. 11, является знакопеременным. При
резонансе сопротивление трубопровода теоретически должно становиться
бесконечным, однако вследствие того, что на открытом конце трубопровода
сопротивление несколько затухает, оно достигает лишь значения—^-. В
четырехтактных двигателях с числом цилиндров от одного до четырех входное
сопротивление трубопровода (/i на фиг. 25) между двигателем и глушителем
по отношению к основной частоте не должно превышать -—-, т. е. должна
соответствовать волновому сопротивлению, которое встречает волна,
распространяющаяся вдоль прямого бесконечно длинного трубопровода, в
котором отсутствуют какие бы то ни было резонансные явления. Отсюда
вытекает условие
или /i = -g- (k — длина волны, соответствующая самой большой основной
частоте, при работе двигателя с максимальным числом оборотов).
Изложенные выше соображения (особенно в отношении впускной системы)
справедливы также и по отношению к высшим гармоникам; следовательно, волновое
сопротивление впускной системы должно быть меньше сопротивления
выпускной системы.
Выпускная система. Для получения оптимальных мощностных
показателей двигателя в диапазоне больших чисел оборотов (от 2/3 ятах до ятах)
коэффициент перед тангенсом в формуле
для трубопровода между двигателем и глушителем (фиг. 25) должен
составлять:
1) в одноцилиндровых четырехтактных двигателях: для третьей гармо-
Q Q п Пл
ники —~-, т. е. полный резонанс, и для основной гармоники <С-~-9 т. е.
отсутствие резонансных явлений;
2) в двух- и четырехцилиндровых четырехтактных двигателях: для
первой гармоники < -у-, т. е. отсутствие резонанса;
3) в одноцилиндровых двухтактных* двигателях в зависимости от способа1
О г
продувки: для второй или третьей гармоник 3-^, т. е. полный резонанс.
При этом волновое сопротивление наилучшим образом подходит к
внутреннему сопротивлению Rt двигателя, вследствие чего можно ожидать
получения оптимальных мощностных показателей.
В зависимости от используемого в двухтактном двигателе способа
продувки (кривошипно-камерная продувка или продувка при помоши
отдельного продувочного насоса), а также в зависимости от характера
распространения фронта продувочных газов внутри цилиндра, в конце истечения
газов после каждого цикла необходимо иметь полную полуволну
пониженного давления или лишь кратковременное повышение давления.
На фиг. 27 изображены три различных по своему характеру процесса
изменения давления при истечении выпускных газов в течение одного такта
выпуска. Имеются следующие два способа, не противоречащие один другому.
В одноцилиндровом двухтактном двигателе с кривошипно-камерной
продувкой, в котором объем вводимых в цилиндр за один цикл продувочных
газов не может превышать рабочего объема самого цилиндра, за время
открытия выпускных окон должно происходить полное колебание давления с тем,
чтобы в конце такта выпуска остаточные газы были бы удалены из цилиндра
281

'{фиг. 27, а). В одноцилиндровом двухтактном двигателе с продувкой от
отдельного продувочного насоса, напротив, в конце такта выпуска давление должно
кратковременно повышаться путем отражения звуковых волн; это повышение
давления предотвращает унос из цилиндра продувочных газов (фиг. 27, б).
Отсюда следует важный вывод, что для двухтактных двигателей с криво-
шипно-камерной продувкой, в которых наиболее вероятен унос
продувочных газов, требуется более высокое статическое противодавление в
выпускной системе (фиг. 27, в).
Однако наилучшие условия для кратковременной дозарядки цилиндра (+)
создаются при перемещении линии атмосферного давления из положения
0—0 в положение 1—1 (фиг. 27, а), при
сохранении гребня полуволны
пониженного давления (—), что обеспечивает
отсасывание из цилиндра остаточных газов.
Смещение линии атмосферного давления
может быть легко достигнуто путем
установки глушителя' с соответствующим
статическим сопротивлением.
О Время сек.
О. вы п. о. О. в п. о.
Время сек.
/ f Время сен.
З.дп.о. З.вып.о.
Фиг. 27. Характеристики процесса
изменения давления при истечении
выпускных газов в продолжение
такта выпуска:
О. вып. о — открытие выпускных
органов; О. вп. о — открытие впускных
органов; 3. вп. о —закрытие впускных
органов; 3. вып. о — закрытие
выпускных органов.
Фиг. 28. Безотражательная шайба.
Вторым способом, при помощи
которого можно заглушить резонансы в
выпускной системе, является использование
безотражательной шайбы (фиг. 28). Так
как дроссельная шайба, через которую
протекает установившийся газовый поток,
"представляет собой по отношению к наложенному слышимому
переменному потоку активное (омическое) акустическое сопротивление величиной
R = \-w^\ •—^-] Z, то путем подбора соответствующего отношения -=Д
\гп I \ С ) Гр
можно добиться того, чтобы иметь (-тД) —^- = 1. Так например, при
средней скорости установившегося потока vR = 15 м/сек и скорости звука
с = 500 м/сек при -тД^6.будем иметь (-тД ) (~) = 1-
Впускная система. При наличии глушителя впуска с длинным
соединительным трубопроводом между входным патрубком и глушителем в
диапазоне малых чисел оборотов двигателя можно ожидать некоторой
дозарядки цилиндра за счет инерции частиц воздуха, обладающих большой
скоростью, т. е. большим запасом кинетической энергии. На практике, однако,
из-за широкого диапазона чисел оборотов двигателя г стремятся выполнить
соединительный трубопровод как можно более коротким, что приводит
к тому, что его волновое сопротивление по отношению к двадцатой гармонике
Рс
< у , а по отношению ко второй и первой гармоникам оно получается совер-
1 Вернее вследствие того, что длинный впускной тракт ухудшает «следящее действие»
д вигателя, т. е. его приемистость. Прим. ред.
282

,шенно ничтожным. Вследствие того, что в диапазоне малых чисел оборотов
внутреннее сопротивление Rt невелико, двигатель при работе в этом
диапазоне особенно чувствителен (в отношении впускной системы) к спектру
колебаний резонансной цепи, состоящей из емкости кривошипной камеры и
впускного трубопровода. В этом диапазоне чисел оборотов наилучшее наполнение
цилиндра получается при средней частоте собственных колебаний
резонирующей системы в течение открытия впускных органов
Зп
где п — число оборотов двигателя;
а — продолжительность открытия продувочных органов в градусах
поворота кривошипа.
В диапазоне высоких чисел оборотов внутреннее сопротивление Rt
двигателя увеличивается; вместе с этим увеличивается и внутреннее затухание,
что приводит к весьма пологому протеканию кривой зависимости
коэффициента наполнения от средней частоты v0. Таким образом, в диапазоне малых
чисел оборотов эффект от «настройки» впускной системы получается
большим, чем в диапазоне высоких чисел оборотов.
РАЗМЕРЫ ГЛУШИТЕЛЕЙ
При сравнении двух двигателей с одинаковым рабочим объемом и с
одинаковым числом оборотов, но с различным числом цилиндров, следует
исходить из следующего.
Для получения одной и той же степени заглушения
17 In 2/ ,
—f - = const
Jgrenz
необходимо, чтобы -j-t— = const, т. е. нужно, чтобы для обоих двигателей
Igrenz
/ V/VDdmpfer = COnst (VDumpfer — объем ГЛуШИТеЛЯ). Это ОЗНачаЛО бы,
что в двигателе с числом цилиндров, вдвое меньшим, объем глушителя
пришлось бы увеличить в 4 раза.
Однако вдвое меньшая частота вызывает уменьшение звукового давления
в 2 раза, так как с уменьшением частоты понижается сопротивление
излучению звуковых колебаний в выходном отверстии выпускного трубопровода.
Кроме того, удвоение объема глушителя означает в соответствии с
выражением 17 In У2 снижение уровня громкости на 6 фон, поэтому при вдвое
меньшем числе цилиндров (т. е* при вдвое меньшей частоте) и одинаковом
рабочем объеме достаточно увеличить объем глушителя не в 4, а всего лишь
примерно в 2 раза.
Если еще принять во внимание кривые равной громкости, изображенные
на фиг. 2, то обнаружится, что при уровне громкости 40 фон частоте 50 гц
соответствует вдвое большее звуковое давление, чем частоте 100 гц. Таким
образом, при уменьшении частоты значительная часть обладающих высокой
энергией звуковых колебаний из низкочастотной части звукового спектра
будет восприниматься на слух с понижением уровня громкости еще на 6 фон.

VII. ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ
ВЫБОР НОМИНАЛЬНОГО НАПРЯЖЕНИЯ СИСТЕМЫ ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ
В системе электрооборудования автомобилей (за исключением системы
зажигания) используется низкое напряжение. При этом необходимо
учитывать стоимость и вес аккумуляторной батареи. Номинальное напряжение
системы определяется напряжением одного элемента свинцового
аккумулятора, которое составляет 2 в. Таким образом, при использовании
аккумуляторной батареи, состоящей из трех элементов, получают номинальное
напряжение 6 в, из шести элементов 12 в и из двенадцати элементов 24 в.
При выборе номинального напряжения системы электрооборудования
исходят из следующих соображений:
а) для мотоциклов (стартер отсутствует): надежность работы, возможно
меньшие стоимость и вес систем зажигания и освещения, а также
аккумуляторной батареи; в большинстве случаев систему электрооборудования
выполняют 6-вольтовой;
б) для легковых и грузовых автомобилей: малые вес, размеры и
стоимость стартера, аккумуляторной батареи и электропроводки; кроме того,
необходимо принимать во внимание надежность работы системы зажигания
и освещения, возможность использования генератора и стартера серийного
выпуска.
Ток, потребляемый стартером при напряжении 12 #, при одной и той же
мощности вдвое меньше тока, потребляемого им при напряжении 6 в. Так как
потери на нагревание уменьшаются пропорционально квадрату тока, то
при одних и тех же потерях в токоведущих частях стартера,
аккумуляторной батареи и в проводах токопроводящие сечения при более высоком
напряжении могут быть значительно меньшими. Благодаря этому при одной и той
же мощности стартер и связанная с ним электропроводка получаются при
напряжении 12 в более легкими и дешевыми.
При напряжении 12 в число элементов аккумуляторной батареи в 2 раза
больше, чем при напряжении 6 в\ вследствие этого, несмотря на вдвое меньшие
размеры пластин, она получается несколько более тяжелой и дорогой, чем
6-вольтовая батарея, рассчитанная на стартер той же мощности.
Система зажигания при напряжении 12 в работает при высоких числах
оборотов двигателя несколько более надежно, что может иметь значение для
высокооборотных многоцилиндровых двигателей и двигателей с высокой
степенью сжатия. Несколько большую мощность (примерно на бет), которую
потребляет 12-вольтовая катушка зажигания, можно при этом не принимать
во внимание.
^Повышенные переходные сопротивления в местах соединений менее
заметны при 12-вольтовой системе электрооборудования, чем при 6-вольтовой.
Кроме приведенных выше чисто технических соображений, при выборе
номинального напряжения системы электрооборудования необходимо также
учитывать и такие обстоятельства, как технические данные и стоимость
полной системы электрооборудования при том или ином напряжении,
возможность использования имеющихся в наличии приборов и аппаратов, осо-
284

бенности этих аппаратов, надежность их работы и удобство размещения
на автомобиле, а также вопросы снабжения запасными частями. Исходя
из этих соображений, для систем электрооборудования с мощностью
стартера до 1 л. с. следует использовать номинальное напряжение 6 в, а при
мощности стартера свыше I л. с. и литраже двигателя свыше 2,5 л —
главным образом напряжение 12 и 24 в.
На грузовых автомобилях большой грузоподъемности и в автобусах
в большинстве случаев с мощными дизелями приходится устанавливать
стартеры, обладающие значительной мощностью; такие стартеры рассчитаны на
напряжение 24 в. В этом случае при 12-вольтовой системе
электрооборудования специальное устройство на время пуска двигателя включает две
имеющиеся на автомобиле 12-вольтовые батареи последовательно; в остальное
время батареи соединены между собой параллельно, и их зарядка
осуществляется 12-вольтовым генератором.
После того как удалось освоить массовый выпуск надежных в
эксплуатации 24-вольтовых ламп накаливания, на грузовых автомобилях и автобусах
начинает все шире использоваться 24-вольтовая система электрооборудования;
это объясняется тем, что при необходимости затрачивать большую мощность
на пуск двигателя, а также при большом числе осветительных приборов
технические и экономические преимущества относительно выг хого напряжения
особенно ощутимы.
ГЕНЕРАТОРЫ
Требования, предъявляемые к генератору
Генератор представляет собой источник тока, главным назначением
которого является питание приборов освещения. Кроме того, современный
генератор должен обеспечивать электроэнергией и ряд других имеющихся на
автомобиле потребителей и в первую очередь осуществлять зарядку
аккумуляторной батареи. Благодаря тому что электроэнергию можно накапливать
в аккумуляторной батарее, при выборе мощности генератора оказывается
возможным исходить из условия обеспечения энергией лишь длительно
работающих и одновременно включаемых потребителей (плюс некоторый запас
на подзарядку аккумуляторной батареи). Тип генератора, его конструкция
и размеры определяются условиями эксплуатации и предъявляемыми к нему
требованиями. Исходя из этих условий, на мотоциклах с большим рабочим
объемом двигателя, на легковых и грузовых автомобилях и автобусах, как
правило, используются шунтовые генераторы постоянного тока с
самовозбуждением, работающие с вибрационными регуляторами, а на легких и
средних мотоциклах и тракторах малой мощности — генераторы переменного
тока с саморегулированием, в большинстве случаев объединенные в одном
устройстве с источником тока для системы зажигания (маховичные динамо —
магнето или магдино).
В процессе эксплуатации к генераторам постоянного тока предъявляются
следующие требования:
1. Обеспечение работы всех длительно включаемых потребителей тока
при движении автомобиля с любыми скоростями.
Это означает, что генератор должен работать с номинальной мощностью в возможно более
широком диапазоне чисел оборотов (с изменением числа оборотов в отношении 1 : 4—1 : 7
в зависимости от размеров двигателя и условий эксплуатации).
2. Наличие некоторого запаса мощности для зарядки аккумуляторной
батареи даже при работе всех длительно включаемых потребителей тока;
это необходимо для возмещения энергии, расходуемой аккумуляторной
батареей на питание стартера при пуске двигателя и т. п.
Поэтому генератор должен иметь большую номинальную мощность, чем это следует
из условия питания длительно включаемых потребителей тока; запас мощности обычно
принимается равным 50%.
285

3. Поддержание более или менее постоянного напряжения в сети при
изменении числа оборотов в заданных пределах и при любых нагрузках и
режимах работы; это необходимо для нормальной работы чувствительных к
изменению напряжений потребителей (лампы накаливания, радиоприемник).
В генераторах постоянного тока поддержание псстсянного напряжения ссущестгляется
или при помощи особых вибрационных регуляторов, или при псмсщи так называемой третьей
щетки; в небольших генераторах переменного тска с постоянными магнитами напряжение
регулируется автоматически путем соответствующего устройства обмоток и магнитной цепи.
4. Надежная работа в сочетании с аккумуляторной батареей на всех
режимах, т. е. обеспечение достаточной подзарядки батареи без вредной
для нее перезарядки; в то же время должна быть исключена возможность
разрядки батареи на генератор. Для этого служит реле-регулятор.
5. Нечувствительность (по возможности) к толчкам, вибрациям
двигателя, изменениям температуры, к попаданию пыли, влаги, топлива и масла.
Надежность работы генератора обеспечивается соответствующим устройством его
механической и электрической частей, правильным выбором места его размещения на двигателе
и типа привода.
6. Обеспечение бесшумной работы; в особенности это важно для
генераторов, устанавливаемых на двигателях легковых автомобилей.
Шум, создаваемый воздушными потоками, может быть сведен к минимуму путем
рационального устройства вентилятора и воздушных каналов; шум, сездараемьй генератором—
сводится к минимуму тщательным выполнением подшипниковых узлов; борьба с шумем,
возникающим в магнитной цепи, ведется путем соответствующего устройства якоря,
полюсных башмаков и воздушных зазоров.
7. Простота технического обслуживания и большой срок службы.
Это достигается тщательным выбором размеров всех подверженных износу частей
генератора — щеток, коллекторам подшипников, а также соответствующим устройством системы1
смазки, что и обеспечивает возможность длительней работы генератора без технического
обслуживания.
Наряду с приведенными выше требованиями при конструировании
генератора необходимо стремиться к тому, чтобы он имел возможно
минимальные габаритные размеры и вес.
Устройство генераторов постоянного тока
В основных чертах устройство автомобильных генераторов сходно с
устройством обычных шунтовых генераторов постоянного тока с самовозбуждением.
Однако их электрическая схема и конструкция несколько отличаются от
схемы и конструкции обычных генераторов. Обеспечение минимальных
размеров и минимального веса влечет за собой необходимость наиболее
эффективного использования магнитной и электрической частей. Мощность
на единицу веса новейших европейских автомобильных генераторов с
принудительной вентиляцией составляет в среднем 40 вт/кг (имеется в виду
полный вес генератора). В стационарных генераторах той же мощности
(с номинальной мощностью до 1 кет) мощность на единицу веса примерно
вдвое меньше и составляет 20 вт/кг. Такое повышение мощности на единицу
веса достигается тем, что в автомобильных генераторах допускают более
высокую температуру обмоток коллектора, чем в стационарных
генераторах; при этом обеспечивают охлаждение подверженных нагреву частей.
Автомобильные генераторы выполняют в большинстве случаев
двухполюсными или четырехполюсными. В отличие от стационарных генераторов
обычной конструкции, автомобильные генераторы изготовляют
четырехполюсными также и при очень малых диаметрах якоря, что позволяет, наряду
с уменьшением общего веса, создавать также и более благоприятные
условия для коммутации тока. Это особенно важно при высоких числах оборотов
двигателя.
Не совсем обычную конструкцию представляет собой малогабаритный двухполюсный
генератор для мотоциклов (фиг. 1). В этом генераторе имеется один штампованный полюсный
башмак с обмоткой возбуждения; вторым полюсом является корпус. Якорь установлен
286

и тракторов со встроенным в него реле-регул яте ром:
— обмотка возбуждения; 2 — полюсный башмак; 3 —
корпус; 4 — реле-регулятор; 5 — коллектор; 6 — якорь.
в корпусе эксцентрично; благодаря этому регулировку привода межно осуществлять пово--
ротсм корпуса генератора. Реле-рогулятср расположен под кожухом коллектора.
На фиг. 2 показано устройство генератора с номинальной мощностью.
130 вт (максимальная мощность при продолжительной работе 200 вт) и
максимальным числом
оборотов якоря 7000 в минуту.
Реле-регулятор
прикреплен к генератору. Крышка
подшипника со стороны
привода имеет Еентиля-
ционные отверстия, через!
которые выходит
охлаждающий воздух,
всасываемый
крыльчаткой,сидящей на приводном шкиве;
воздух засасывается через
щели защитной ленты и 5
проходит сквозь весь
генератор. При этом расстоя- фиг* L Малогабаритный генератор для мотоциклов.
ние между лопастями
крыльчатки и крышкой
подшипников должно быть
как можно меньше, так как это позволяет снизить потери напора,.
создаваемого вентилятором, в воздушном промежутке. Воздух засасывается
со стороны коллектора через
щели в защитной ленте или
через отверстия в крышке
подшипника. Пути прохода
воздуха через генератор
должны быть устроены таким
образом, чтобы
щеткодержатели, коллектор, обмотки
возбуждения и якорь по
возможности омывались
воздухом со всех сторон. Чтобы
не нарушалась нормальная
работа генератора, не должны-
образовываться скопления
графитовой пыли от шеток
или пыли и масла, попавших
внутрь генератора вместе
с воздухом.
Фиг. 2. Устройство вентилируемого генератора сред- При выборе размера ПОД-
ней мощности (130 вт) с расположенным на нем реле- ШИПНИКОВ необходимо ИСХО-
регулятором:
дить из условия их
длительной и бесшумной работы без
/ — корпус; 2 — реле-регулятор; 3 — клемма; 4 — защитная
лента; 5 — коллектор; в — колпачковая масленка;
7 — щеткодержатель; 8 — щетка; 9 — пружина щетки; ТеХНИЧеСКОГО ОбСЛУЖИВаНИЯ.
10 — обмотка возбуждения; 11 — полюсный башмак; —
12 — якорь.
В отношении бесшумности
подшипники скольжения
лучше, чем шарикоподшипники, которые отличаются простотой
технического обслуживания и могут выдерживать большие нагрузки (например,
при ременном приводе). Поэтому предпочтение следует отдавать
шарикоподшипникам. Подшипники должны иметь хорошие уплотнения как для
предотвращения попадания пыли и масла извне, так и для предотвращения
утечки из подшипника масла или жировой смазки. Это является особенно
важным для подшипника, расположенного со стороны коллектора, так как
попадание на коллектор или на щетки масла, жировой смазки или
дизельного топлива может привести к отказу в работе генератора.
287

Токосъемные щетки решающим образом влияют на коммутацию тока,
а также на степень нагрева коллектора и его срок службы; срок службы
'5
Фиг. 3. Устройство вентилируемого генератора средней мощности с двойным ременным
приводом и с отдельно расположенным реле-регулятором:
/ — корпус; 2 — якорь; 3 — клеммы; 4 — защитная лента; 5 — коллектор; 6 — пружина щетки,
7 — щетка; 8 — щеткодержатель; 9 — обмотка возбуждения; 10 — полюсный башмак; 11 —
вентиляционные отверстия.
щеток зависит от их правильного выбора. В случае использования
неправильно подобранных щеток может не происходить самовозбуждение генера-
Фиг. 4. Генератор большой мощности для грузовых автомобилей большой
грузоподъемности, автобусов и тягачей:
1 — корпус; 2 — обмотка возбуждения; 3 — корпус коробки с клеммами; 4 — впускной
штуцер; 5 — вентилятор; 6 — щетка; 7 — коллектор; 8 — якорь.
тора. Возникающие иногда при работе генератора посторонние звуки могут
являться следствием неоднородности материала щеток.
Генератор прикрепляют к двигателю или в посадочном гнезде картера
при помощи натяжных лент или поворотного кронштейна, а также иногда
при помощи фланца. Генератор, предназначенный для крепления в
посадочном гнезде картера при помощи натяжной ленты, показан на фиг. 3.
В этом генераторе второй конец вала якоря также выведен наружу и может
288

быть использован для привода других устройств, как, например, водяного
насоса. На фиг. 4 показан генератор относительно большой мощности (12 <?,
700 вт) для автобусов и грузовых автомобилей большой грузоподъемности;
этот генератор может быть также использован на автомотрисах и моторных
катерах. Воздух в этом генераторе засасывается через вентиляционный люк,
расположенный со стороны коллектора над ним и над щетками. Впускной
штуцер (воздушный штуцер) закрыт грибообразной крышкой,
предотвращающей попадание в генератор посторонних частиц. В некоторых случаях
к этому штуцеру может быть присоединен воздухозасасывающий
трубопровод для отбора холодного и незапыленного воздуха. Вместо вентиляции
коллектора в этом случае также может быть устроена продольная
вентиляция генератора, при которой воздух засасывается в отверстия крышки
подшипника со стороны привода.
Если по каким-либо причинам принудительная вентиляция генератора
является нежелательной, например, при запыленном воздухе (в тракторах)
или воздухе с частицами масла, то, исходя из условия нагрева, приходится
, снижать мощность генератора при длительной работе (снижение мощности
может достигать 30%).
При автомобильных генераторах больших размеров реле-регулятор всегда устанавливают
отдельно от генератора. При генераторах средних и малых размеров реле-регулятор
устанавливают в большинстве случаев непосредственно на корпусе генератора, поэтому генератор
и реле-регулятор представляют собой один агрегат; однако имеется тенденция к их раздельной
установке, что является обычным для английских и американских автомобилей. На тракторах
и мотоциклах реле-регулятор часто встраивают в генератор с тем, чтобы обеспечить его защиту
от возможных механических повреждений (см. фиг. 1).
Работа генераторов постоянного тока
Генератор постоянного тока, схема которого приведена на фиг. 5,
представляет собой шунтовую машину с самовозбуждением. В большинстве
случаев один из полюсов соединяют с корпусом
генератора, который, в свою очередь, электрически
связывают с другими частями автомобиля, т. е.
с массой. В Европе, как правило, с массой
соединяют минусовый провод (минус); в США, наоборот,
с массой обыкновенно соединяют плюсовый
провод (плюс).
Работа автомобильного генератора мало
отличается от работы .всех прочих шунтовых
генераторов с самовозбуждением. Однако необходимость
совместной работы генератора и аккумуляторной
батареи в условиях резко изменяющихся чисел
оборотов и нагрузок вызывает особые требования
к регулированию напряжения генератора и
заставляет вводить в систему электрооборудования
автомобиля автоматические быстродействующие
реле-регуляторы.
Напряжение на зажимах генератора, не имеющего системы регулирования напряжения,
при холостом ходе резко возрастает с увеличением числа оборотов якоря согласно общему
для электрических машин уравнению
Е — с/гФдг,
где с — постоянная машины;
п — число оборотов якоря;
Фм — магнитный поток, пронизывающий витки обмотки якоря.
При подключении к генератору аккумуляторной батареи напряжение генератора
оставалось бы в определенных пределах даже и без особого устройства для его регулирования.
Исходя из условия сохранения постоянного напряжения, магнитный поток Фдг =
должен изменяться обратно пропорционально числу оборотов якоря (кривая 4 на фиг. 6);
суммарный магнитный поток образуется из накладывающихся один на другой магнитного
19 Бюссиен 644 289
Фиг. 5. Схема шунтового
генератора постоянного тока:
1 — обмотка возбуждения;
2 — масса генератора; 3—масса
автомобиля.

потока, создаваемого полюсами генератора, и магнитного потока якоря (фиг. 7). Таким
образом, при увеличении числа оборотов якоря регулятор должен ослаблять ток Еозоуждения
тем больше, чем меньше нагрузка. Если бы ток возбуждения не регулировался и оставался)
I
1
О W00 2000 3000 U00O 5000 о6/„ин
5
W00 2000 3000 4000 5000 о6/Мин
Число оборогпоб якоря
Фиг. 6. Зависимость тока и магнитного,
потока в шунтовом двухщеточном и в трехще-
точном генераторах от числа оборотов якоря:
1 — кривая возрастания напряжения при
отсутствии системы регулирования генератора; 2 —
магнитный поток полюсов двухщеточного
генератора; 3 — магнитный поток полюсов трехще-
точного генератора; 4 — суммарный магнитный
поток, 5 — значение ci для шунтового
двухщеточного генератора; 6 — то же для трехщеточ-
ного генератора.
Фиг. 7. Зависимость магнитного поля
[шунтового генератора от нагрузки:
/ _ нейтральная зона при холостом ходе;
2 — нейтральная зона при нагрузке;
3 — результирующее (полезное) поле до-
магнитного насыщения; 4 — то же при
магнитном насыщении; 5 — магнитное поле-
полюсов; 6 — магнитное поле якоря.
постоянным (кривая 2 на фиг. 6), то с изменением числа оборотов ток якоря должен был бы
изменяться таким образом, чтобы в результате ослабления магнитного потока полюсов
суммарный магнитный поток изменялся бы по кривой
4 (фиг. 6). Отрезок ci (разность значений
магнитного потока кривых 2 и 4 при одном и том же
числе оборотов якоря) определяет величину тока
якоря при подключении генератора без системы
регулирования напряжения к аккумуляторной
батарее с постоянным напряжением (кривая 5 на
фиг. 6).
Ослабление током якоря магнитного потока,
создаваемого полюсами, объясняется магнитным
насыщением железа на краю «сбегающего» полюса
(фиг. 7), вследствие чего суммарный магнитный
поток под одним полюсом уменьшается.
Одновременно с этим нейтральная зона (т. е. зона, в
которой напряженность магнитного поля равна нулю)-
вследствие искажения магнитного поля полюсов в
результате наложения на него магнитного поля
якоря смещается по направлению вращения
последнего. Искажение магнитного поля вредно
сказывается на процессе коммутации тока, так как
под щетками генератора возникает разность
потенциалов; при выравнивании эта разность
потенциалов создает в щетках токи короткого
замыкания, вызывая искрение щеток и тепловые потери
(нагрев коллектора и щеток). При высоких числах
оборотов якоря искажение магнитного поля (при одной и той же нагрузке) увеличивается,,
так как с повышением числа оборотов для сохранения постоянства напряжения приходится
ослаблять магнитный поток полюсов. Зависимость степени искажения поля от числа
оборотов якоря генератора можно проследить по фиг. 8, на которой изображены кривые
изменения напряжения по окружности коллектора.
290
Фиг. 8. Изменение напряжения на
коллекторе шунтового генератора при
различных числах оборотов якоря:
/ — минусовая щетка; 2 — третья щетка;
3 — плюсовая щетка; А — напряжение
между минусовой и третьей щетками;
В — напряжение между минусовой и
плюсовой щетками.

Для ослабления токов короткого замыкания стремятся по возможности увеличить
сопротивление щеток при прохождении через них тока в поперечном направлении. Для того чтобы
компенсировать смещение нейтральной зоны при нагружении генератора, раньше при работе
с большой нагрузкой поворачивали щетки. Вместо того, чтобы поворачивать щетки, можно
также поворачивать выводы обмоток якоря относительно коллектора. При этом, однако,
приходится идти на компромисс вследствие большого разнообразия рабочих режимов машины;
кроме того, имеются машины, которые могут работать лишь при одном определенном
направлении вращения якоря. По этим причинам мирятся со смещением нейтральной зоны в
генераторах и в то же время стремятся выполнить сбмотки и щетки таким образом, чтобы
обеспечить удовлетворительные условия для коммутации. В этом случае генераторы могут работать
при любом направлении вращения якоря.
О характере работы нерегулируемого генератора можно также судить
по его внешним характеристикам (фиг. 9), показывающим зависимость напря-
U6
50
U0
30
20
10
6,75
-4-
•46
\У\
I—
4
\
/
\
\
/
/
A/dm
2U0
200
160
120
80
U6
10 20 30 40 50 60 I a
-10
-9-
-8-
-7-
с
-5-
-/.
//
/у
I-
Uo=f(n) ,л
т
\/
У/
<<<
1
k
1
>
/
/
-л
/
/
/|
/
/
/
/
/
/
/^
N=f(n)
2^У
У\з
s \
и
-615
Фиг. 9. Внешние характеристики
генератора постоянного тока.
800 1000 1200 МО 1600 1800 2000по6/ми№
Фиг. 10. Зависимость мощности генератора
постоянного тока от числа оборотов якоря:
/ — число оборотов якоря, соответствующее
включению генератора в холодном состоянии; // —
число оборотов якоря, соответствующее включению
генератора в нагретом состоянии; / — холодный
генератор; 2 — нагретый генератор; 3 —
номинальная мощность.
жения от тока при различных
числах оборотов якоря. Как видно из
фиг. 9, напряжение генератора
при отсутствии нагрузки может
достигать очень больших значений. С увеличением нагрузки напряжение
снижается вначале медленно, а затем все быстрее вплоть до момента, когда
ток генератора достигает своего максимального значения. При дальнейшем
подключении новых потребителей вместе с напряжением начинает
уменьшаться также и ток генератора, так как происходит уменьшение тока
возбуждения. Для того чтобы судить о качествах генератора, на практике
обычно пользуются кривыми N = f (п) (фиг. 10); эти кривые выражают
зависимость мощности генератора при полном токе возбуждения и при
постоянном напряжении на его зажимах от числа оборотов якоря.
Регулирование генераторов постоянного тока
Напряжение в системе электрооборудования автомобиля определяется
главным образом аккумуляторной батареей. Задачей системы регулирования
является поддержание такого напряжения генератора, которое наилучшим
образом соответствует напряжению аккумуляторной батареи, причем
напряжение генератора должно оставаться на заданном уровне независимо от
резких колебаний числа оборотов и нагрузки. В процессе эксплуатации должна
существовать возможность зарядки аккумуляторной батареи в течение как
можно более короткого времени, причем генератор не должен перегружаться
чрезмерно сильным зарядным током; кроме того, вследствие наличия на
автомобиле чувствительных к увеличению напряжения потребителей,
напряжение не должно превышать определенной допустимой величины. После того
19*
291

п об/Мин
Фиг. 11. Изменение тока
возбуждения 1егг при постоянном
напряжении и увеличивающемся
числе оборотов:
/ — холостой ход; 2 — нагрузка.
как аккумуляторная батарея зарядится полностью, зарядный ток должен
быть незначительным, так как в противном случае перезаряд вредно
скажется на состоянии аккумуляторной батареи и ее срок службы значительно
сократится. При работе генератора без аккумуляторной батареи его
напряжение также должно оставаться в пределах, обеспечивающих нормальную
работу подключенных к нему потребителей; поэтому система регулирования
необходима и в этом случае.
Для регулирования напряжения автомобильных генераторов
преимущественно используются электромагнитные регуляторы, воздействующие
на ток возбуждения машины. В то же время простой способ регулирования
генераторов при помощи устанавливаемой на коллекторе третьей щетки все
более выходит из употребления вследствие характерных для этого способа
трудно устранимых недостатков.
С регулятором напряжения тесно связано
также и реле обратного тока, которое часто
с ним объединяется в общем кожухе. Реле
обратного тока служит для отключения
генератора от сети в случае, если ток начинает идти
от аккумуляторной батареи к генератору (что
происходит при неподвижном якоре генерагтора
или при его вращении с малым числом
оборотов); кроме того, реле обратного тока должно
включать генератор в сеть, как только он
окажется способным давать ток (что произойдет
после того, как число оборотов якоря
достигнет определенной величины).
Работа регулятора напряжения. С
увеличением числа оборотов якоря э. д. с. (напряжение) генератора возрастает
согласно общему уравнению для электрических машин:
Е = с-п-Ф,
где с — постоянная машины;
п — число оборотов якоря;
Ф — суммарный магнитный поток.
Для того чтобы поддерживать напряжение постоянным, необходимо
с увеличением числа оборотов якоря уменьшать магнитный поток Ф, т. е.
уменьшать создающий этот поток ток возбуждения (фиг. 11). При увеличении
нагрузки ток якоря в результате искажения магнитного поля уменьшает
суммарный магнитный поток. Вследствие этого для сохранения постоянного
напряжения ток возбуждения при работе генератора под нагрузкой должен
быть больше, чем при его работе на холостом ходу.
Регулятор напряжения осуществляет автоматическое изменение тока
возбуждения в зависимости от числа оборотов якоря и нагрузки генератора.
Электромагнитный регулятор напряжения представляет собой
быстродействующий регулятор, который регулирует ток возбуждения путем
периодического включения и выключения сопротивления в цепи возбуждения,
и даже иногда путем замыкания накоротко обмотки возбуждения. В
зависимости от того, определяется ли этот процесс регулирования изменениями
тока или напряжения или как тем, так и другим, различают чистое
регулирование напряжения, чистое регулирование тока или же смешанное, так
называемое гибкое регулирование.
Работа электромагнитного регулятора напряжения может быть объяснена при помощи
схемы, изображенной на фиг. 12. Вывод обмотки возбуждения генератора присоединен к
изолированному полюсу генератора, причем между этим выводом и полюсом включены контакты,
прижимаемые один к другому пружиной. Контакты размыкаются под действием
электромагнита; по обмотке электромагнита проходит ток, напряжение которого подлежит
регулированию; пружина стремится воспрепятствовать размыканию контактов,» и последние размыкаются
лишь тогда, когда напряжение в цепи достигает заданной величины. При разомкнутых
контактах цепь возбуждения замыкается через добавочное сопротивление, включенное парал-
292

лельно контактам; вследствие этого ток возбуждения уменьшается и создаваемое им поле
ослабляется. Это, в свою очередь, приводит к понижению напряжения; напряжение
продолжает понижаться до тех пор, пока пружина контактов окажется в состоянии преодолеть силу
притяжения электромагнита и замкнуть контакты. После замыкания контактов ток
возбуждения и напряжение в цепи якоря вновь начинают возрастать до тех пор, пока
напряжение опять не достигнет заданной величины, после чего контакты размыкаются, и весь процесс
повторяется сначала. В результате быстро следующих один за другим размыканий и
замыканий контактов в цепи возбуждения генератора устанавливается среднее значение тока
возбуждения, которое при данном числе оборотов и данной нагрузке обеспечивает получение
в цепи заданного напряжения. Среднее значение тока возбуждения определяется
отношением времени замкнутого состояния контактов к времени их разомкнутого состояния (фиг. 13).
Ток возбуждения, напряженность поля и напряжение возрастают и убывают по закону
показательной функции. Скорость возрастания тока возбуждения зависит от сопротивления
обмотки возбуждения и от ее индуктивности, а скорость убывания тока возбуждения зависит,
кроме того, и от величины добавочного сопротивления.
Величина этого сопротивления определяет также
и чистоту размыкания и замыкания контактов, причем
во избежание мигания ламп эта частота должна быть
достаточно высокой (от 20 до 500 гц). Установка до-
Л
krr
\А
Фиг. 12. Схема
одноступенчатого регулятора
напряжения:
/ — регулятор напряжения;
2 — клемма, соединяемая
с плюсовой клеммой
аккумуляторной батареи; 3 —
обмотка электромагнита;
4 — сопротивление; 5 —
обмотка возбуждения; 6 —
генератор.
ши
а)
d- Время
сен
6)
Фиг. 13. Изменение тока возбуждения
Ierr во времени при работе регулятора
напряжения:
а — низкое число оборотов; б — высокое
число оборотов; А — время замкнутого
состояния контактов.
бавочного сопротивления большей величины повышает частоту размыкания и замыкания
контактов. Однако, исходя из соображения об обеспечении достаточного срока службы
контактов, величина добавочного сопротивления не должна быть слишком большой.
Вследствие этого для повышения частоты размыканий и замыканий контактов используют
ускоряющую обмотку. Ускоряющая обмотка в большинстве случаев включается последовательно
с добавочным сопротивлением, причем она создает магнитный поток, направленны^
противоположно основному магнитному потоку, создаваемому обмоткой электромагнита, и таким
образом принудительно ускоряет размагничивание сердечника.
Необходимость обеспечения достаточного срока службы контактов заставляет
ограничивать величину добавочного сопротивления, что, однако, уменьшает диапазон
регулирования напряжения; при очень высоких числах оборотов добавочное сопротивление должно
было бы иметь значительную величину. При 6-вольтовом генераторе и отношении числа
оборотов, соответствующего моменту включения генератора, к максимальному числу
оборотов 1 : 5—1 : 6 одноступенчатый регулятор напряжения (регулятор с одной парой контактов)
не может удовлетворить предъявляемым к нему требованиям. В этом случае используют
двухступенчатый регулятор напряжения (регулятор с двумя парами контактов), причем
при высоких числах оборотов вторая пара контактов периодически замыкает накоротко
обмотку возбуждения (фиг. 14, а).
В двухступенчатом регуляторе величина добавочного сопротивления может быть выбрана
меньшей, так как вторая пара контактов, замыкающая накоротко обмотку возбуждения,
обеспечивает поддержание напряжения в заданных пределах при высоких числах оборотов.
При использовании двухступенчатого регулятора улучшаются условия работы контактов,
что позволяет допускать более высокое значение тока возбуждения. При малых числах
оборотов работа двухступенчатого регулятора напряжения ничем не отличается от работы
одноступенчатого. Лишь после того, как число оборотов станет больше, чем то, при котором
добавочное сопротивление остается длительное время включенным (первая пара контактов
разомкнута), вторая пара контактов начинает периодически замыкать накоротко обмотку
возбуждения (т. е. начинает работать так же, как до этого работала первая пара контактов).
Одноступенчатый регулятор напряжения допускает более точную
регулировку, чем двухступенчатый, так как поддерживаемое последним
напряжение меняется в момент перехода от работы первой пары контактов к работе
293

{второй пары (это происходит вследствие явления гистерезиса в материале
сердечника). В одноступенчатом регуляторе погрешность, вызываемая
гистерезисом, почти незаметна, так как воздушный промежуток практически
•остается неизменным. Существенным преимуществом двухступенчатого
регулятора является его нечувствительность к сотрясениям, что позволяет
встраивать его в генератор. Это приводит к снижению стоимости всей установки
& целом. Кроме того, в двухступенчатом регуляторе существуют лучшие
условия для работы контактов, вследствие чего можно увеличить ток
возбуждения и повысить эффективность использования генератора. Однако
при относительно высоких напряжениях в системе электрооборудования
в случае использования двухступенчатых регуляторов возникает опасность
короткого замыкания между
. обеими парами контактов; в 12-
L/; f ,5 вольтовых генераторах относи-
а Ui „ I / 7 I тельно большой мощности
возможны неполадки из-за большой
индуктивности цепи
электромагнита. Вследствие этого для работы
с 24-вольтовыми и 12-вольтовыми
генераторами относительно
большой мощности используют
одноступенчатые регуляторы
напряжения.
Двухступенчатые регуляторы
напряжения используются
главным образом для работы с
небольшими 6- и 12-вольтовыми
генераторами, т. е. тогда, когда особенно
важно обеспечить низкую
стоимость и малый вес установки.
В генераторах очень больших
размеров напряжением 24 в, в цепи
возбуждения которых
используются большие мощности и для
регулирования напряжения которых нельзя ограничиться одноступенчатым
регулятором, обмотку возбуждения разделяют на две равные части.
Напряжение каждой половины тока возбуждения регулируется отдельным
одноступенчатым регулятором (фиг. 14, б). Для того чтобы обеспечить
согласованную работу обоих регуляторов, в схему вводят выравнивающую обмотку.
Величина поддерживаемого регулятором напряжения может изменяться вследствие
увеличения или уменьшения сопротивления медной проволоки, из которой выполнена обмотка
электромагнита (сопротивление проволоки непостоянно из-за нагрева ее проходящим по ней
током и изменения температуры окружающей среды). Для устранения чувствительности к
изменению температуры перед обмоткой электромагнита включают сопротивление из не
чувствительной к колебаниям температуры никелевой проволоки, причем величина этого
сопротивления в несколько раз (в 3—4 раза) превосходит сопротивление обмотки из медной
проволоки. Вследствие этого вызываемая изменениями температуры неточность в величине
поддерживаемого регулятором напряжения уменьшается до 0,8% на каждые 10°. Для
полного исключения погрешностей, связанных с изменениями температуры, иногда используют
биметаллические пружины, воздействующие на работу регулятора, и подключаемые к
магнитной цепи магнитные шунты из никелевого сплава, изменяющие свою магнитную
проницаемость в зависимости от температуры. В этом случае может быть достигнута даже
«чрезмерная компенсация», при которой напряжение будет увеличиваться с понижением
температуры, и наоборот. Такая «чрезмерная компенсация» может оказаться желательной,
например, для обеспечения усиленной зарядки аккумуляторной батареи при низкой температуре
и менее интенсивной ее зарядки при высокой.
Смешанное регулирование. В том случае, когда на
контакты регулятора воздействует лишь обмотка электромагнита, по которой
проходит ток с изменяющимся напряжением, регулятор поддерживает в сети
постоянное напряжение независимо от нагрузки генератора (линия / на
294
Фиг. 14. Схемы регуляторов напряжения:
а — двухступенчатого; б — сдвоенного
одноступенчатого для большого тока ,в цепи возбуждения;
1 — контакт первой ступени; 2 — контакт второй
ступени; 3 — клемма, соединяемая с плюсовой
клеммой аккумуляторной батареи; 4 — регулятор I;
, 5 — регулятор II; 6 — выравнивающая обмотка.

«фиг. 15). Такая система регулирования связана с опасностью перегрузки
генератора при наличии разряженной или малозаряженной аккумуляторной
■батареи, особенно при езде ночью. Вследствие этого на сердечник регулятора
напряжения, кроме основной (шунтовой) намагничивающей обмотки,
наматывается добавочная сериесная обмотка, включенная в главную цепь
(фиг. 16, а)\ в результате получают линию 2 изменения напряжения (фиг. 15).
Напряжение должно изменяться таким образом, чтобы, с одной стороны,
при полностью разряженной батарее и номинальной нагрузке (езда в
ночное время) генератор не был перегружен и чтобы, с другой стороны, при
полностью заряженной батарее и при включении прочих потребителей (езда
днем) батарея не перезаряжалась. При этом должен быть предусмотрен
достаточный запас для подзарядки
разряженной батареи при езде
в ночное время. Для выполнения
всех этих требований необходимо
'иметь такую кривую изменения
.._!
«Фиг. 15. Регулировочные и
нагрузочные характеристики:
/ — полностью заряженная батарея;
31 — разряженная батарея; /// —
разряженная батарея с присоединенными
к ней потребителями; /, 2 и 3 —
изменение напряжения.
Фиг. 16. Схема регулятора напряжения:
а—с шунтовой и сериесной обмотками, работающего
по принципу смешанного регулирования; б—с
ограничителем тока; / — клемма, соединяемая с
плюсовой клеммой батареи; 2 — сериесная обмотка; 3 — шун-
товая обмотка; 4 — сопротивление; 5 — генератор;
6 — одноступенчатый регулятор напряжения;
7 — ограничитель тока.
напряжения в зависимости от тока генератора, наклон которой
определяется как мощностью генератора, так и емкостью аккумуляторной
батареи и мощностью потребителей. При увеличении тока генератора
напряжение уменьшается, поэтому и применяют смешанное регулирование.
Регулирование на постоянство напряжения
с ограничением тока. Смешанное регулирование в
большинстве случаев удовлетворяет требованиям, предъявляемым к системе
регулирования в обычных условиях эксплуатации. В качестве недостатка этой
системы следует отметить опасность перегрузки и возможного выхода из
строя генератора при включении слишком большого числа потребителей
и разряженной аккумуляторной батарее или при использовании
аккумуляторной батареи чрезмерно большой емкости. При системе регулирования
на постоянство напряжения с ограничением тока этот недостаток
исключается. Такая система регулирования применяется в мощных генераторах
грузовых автомобилей большой грузоподъемности и автобусов,работающих
С аккумуляторными батареями большой емкости, мощными стартерами
и большим числом других потребителей, причем аккумуляторные батареи
в таких условиях часто сильно разряжаются. Принципиальная схема системы
регулирования на постоянство напряжения с ограничением тока показана
на фиг. 16. б. Эта система состоит из регулятора напряжения,
поддерживающего постоянное напряжение в сети, и ограничителя тока, ограничивающего
максимальный ток нагрузки генератора. Контакты регулятора напряжения
295

и ограничителя тока включены последовательно в цепь возбуждения
генератора.
Регулятор напряжения поддерживает постоянное напряжение до тех пор,
пока ток генератора не превысит некоторой максимальной величины; если же
ток превзойдет эту величину, контакты ограничителя тока размыкаются
и напряжение падает вниз по отвесной линии (линия 3 на фиг. 15). При этом
контакты регулятора вследствие падения напряжения остаются замкнутыми.
Таким образом получают ломаную линию изменения напряжения.
Регулятор напряжения может быть как одноступенчатым, так и двухступенчатым;
ограничитель тока выполняют всегда одноступенчатым (т. е. с одной парой
контактов). Ограничитель тока и регулятор напряжения могут иметь одно
общее добавочное сопротивление; однако для каждого из них может быть
предусмотрено и отдельное добавочное
сопротивление.
Сравнение смешанного
регулирования с
регулированием на постоянство
напряжения с ограничением
тока. Наряду с надежной защитой от
перегрузки генератора, система
регулирования на постоянство напряжения с
ограничением тока обладает еще рядом
преимуществ, что привело к использованию
этой системы почти на всех американских
и на части европейских автомобилей. Эти
дополнительные преимущества следующие:'
1) меньший перезаряд заряженной
аккумуляторной батареи, что особенно важно
для батарей, подверженных сильному
нагреву вследствие их невыгодного в этом
отношении расположения или вследствие
особых климатических условий (тропики);
2) постоянное напряжение в широком диапазоне нагрузок генератора
и при любом состоянии аккумуляторной батареи (в отношении степени ее
заряженности), что особенно важно для нормальной работы потребителей,
чувствительных к изменению напряжения (лампы накаливания и
радиоприемники);
3) более быстрая зарядка аккумуляторной батареи, благодаря чему
в зависимости от типа генератора, передаточного отношения к генератору
и характера движения время зарядки аккумуляторной батареи может быть
сокращено до 65% от времени, необходимого для зарядки такой же батареи
при смешанном регулировании.
Реле обратного тока. Для того чтобы предотвратить разрядку
аккумуляторной батареи на генератор в тех случаях, когда напряжение генератора
оказывается меньшим, чем напряжение аккумуляторной батареи, и чтобы
можно было подключать генератор к сети, когда напряжение генератора
достигает достаточной величины (напряжение включения), используется
автоматическое реле. Принципиальная схема реле обратного тока изображена
на фиг. 17. Замыкание контактов реле происходит под действием шунтовой
(тонкой) обмотки при некотором напряжении включения (около 6,8 в при
номинальном напряжении 6 в в системе электрооборудования); при этом
преодолевается сопротивление пружины. Ток зарядки или ток потребителей,
проходящий по сериесной (толстой) обмотке, прижимает контакты один
к другому и предотвращает дрожание контактов при незначительных
колебаниях напряжения. Если напряжение генератора станет ниже, чем
напряжение аккумуляторной батареи, то ток, идущий от батареи в генератор,
вызывает ослабление магнитного поля шунтовой обмотки, и под
действием пружины контакты размыкаются. Размыкание контактов происхо-
296
Фиг. 17. Устройство и схема реле
обратного тока:
1 — сердечник; 2 — якорек; 3—контакты;
4 — индикаторная лампа; 5 — замок
зажигания; 6 — ярмо; 7 — предохранитель
в цепи возбуждения.

2
5
дит при обратном токе 3—5 а (при 6-вольтовой системе
электрооборудования).
В большинстве случаев реле обратного тока размещается в общем кожухе
с регулятором напряжения; такое составное устройство называют реле-
регулятором.
Конструкция реле-регуляторов. Реле-регуляторы имеют самые
различные конструктивные формы. Однако во всех случаях для них в общем
характерны одни и те же основные элементы.
Реле-регуляторе отдельными магнитными цепями реле
обратного тока и регулятора напряжения. На фиг. 18 показан реле-
регулятор, рассчитанный на работу с генератором средней мощности (300 вт).
Реле-регулятор имеет систему для поддержания
постоянного напряжения с ограничением тока (линия 3
на фиг. 15) и предназначается для установки
отдельно от генератора. Реле-регулятор имеет
три отдельные магнитные цепи и состоит из
реле обратного тока 5, регулятора напряжения J?
и .ограничителя тока 3. Основные детали и узлы
регулятора напряжения и ограничителя тока
унифицированы. Магнитные угольники и якорьки
выполнены из листового металла и установлены
на общей изолирующей фундаментной панели.
Добавочные сопротивления регулятора
напряжения и ограничителя тока расположены под
фундаментной панелью, где они защищены от
возможных повреждений. Регулятор
напряжения выполнен двухступенчатым (с двумя парами
контактов), а ограничитель тока —
одноступенчатым (с одной парой контактов). При
достижении током генератора определенной величины
ограничитель тока включает в цепь
возбуждения генератора добавочное сопротивление.
Путем устранения элементов ограничителя
тока и намотки на сердечник регулятора
напряжения сериесной обмотки, включенной в
главную цепь, из деталей и узлов регулятора
напряжения и ограничителя тока может быть собран
регулятор напряжения, работающий по системе смешанного регулирования. При
соответствующем устройстве нижней части такой регулятор напряжения можно крепить
непосредственно к генератору (см. фиг. 2).
Реле-регулятор с общим магнитным сердечником и
раздельными якорьками регулятора напряжения и реле обратного
тока. Реле-регулятор (фиг. 19) имеет общий сердечник с обмотками регулятора
напряжения и реле обратного тока, однако каждый из этих двух приборов имеет якорек и
магнитную ,цепь. На сердечник намотаны шунтовая обмотка и сериесная обмотка с числом витков,
необходимым для получения характеристики, соответствующей смешанному регулированию*
напряжения. Кроме того, в цепи реле обратного тока имеется еще сериесная обмотка 6\ по
которой проходит ток генератора. Магнитные угольники, якорьки, а также кронштейны
основания выполнены из листового металла. Регулятор напряжения выполнен двухступенчатым;
для компенсации изменений температуры в нем предусмотрена биметаллическая пружина,,
воздействующая на контакты. В нижней части реле-регулятсра имеются кронштейны,
позволяющие устанавливать реле-регулятор непосредственно на генераторе.
Регулятор напряжения работает по системе смешанного регулирования. В
реле-регуляторах с регулятором напряжения и ограничителем тока реле обратного тока иногда
комбинируют не с регулятором напряжения, а с ограничителем тока.
Р е л е-р егулятор с общим сердечником и общим якорьком
для регулятора напряжения и реле обратного тока (фиг. 20).
Такая конструкция является очень компактной, поэтому при ее использовании часто
оказывается возможным встраивать реле-регулятор непосредственно в генератор без увеличеныя
габаритов последнего. Реле-регулятор расположен под кожухом коллектора небольших
генераторов постоянного тока, устанавливаемых на мотоциклах (см. фиг. 1). Магнитная цепь
этого реле-регулятора выполнена из профильного железа. Сердечник якорька .имеет одну
шунтовую и несколько сериесных обмоток. Якорек у регулятора напряжения и реле
обратного тока общий; этот якорек вначале замыкает контакты реле обратного тока, а при
дальнейшем своем движении воздействует при помощи толкателя на контакты регулятора
напряжения, расположенные вне магнитного угольника (толкатель проходит через отверстие
в магнитном угольнике). Подвижный контакт реле обратного тока расположен на
биметаллической пружине, размыкающей контакты в том случае, если в цепи возникнет короткое
замыкание. Регулятор напряжения выполнен двухступенчатым, причем его подвижный
контакт также установлен на пружине. Толкатель, связанный с якорьком, размыкает*
297
Фиг. 18. Устройство реле-регулятора
с ограничителем тока и тремя отдельными
магнитными цепями:
/—контакты регулятора напряжения; 2 — ре
гулятор напряжения; 3 —ограничитель тока;
4 — защитный кожух; 5 — реле обратного,
тока; в — контакты реле обратного тока,
7 — панель-основание; 8 — клеммы; 9 —
контакты ограничителя тока.

преодолевая сопротивление пружины (которое можно регулировать), внутреннюю (по
отношению к магнитному угольнику) пару контактов регулятора напряжения и при увеличении
числа оборотов замыкает внешнюю пару его контактов, как только напряжение в сети
достигает заданной величины. Неподвижный внешний контакт сидит на пружинном основании;
это сделано для уменьшения чувствительности к сотрясениям.
Комбинированные
системы. Путем сочетания описанных
выше основных устройств получают
комбинированные системы, примером
которых может служить реле-регулятор, под-
J
"Фиг. 19. Устройство реле-регулятора для смешанного регулирования с общим магнитным
сердечником и раздельными якорьками регулятора напряжения и реле обратного тока:
/, 2 и 15 — клеммы; 3 и 13 — контакты первой ступени регулятора напряжения; 4 — контакты второй
ступени регулятора напряжения; 5 — якорек регулятора напряжения; 6 — якорек реле обратного
тока; 7 — защитный кожух; 8 — сериесная обмотка реле обратного тока; 9 — контакты реле обратного
тока; 10 — сопротивление регулятора напряжения; // — сериесная обмотка; 12 — шунтовая обмотка;
14 — панель-основание; 16 — реле обратного тока; 17 — регулятор напряжения.
держивающий постоянным напряжение с ограничением тока и рассчитанный на очень
большую мощность (120 а, 15 в). Реле-регулятор (фиг. 21) состоит из двух регуляторов
напряжения, каждый из которых регулирует напряжение половины тока в цепи возбуждения,
{обмотке
возбуждения
/С массе
Фиг. 20. Реле-регулятор с общим магнитным сердечником и общим якорьком регулятора
напряжения и реле обратного тока:;
/ — регулировочный винт; 2 — контакты реле обратного тока; 3 — якорек; 4 — сериесная обмотка;
•5 — шунтовая обмотка; 6 — магнитный угольник; 7 — контакты реле обратного тока; 8 — контактная
пружина.
•И ограничителя тока, объединенного с реле обратного тока. Магнитный сердечник у реле
обратного тока и ограничителя тока общий, однако, каждый из них имеет свой якорек (фиг. 21, а).
Добавочные сопротивления регуляторов напряжения выполнены в виде обмоток и намотаны
на сердечники таким образом, что они одновременно выполняют функции ускоряющих обмоток.
Кроме того, предусмотрены также уравнительные обмотки, которые служат для обеспечения
.равномерного распределения нагрузки при параллельной работе нескольких генераторов
на общую сеть. Реле обратного тока, наряду с главными контактами, имеет еще
вспомогательные контакты, расположенные на пружинном основании; эти вспомогательные контакты
■размыкаются сразу же после главных контактов и защищают последние от возникающей
при их размыкании дуги. В реле обратного тока предусмотрена еще одна пара контактов,
которая служит для включения сопротивления перед потребителями при работе генератора.
298

Это позволяет повышать напряжение зарядного тока без опасности для ламп накаливания,
что особенно важно для автомобилей, имеющих внутреннее освещение, например, автобусов
(дает возможность избежать сильных колебаний освещенности кузова и в то же время
осуществить быструю зарядку аккумуляторной батареи). Подобное устройство применяют также
и при работе со щелочными аккумуляторными батареями, для которых характерна особенно
значительная разница между напряжением заряда и напряжением разряда.
Контакты. Контакты реле обратного тока, как правило, выполняются из чистого
серебра; сплавы серебра с медью, характерной чертой которых является большая
устойчивость в отношении обгорания, используют лишь для изготовления вспомогательных контактов
и контактов, имеющих склонность к дрожанию.
В двухступенчатых регуляторах напряжения первую пару контактов в большинстве
случаев выполняют из чистого серебра, а во второй паре контактов один контакт * изготовляют
из серебра, а второй — из вольфрама (ток проходит от серебра к вольфраму).
Фиг. 21. Реле-регулятор для генератора большой мощности с двумя регуляторами
напряжения и ограничителем тока:
а — общий вид; б — схема; / — уравнительная обмотка; 2 — шунтовая обмотка; 3 —
синхронизирующая обмотка; 4 — ускоряющая обмотка; 5 — регуляторы напряжения; 6 — ограничитель тока; 7 —
реле обратного гока; 8 — добавочное сопротивление в цепи потребителей; 9 — индикаторная лампа;
10 — потребитель.
В одноступенчатых регуляторах напряжения, как правило, используют вольфрамовые
контакты, однако иногда встречаются также и контакты из специальных сплавов.
Установка реле-регуляторов на автомобиле. Реле-регулятор представляет
собой чувствительный прибор для регулирования напряжения и тока; этот
прибор должен быть хорошо защищен от вредных для него механических,
химических и температурных воздействий. Вследствие этого на американских
автомобилях в большинстве случаев принята раздельная установка реле-
регулятора и генератора. Реле-регулятор обыкновенно прикрепляют к
переднему щиту кузова или устанавливают в каком-либо другом защищенном месте;
иногда его даже устанавливают на резиновой прокладке с тем, чтобы
исключить передачу на него вибраций. Это требуется в особенности потому, что
jb Америке преимущественно используются одноступенчатые реле-регуляторы.
■В Европе реле-регуляторы, устанавливаемые на дорогих автомобилях или
рассчитанные на работу с генераторами большой мощности, также
прикрепляют к переднему щиту кузова. При использовании небольших генераторов
реле-регуляторы обычно непосредственно крепят к их корпусу. Благодаря
этому упрощается система электропроводки на автомобиле, упрощается
монтаж и демонтаж единого агрегата, который представляет собой генератор
в сочетании с реле-регулятором, и снижается стоимость всей установки
по сравнению с раздельным расположением генератора и реле-регулятора.
1 Иногда этот контакт является общим для первой и для второй пары контактов.
Прим. ред.
299

а
12
я
.—
—
—
■—i
3
2
1
*
1000
2000 3000 Ш0ло5/мин
Фиг. 22. Зависимость зарядного тока
генератора от числа оборотов его якоря:
/ — ток генератора при полностью заряженной
батарее; 2 — ток генератора при разряженной батарее;
3 — ток генератора при разряженной батарее и
осветительной нагрузке 75em, подключенной параллельно;
4—ток батареи при ее разряженном состоянии и
осветительной нагрузке 75 вт, подключенной
параллельно.
Однако, наряду с этими преимуществами, установка реле-регулятора
непосредственно на генераторе влечет и некоторые отрицательные явления, как
сильные сотрясения реле-регулятора и высокую температуру нагрева,
что связано с опасностью его повреждения. При высоких требованиях к
точности работы реле-регулятора и при использовании одноступенчатых
регуляторов напряжения следует отдавать предпочтение раздельной установке
генератора и реле-регулятора.
Регулирование при помощи третьей щетки. Вследствие большого
значения, которое в прошлом имела система регулирования при помощи третьей
щетки, а также вследствие того, что эта система все еще встречается на
автомобилях устаревших конструкций, ниже приводится краткое описание работы
и устройства этой системы.
Удовлетворительное регулирование
при помощи третьей щетки возможно
лишь при совместной работе генератора
с аккумуляторной батареей. С увеличе- .
нием числа оборотов ток якоря
нерегулируемого генератора сильно возрастает
и кривые изменения напряжения поокруж-
ности коллектора искажаются, причем это
искажение тем больше, чем больше число "
оборотов якоря (см. фиг. 8). Зависимость
изменения напряжения по окружности
коллектора от числа оборотов и нагрузки
используется для регулирования
генератора, причем обмотка возбуждения
подключается к вспомогательной щетке,
скользящей по коллектору (см. фиг. 17). Характер-
изменения магнитного потока,
создаваемого полюсами, в зависимости от числа
оборотов якоря изображен на фиг. 6, а
(кривая 3). Ток, отдаваемый генератором,
с повышением числа оборотов якоря
вначале увеличивается, достигает максимума, а при дальнейшем повышении числа оборотов
вновь уменьшается. Численное значение максимума тока можно регулировать путем
изменения положения третьей щетки.
Регулирующее действие третьей щетки зависит от степени заряженности
аккумуляторной батареи. Напряжение полностью заряженной батареи
значительно выше, чем напряжение разряженной; вследствие этого в первом
случае напряжение в цепи возбуждения генератора будет выше и отдаваемый
генератором ток будет больше, чем при разряженной батарее. На фиг. 22
изображены кривые изменения тока трехщеточного генератора в
зависимости от числа оборотов якоря при различных состояниях аккумуляторной
батареи и при различных нагрузках.
Устройство трехщеточного генератора в общем мало отличается от устройства обычно га
генератора, рассчитанного на регулирование напряжения. На коллекторе генератора имеется
дополнительная третья щетка. Эту щетку можно передвигать по окружности коллектора,
чем достигается изменение отдаваемого генератором тска (установка в положение «лето»
и установка в положение «зима»). Третья щетка соединяется с аккумуляторной батареей
с помощью автоматического реле обратного тока, которое имеет такое же устройство, как и в
генераторах с системой регулирования напряжения. Обычно реле обратного тока прикреплено
непосредственно к корпусу генератора.
Зависимость характера регулирования трехщеточного генератора от-
аккумуляторной батареи и степени ее заряженности является причиной
серьезных недостатков данной системы регулирования. Недостатки эти
следующие:
1) повышение зарядного тока генератора при заряженной
аккумуляторной батарее и понижение зарядного тока при разряженной батарее приводит
к сильной перезарядке заряженной и недостаточной зарядке разряженной
батареи (в результате — малый срок службы аккумуляторной батареи);
2) работа генератора без аккумуляторной батареи невозможна, так как
при этом чрезмерно повышается напряжение (перегорание ламп) и в цепь
300

возбуждения генератора приходится вводить плавкий предохранитель,
который перегорает при возрастании напряжения сверх допустимой величины
(см. фиг. 17).
3) чувствительность к увеличению сопротивления соединительных
приводов (плохие контакты в цепи); увеличение сопротивления приводит к
резкому повышению тока;
4) значительные колебания напряжения при изменении степени заряжен-
ности аккумуляторной батареи и нагрузки.
Установка генератора на двигателе
Установка. При выборе места для установки генератора следует
исходить из необходимости обеспечить следующее:
а) достаточное охлаждение генератора и защиту его от сильного нагрева
двигателем;
б) защиту от грязи, воды, топлива и масла;
в) удобный доступ к генератору для его технического обслуживания
и удобство регулировки привода.
Для отвода тепла из генератора, количество которого возрастает с
увеличением числа оборотов, должно быть обеспечено обдувание (по возможности
со всех сторон) корпуса генератора воздушным потоком, создаваемым
вентилятором, или встречным воздушным потоком, возникающим при движении
автомобиля; необходимо, чтобы скорость воздуха, обдувающего генератор,
при скорости автомобиля 20 км/час составляла по крайней мере 4 м/сек;
температура охлаждающего воздуха не должна быть выше 40° С. Нужно
следить за тем, чтобы охлаждающий воздух мог беспрепятственно обтекать
корпус генератора, а также за тем, чтобы воздух, соприкасающийся с
корпусом генератора, не нагревался горячими частями двигателя (например,
выпускной трубой). Нагревание генератора двигателем надо предотвращать,
например, путем устройства тепловых экранов. При вентилируемых
генераторах необходимо следить за тем, чтобы засасываемый в генератор воздух
не был слишком сильно нагрет и чтобы в нем содержалось как можно меньше
пыли.
Смазочное масло или дизельное топливо могут вызвать отказ генератора
в работе, если они попадут на коллектор, на щетки или в щеткодержатели
или если дизельное топливо вызовет разжижение смазки в шариковых
подшипниках. Вследствие этого генератор по возможности не следует
располагать под топливным насосом, масляным фильтром или вблизи маслоналивного
отверстия. Если же по каким-либо причинам избежать такого расположения
генератора не представляется возможным, то необходимо предусматривать
защитные щитки из жести со стоком для масла и топлива. При цепном или
шестеренчатом приводе генератора нужно следить за тем, чтобы в картере
привода не создавалось повышенное давление, так как это может привести
к просачиванию масла или его паров в генератор вдоль поверхности вала
якоря. При попадании в генератор топлива или его паров возникает опасность
взрыва и пожара; вследствие этого карбюратор, топливный краник,
заливная горловина для топлива и т. п. не должны быть расположены над
генератором, в противном случае необходимо устанавливать защитные щитки
из жести. Вентилируемые генераторы должны быть защищены от
непосредственного попадания в них воды (например, при мойке автомобиля) путем
их установки в соответствующих местах или устройством защитных кожухов.
Щетки и коллектор, так же как и подшипники (если последние нуждаются
в периодической смазке), должны быть легко доступны для технического
обслуживания без снятия и разборки генератора. Генератор необходимо
устанавливать таким образом, чтобы можно было легко снимать защитную
ленту или защитный кожух. При ременном приводе нужно обеспечить
возможность удобного регулирования натяжения ремня или его смены.
301

Привод и крепление. Привод генератора в большинстве случаев
осуществляется клиновидным прорезиненным ремнем или при помощи упругой
муфты. Шестеренчатый привод менее желателен вследствие свойственной ему
жесткой системы силовых связей. Помимо бесшумности работы, эластичности
системы силовых связей и легкости изменения передаточного отношения
в определенных пределах, ременный привод обладает еще тем преимуществом,
что при помощи одного ремня можно осуществлять привод нескольких
механизмов: водяного насоса, вентилятора и воздушного компрессора. В
большинстве случаев механизмы, приводимые в действие ременным приводом,
расположены в виде треугольника (фиг. 23). Этим удешевляется их привод.
Фиг. 23. Расположение генератора и стартера на двигателе:
1 — распределитель зажигания; 2 — наконечник провода к свече; 3 — свеча;
4 — катушка зажигания; 5 — стартер; 6 — генератор.
При больших мощностях привод осуществляется двумя или тремя
параллельно работающими ремнями. Для регулировки натяжения ремня генератор
в большинстве случаев устанавливают на поворотном кронштейне; в
противном случае регулировка натяжения ремня осуществляется изменением
диаметра приводного шкива генератора или какого-либо другого механизма
с приводом от этого же ремня (в этом случае приводной шкив имеет особую
конструкцию: он состоит из двух половин, которые могут сдвигаться или
раздвигаться одна относительно другой). При эксцентричном положении якоря
относительно корпуса натяжение ремня можно регулировать поворотом
корпуса генератора.
Крепление генератора к двигателю должно быть осуществлено таким
образом, чтобы была предусмотрена возможность регулировки натяжения ремня.
При установке в посадочном гнезде картера двигателя (см. фиг. 3 и 4)
генератор крепится натяжными лентами (при диаметре корпуса до 125 мм)
или хом>тами (генераторы более крупных размеров). Такой способ
крепления встречается чаще всего на грузовых автомобилях и в автобусах.
Способ крепления на поворотном кронштейне (фиг. 23),. напротив,
используют чаще всего для небольших генераторов с ременным приводом. В этом
случае важно точно выдержать расстояние между лапами с отверстиями
для болтов, так как при более или менее значительных отклонениях от
заданного размера возникает опасность поломки этих лапг выполненных в
большинстве случаев из чугуна.
Фланцевое крепление (фиг. 24) часто встречается на автомобилях
(например, на тягачах), работающих в особенно тяжелых условиях. В этом случае
302

зазор между зубьями шестерен или натяжение цепи регулируется путем
незначительного поворота фланца генератора относительно фланца картера
двигателя.
Установку и крепление генератора следует осуществлять таким образом*
чтобы генератор не был подвержен слишком сильным сотрясениям, которые»
с одной стороны, могут оказать вредное влияние на работу реле-регулятора
(при установке последнего на корпусе генератора) и, с другой стороны»
могут явиться причиной повреждения обмоток и подшипников генератора.
Ускорения, передаваемые на генератор, вследствие толчков должны быть
в случае необходимости снижены до допустимой величины соответствующим
устройством элементов крепления генератора, подвески двигателя или путем
изменения места установки генератора на двигателе.
При расчете привода генератора следует учитывать напряжения, которые,
могут возникнуть в приводе из-за наличия маховой, массы якоря генератора
при резком увеличении числа оборотов
двигателя или обратных вспышках. Определяя
мощность, необходимую для привода
генератора, следует исходить из общего к. п. д.,
равного 50—60% при маленьких
генераторах и 60—70% при больших генераторах.
Для нормальной работы системы
электрооборудования важным моментом является
обеспечение надежного соединения с массой,
т. е. хорошего электрического контакта
между генератором и картером двигателя,
с одной стороны, и между двигателем и Фиг" 24' Фла1™и генератор.,
шасси — с другой. Контакт между
генератором и двигателем в большинстве случаев оказывается достаточным при
соприкосновении металлических частей двигателя и генератора в местах крепле-.
ния последнего; что же касается контакта между двигателем и шасси, то при
современной подвеске двигателей, осуществляемой в большинстве случаев
при помощи прокладок из резины, двигатель приходится электрическим
способом соединять с шасси металлической лентой, поперечное сечение
которой должно быть выбрано в зависимости от тока, потребляемого стартером.
Выбор размеров генератора и передаточного отношения от двигателя
к генератору
Размеры генератора определяются главным образом требуемой
номинальной мощностью и номинальным числом оборотов, при котором генератор
развивает эту мощность. Необходимо исходить из определенного
максимального числа оборотов якоря генератора, причем следует иметь в виду, что
слишком высокие числа оборотов (более высокие, чем те, которые получаются
при отношении номинального числа оборотов к максимальному как 1 : 5)
приводят к необходимости использования дорогостоящих специальных
конструкций.
Номинальная мощность генератора определяется величиной нагрузки,
создаваемой одновременно включаемыми и работающими в течение
длительного времени потребителями. Такими потребителями являются система
батарейного зажигания, фары, задние фонари, освещение щитка приборов,
габаритные фонари. В зависимости от условий эксплуатации к потребителям,
работающим в течение длительного времени, иногда должны быть также
отнесены вспомогательные фары для движения в условиях тумана,
автомобильные радиоприемники, стеклоочистители, вентиляторы и обогреватели
ветрового стекла. Потребители, работающие лишь в течение короткого
времени (звуковой сигнал, указатели поворотов, сигнал торможения, свечи
накаливания для облегчения пуска дизелей, электроприкуриватели),
принимать во внимание не следует. Эти потребители обеспечиваются энер^
303

гией, расходуемой на зарядку аккумуляторной батареи; генератор всегда
имеет запас мощности, причем обычно этот запас составляет 50% от мощности
потребителей, работающих в течение длительного времени (без мощности,
расходуемой на зарядку аккумуляторной батареи); в генераторах мощностью
свыше 700 вт этот запас обыкновенно составляет 30%. При этом
нормальная перегрузка генератора по сравнению с его номинальной мощностью
составляет 30—50%. В особо тяжелых условиях пуска двигателя, когда
требуется аккумуляторная батарея повышенной емкости, а также в особо
неблагоприятных в отношении зарядки батареи условиях эксплуатации
номинальная мощность генератора должна быть увеличена, т. е. следует
использовать генератор следующего по порядку большего типоразмера. Такие
неблагоприятные условия для зарядки батареи имеются, например, на
автомобилях, которые работают исключительно в городских условиях и для
которых характерны частые пуски и остановки двигателя и короткие
расстояния ездок (городские автобусы, санитарный транспорт,
автомобили-фургоны, развозящие товары по торговым точкам).
Ниже дается примерное представление о мощности (в вт), потребляемой
различными потребителями, работающими в течение длительного времени:
Система батарейного зажигания 10—25
Дальний свет фары (на одну лампу) 35
Ближний свет фары (на одну лампу) 25—35
Стояночный свет фары (на одну лампу) 1,5—3
Задний фонарь (на одну лампу) 3—5
Освещение щитка приборов 1,5—10
Вспомогательная фара 25—35
Радиоприемник 25—35
Стеклоочиститель 15—30
Вентилятор отопителя 15—20
При выборе передаточного отношения от коленчатого вала двигателя
к генератору следует исходить из следующих соображений:
1. Номинальное число оборотов якоря генератора (т. е. такое его число
оборотов, при котором генератор отдает номинальную мощность) должно
быть достигнуто уже при движении автомобиля с минимально устойчивой
скоростью на прямой передаче по горизонтальному участку пути (езда в
городских условиях).
2. Число оборотов вала двигателя, при котором достигается номинальное
напряжение генератора при его работе без нагрузки, должно быть меньше
(если это возможно), чем число оборотов вала двигателя холостого хода;
кроме того, при длительном движении автомобиля с максимальной скоростью
(езда по шоссе) число оборотов якоря генератора не должно превосходить
определенной допустимой величины.
3. Число оборотов якоря генератора, при котором происходит его
включение в цепь (осуществляемое при помощи реле обратного тока), не должно
соответствовать числу оборотов вала двигателя холостого хода, так как это
вызвало бы быстрый износ контактов реле обратного тока.
Одновременное выполнение всех этих требований представляет собой
довольно трудную задачу, в особенности тогда, когда двигатель обладает
широким диапазоном изменения числа оборотов; в таких случаях число
оборотов якоря, при котором достигается номинальное напряжение при работе
генератора без нагрузки, приходится выбирать немного (на 50—100 об/мин)
большим, чем число оборотов вала двигателя холостого хода. Следует
стремиться к тому, чтобы использовать весь диапазон чисел оборотов якоря
генератора, чтобы обеспечить удовлетворительную зарядку аккумуляторной
батареи в любых условиях эксплуатации. Практически используемые
передаточные отношения между коленчатым валом двигателя и генератором
сильно разнятся одно от другого и в общем находятся в пределах 1 : 1 —
1 : 2, а в особых случаях доходят до 1 : 3.
304

Комбинированные машины
Комбинированная машина объединяет два или три самостоятельных
механизма, вследствие чего упрощается их привод и крепление; так,
например, могут быть объединены генератор и стартер, генератор и распределитель
зажигания, генератор, распределитель зажигания и стартер.
Комбинированная машина при малых мощностях входящих в нее механизмов занимает
меньше места, чем занимают входящие в нее механизмы при их раздельной
установке. При общих подшипниках механизмов получается экономия как
места, так и материалов; в этом случае вращающиеся части комбинированной
машины, насаживаемые непосредственно на удлиненный конец коленчатого
вала двигателя, служат одновременно маховиком.
Фиг. 25. Генератор в сочетании с системой батарейного зажигания предназначенный для
одноцилиндровых, двух- и четырехтактных двигателей:
/ — защитный кожух; 2 — регулятор напряжения, 3 — кулачок прерывателя; 4 — конденсатор;
5 — прерыватель; 6 — катушка зажигания; 7 — центробежный автомат регулировки опережения
зажигания; 8 — коллектор; 9 — клеммы.
Генератор в сочетании с системой батарейного зажигания. Эта машина
(фиг. 25) предназначена для установки на одноцилиндровых мотоциклетных
двигателях. Якорь генератора консольно сидит на коленчатом валу
двигателя. Корпус машины прикреплен к картеру двигателя. В корпусе машины,
выполненном из листовой стали, с одной стороны размещены полюсы
генератора, а с другой — установлены щетки генератора, реле-регулятор,
прерыватель с центробежным автоматом, конденсатор и катушка зажигания.
Кулачок прерывателя установлен на оси якоря генератора. С наружной
стороны все части машины закрыты защитным кожухом. Предусмотрена
возможность установки на якорь дополнительной маховой массы, которая заменяет
маховик; в этом случае машина превращается в маховичныи генератор в
сочетании с системой батарейного зажигания.
Наряду с машинами, которые крепят к картеру двигателя снаружи,
имеются также машины, которые встраиваются в двигатель. Такие машины,
также представляющие собой генераторы в сочетании с системой батарейного
зажигания, размещают внутри картера двигателя в специально отведенном
для этого месте, благодаря чему оказывается возможным наиболее компактно
и с наименьшей затратой места разместить источник электрического тока
и приборы зажигания внутри двигателя.
Генератор в сочетании с системой батарейного зажигания обладает тем
преимуществом, что он обеспечивает получение надежной искры между
электродами свечей уже при самом малом числе оборотов вала при пуске
двигателя. Это особенно важно для двигателей большой мощности, коленча-
20 Бюссиен 644 305

тый вал которых трудно проворачивать при пуске с большим числом оборотов,
в минуту. Вследствие этого на тяжелых мотоциклах в большинстве случаев
используется система батарейного зажигания (как при объединении
приборов системы зажигания с генератором, так и при отдельном генераторе);
преимущества батарейного зажигания настолько велики, что наблюдается
Тенденция к внедрению комбинированных машин в виде генератора с
системой батарейного зажигания также и на средние и легкие мотоциклы, несмотря
на то, что стоимость такой машины выше, чем стоимость маховичных динамо-
магнето (магдино).
Маховичные динамо-магнето (магдино). В маховичном динамо-магнето
имеются дополнительные обмотки для освещения и для зарядки
аккумуляторной батареи. При вращении маховика с прикрепленными к нему
постоянными магнитами в витках неподвижных обмоток индуктируется переменный
Фиг. 26. Устройство маховичного динамо-магнето:
/ — пластина-основание; 2 — сердечник с обмоткой для зарядки аккумулятора; 3 — клемма провода,
системы зажигания; 4 — сердечник с обмоткой системы зажигания; 5 — конденсатор системы
зажигания; в и 10 — сердечники с осветительной обмоткой; 7 — фильц; 8 — контакты прерывателя; 9 — рычажок
прерывателя; 11 — маховик; 12 — втулка; 13 — полюсный башмак; 14 — кулачок прерывателя; 15 —
магнит.
ток. Этот ток используется, с одной стороны, для питания системы зажигания,,
а с другой стороны, для питания прочих потребителей. Так, часть тока
используется для зарядки аккумуляторной батареи, питающей лампы стояночного
освещения и звуковой сигнал; этот переменный ток преобразуется в
постоянный при помощи сухого выпрямителя, который обычно расположен в фаре.
Лампы фары в большинстве случаев питаются непосредственно от обмотки
переменного тока.
На фиг. 26 показано устройство шестиполюсного маховичного динамо-
магнето с мощностью для освещения 30 вт и мощностью для зарядки
аккумуляторной батареи 3 вт. Маховик имеет магниты, магнитный поток которых
замыкается через полюсные наконечники и неподвижные сердечники. Четыре
сердечника и прерыватель с фильцем установлены на общей пластине,
выполненной из немагнитного материала; эта пластина привинчивается к картеру
двигателя. Каждый сердечник имеет обмотку; из общего числа четырех
обмоток две предназначены для питания приборов освещения, одна для питания
приборов системы зажигания и одна для зарядки аккумуляторной батареи.
В динамо-магнето для легких мотоциклов, которые не имеют
аккумуляторной батареи, сердечник с обмоткой для зарядки батареи отсутствует.
При малых мощностях, кроме того, оказывается достаточным иметь один
сердечник с обмоткой для питания приборов освещения; маховик в этом
случае обычно снабжают не тремя, а двумя постоянными магнитами (т. е.
выполняют четырехполюсным, а не шестиполюсным).
На фиг. 27 показана схема электрооборудования мотоцикла с махович-
ным динамо-магнето.
При вращении маховика с установленными на нем постоянными
магнитами вследствие изменений магнитного потока в обмотках сердечников индук-
306

тируется переменный ток. С увеличением числа оборотов возрастает
индуктивное сопротивление обмоток, поэтому напряжение в цепях освещения
остается почти неизменным. Однако качество такого регулирования в
значительной степени зависит от величины нагрузки. Вследствие этого важно,
чтобы были использованы заранее обусловленные лампы накаливания, так
как при слишком мощных лампах напряжение чрезмерно понизится, а при
слишком маломощных лампах оно возрастет настолько, что лампы могут
выйти из строя. Мощность осветительной части динамо-магнето обычно
не превышает 30 вт при напряжении 6 в.
ю
Фиг. 27. Схема электрооборудования мотоцикла с маховичным динамо-магнето:
/ — прерыватель; 2 — закорачивающий выключатель первичной обмотки; 3— задний фонарь;
4—сердечник с осветительной обмоткой; 5 — переключатель света; 6 — фара; 7 — лампа стояночного освещения;
8 — главная лампа; 9 — переключатель дальнего и ближнего света; 10 — трос управления
переключателем дальнего и ближнего света и кнопка звукового сигнала; 11 — звуковой сигнал; 12 —
предохранитель; 13 — выпрямитель; 14 — аккумуляторная батарея; 15 — сердечник с обмоткой для зарядки
батареи; 16 — наконечник провода свечи; 17 — свеча; 18 — сердечник с обмоткой системы зажигания;
19 — маховичное динамо-магнето.
Индуктируемый в обмотке сердечника для зарядки аккумуляторной
батареи переменный ток преобразуется в постоянный при помощи сухого
выпрямителя, смонтированного внутри фары; зарядный ток батареи обычно
ограничивается 0,3—0,5 а; такой зарядный ток не приносит вреда даже
полностью заряженной аккумуляторной батарее.
В некоторых конструкциях для питания ламп накаливания и для зарядки
аккумуляторной батареи используется один и тот же сердечник; в этом
случае переменный ток для зарядки проходит через дроссель и выпрямитель.
Отдельного сердечника с обмоткой для зарядки аккумуляторной батареи
не ставят. Однако такая схема имеет недостаток: при включенных лампах
не обеспечивается достаточная зарядка аккумуляторной батареи.
Маховичные динамо-магнето обычно используют на мотоциклах с рабочим
объемом двигателя до 250 см3. На более тяжелых мотоциклах устанавливают
генератор и систему батарейного зажигания или используют
комбинированные машины, объединяющие генератор и систему батарейного зажигания.
Генераторы переменного тока. На городских автобусах, для которых
характерны относительно длинные остановки по сравнению с общим временем
пребывания автобуса на линии, в США в последнее время рместо обычно
использовавшихся ранее генераторов постоянного тока устанавливают
трехфазные генераторы переменного тока. В этом случае вырабатываемый гене-
20* 307

ратором переменный ток преобразуется в постоянный при помощи сухого
выпрямителя с воздушным охлаждением, после чего он используется для
зарядки аккумуляторной батареи и питания потребителей; иногда для
питания осветительных приборов непосредственно используется переменный ток
без его предварительного выпрямления.
В корпусе генератора неподвижно закреплена трехфазная обмотка
якоря; генератор имеет ротор с кольцеобразной обмоткой возбуждения.
На одном валу с ротором установлено колесо вентилятора, приводимое
в быстрое вращение (привод к вентилятору и, следовательно, к ротору
генератора выполнен с большим повышающим передаточным отношением).
Регулирование генератора осуществляется путем воздействия на постоянный
ток возбуждения; для этого используется реле-регулятор, состоящий из
регулятора напряжения и ограничителя тока.
Главным преимуществом генератора переменного тока является отсутствие
в нем коллектора и щеток, которые являются наиболее чувствительными
составными частями генератора постоянного тока и ограничивающими
максимальное число оборотов якоря последнего (из-за нагрева и вследствие
необходимости обеспечить достаточно хорошую коммутацию тока). Поэтому для
ротора генератора переменного тока может быть допущено очень высокое
максимальное число оборотов.
Путем выбора достаточно высокого передаточного отношения привода
можно достигнуть того, чтобы включение генератора и число оборотов ротора,
при котором генератор отдает номинальную мощность, соответствовало числу
оборотов вала двигателя холостого хода, вследствие чего генератор отдает
номинальную мощность уже при этом режиме работы двигателя. Вес
генератора значительно понижается из-за отсутствия коллектора и щеток;
однако общее снижение веса установки оказывается очень небольшим, так
как при наличии генератора переменного тока в систему электрооборудования
приходится дополнительно вводить выпрямитель переменного тока, который
выполняет функции коллектора. Абсолютное снижение общего веса установки
все же возможно путем повышения числа оборотов ротора, так как при более
высоком числе оборотов с помощью одного и того же количества «активных
материалов» может быть получена более высокая мощность. Вследствие
этого при генераторах переменного тока мощностью 1500 вт> устанавливаемых
на автобусах, для которых является характерным длительная работа
двигателя на малых числах-оборотов холостого хода (50—60% от общего времени
пребывания на линии), при большом повышающем передаточном отношении
привода генератора (1 : 3,5—1 : 4) общий вес установки снижается на 50%
по сравнению с генераторами постоянного тока.
В автомобилях, эксплуатирующихся в обычных условиях, при которых
время работы двигателя на нагрузочных режимах во много раз превосходит
время его работы на малых числах оборотов холостого хода, описанные выше
преимущества генераторов переменного тока не могут быть реализованы.
В системе электрооборудования таких автомобилей использование генера-
раторов постоянного тока является более целесообразным как в отношении
стоимости, так и в отношении общего веса установки.
СТАРТЕРЫ
Требования, предъявляемые к стартерам
Для пуска двигателей внутреннего сгорания необходимо особое
устройство, создающее на коленчатом валу двигателя пусковой крутящий момент.
Одним из таких устройств является электрический стартер. Стартер должен
быть в состоянии прокручивать коленчатый вал двигателя с достаточно
большим числом оборотов в минуту в течение продолжительного времени. Число
оборотов при пуске и продолжительность пуска х карбюраторных двигателей
1 Под продолжительностью пуска имеется в виду время непрерывного прокручивания
стартером коленчатого вала двигателя. Прим. ред.
308

в основном определяются моментом, когда в цилиндрах двигателя окажется
способная к воспламенению рабочая смесь; в дизелях число оборотов при
пуске и продолжительность пуска определяются моментом, когда температура
в конце такта сжатия достигнет достаточно высоких значений,
обеспечивающих воспламенение впрыскиваемого в цилиндры топлива.
Крутящий момент, развиваемый стартером, используется главным
образом для преодоления момента сопротивления, возникающего от трения
поршневых колец о стенки цилиндров, трения в подшипниках и момента
сопротивления от компрессии двигателя. Величина момента сопротивления
прокручиванию коленчатого вала зависит от конструкции,,числа цилиндров
и температуры двигателя, а также от свойств используемого для смазки
двигателя масла. Крутящий момент стартера достигает особенно большой
величины в момент начала прокручивания коленчатого вала (особенно это
относится к сильно охлажденному двигателю).
Стартер, выполненный в виде электродвигателя последовательного
возбуждения, наилучшим образом отвечает предъявляемым к нему требованиям.
Электродвигатель последовательного возбуждения развивает наибольший
крутящий момент в состоянии покоя, как это и требуется по условиям пуска,
и увеличивает число оборотов по мере уменьшения крутящего момента,
вследствие чего может быть обеспечено прокручивание коленчатого вала двигателя
с достаточно высоким числом оборотов в минуту.
В качестве источника энергии для питания электрического стартера
обыкновенно используется аккумуляторная батарея. Аккумуляторная батарея
по своим размерам, напряжению и мощности должна соответствовать
установленному на двигателе автомобиля стартеру. Это нужно для обеспечения
необходимой мощности стратера, достаточной продолжительности пуска
и возможности нескольких последовательных включений стартера (резерв
на случай трудных условий пуска).
Максимальный пусковой крутящий момент необходим при относительно
низких числах оборотов коленчатого вала. Для того чтобы размеры стартера
не выходили за пределы экономической целесообразности, его число оборотов
должно быть по возможности высоким. Вследствие этого привод от стартера
к коленчатому валу выполняют с большим понижающим передаточным
отношением (шестерня стартера, имеющая малое число зубьев, входит в
зацепление с зубчатым венцом маховика двигателя, который имеет большое число
зубьев).
При передаточных отношениях 1 : 8—1 : 20 связь между стартером
и коленчатым валом двигателя должна прекращаться сразу же после того,
как двигатель начнет самостоятельно работать, так как в противном случае
зубчатый венец маховика вызовет вращение якоря с недопустимо высоким
числом оборотов, что может привести к разрушению стартера. Специальный
сцепляющий механизм вводит шестерню стартера в зацепление с зубчатым
венцом маховика, что позволяет осуществлять передачу крутящего момента
от стартера к коленчатому валу; после того как двигатель начал работать
самостоятельно, этот же механизм выводит шестерню стартера из зацепления
с зубчатым венцом маховика. Имеется ряд различных конструкций
сцепляющего механизма; ниже будут описаны некоторые наиболее характерные из них.
Типы стартеров и их работа
По характеру работы различают два принципиально отличных один от
другого вида стартеров: электрические и инерционные. В то время как
стартеры первого вида непосредственно используют подводимую к ним от
аккумуляторной батареи энергию для прокручивания.коленчатого вала двигателя
(в этих стартерах не происходит накопления кинетической энергии), в
инерционных стартерах происходит накопление кинетической энергии, которая
затем используется для создания короткого, но мощного импульса,
вызывающего прокручивание коленчатого вала с большим числом оборотов в минуту.
309

Так как накопление кинетической энергии в инерционном стартере
происходит постепенно, то для приведения в действие такого стартера достаточна
незначительная мощность.
Электрические стартеры
По принципу действия сцепляющего механизма стартеры, шестерни
которых входят в зацепление с зубчатым венцом маховика, можно
классифицировать следующим образом:
а) стартеры с инерционным включением шестерни;
б) стартеры с электромагнитным включением шестерни;
в) стартеры с принудительным механическим включением шестерни,
г) стартеры с инерционно-механическим включением шестерни.
Фиг. 28. Стартер с инерционным приводом
и одной ступенью включения (привод Веп-
dix):
/—катушка возбуждения; 2—полюсный башмак;
3 — корпус; 4 — коллектор; 5 — якорь;
6—пружина; 7 — шестерня; 8 — втулка с резьбой;
9 — упор.
Фиг. 29. Стартер с инерционным
приводом.
Стартеры с инерционным включением
шестерни. Имеются различные типы
стартеров с инерционным включением шестерни (с приводом Bendix). Два наиболее часто
встречающихся типа показаны на фиг. 28 и 29.
На фиг. 28 показан стартер, шестерня которого при вхождении в зацепление с зубчатым
венцом передвигается по направлению от якоря, причем шестерня расположена между
подшипниками якоря; на фиг. 29 изображен другой тип стартера с инерционным включением
шестерни, у которого при вхождении в зацепление с зубчатым венцом шестерня передвигается
по направлению к якорю, причем шестерня расположена вне подшипников якоря.
Сцепляющий механизм установлен на валу якоря стартера, выполненного в виде
электродвигателя последовательного возбуждения. Шестерня 7 (фиг. 28) стартера сидит
на втулке 8, имеющей резьбу с большим шагом. Втулка соединена с валом якоря при помощи
пружины 6, служащей*для смягчения ударов при вводе шестерни в зацепление с зубчатым
венцом (вместо нее для смягчения ударов может быть использована резина).
При замыкании цепи стартера электродвигатель вследствие того, что он выполнен по схеме
последовательного возбуждения, очень быстро набирает обороты, т. е. его якорь начинает
вращаться с большим ускорением; шестерня же вследствие своей инерции стремится остаться
на месте, и поэтому вращается медленнее, чем втулка 8; в результате шестерня передвигается
по резьбе втулки и входит в зацепление с зубчатым венцом маховика. Шестерня передвигается
вдоль втулки 8 до тех пор, пока она не достигнет упора 9. Далее шестерня начинает
вращаться вместе с валом якоря и приводит во вращение маховик с коленчатым валом
двигателя. Как только двигатель начнет работать самостоятельно, ведущим звеном в паре
шестерня стартера — зубчатый венец маховика станет зубчатый венец, шестерня начнет
двигаться по резьбе втулки в обратную сторону и выйдет из зацепления с маховиком. Для
облегчения вхождения шестерни в зацепление с зубчатым венцом на соответствующих торцах
зубьев как шестерни, так и зубчатого венца делаются скосы.
Существенными недостатками привода Bendix являются заедания, при
которых шестерня,не выводится из зацепления, и преждевременный вывод
шестерни из зацепления. Заедания происходят потому, что шестерня при
вводе ее в зацепление зависает на зазубринах зубьев зубчатого венца (такие
зазубрины образуются в процессе эксплуатации вследствие жесткого удара,
сопровождающего каждое отдельное включение шестерни). Поэтому на конце
вала якоря часто предусматривают шестигранник под ключ; в этом случае
для устранения заедания шестерни вал якоря проворачивают ключом в
обратную сторону. Преждевременный вывод шестерни из зацепления (т. е. вывод
310

ее из зацепления ранее того момента, когда двигатель начинает работать
самостоятельно) происходит в результате отдельных сильных вспышек,
недостаточных, однако, для того, чтобы двигатель начал работать. Это
становится особенно ощутимым при пуске легких карбюраторных двигателей
с большими крутящими моментами и малыми маховыми массами ,и при пуске
дизелей. Иногда пуск двигателя (в особенности при пуске в условиях низкой
температуры) может быть серьезно затруднен или даже невозможен.
Другими дополнительными недостатками являются жесткий удар при
включении шестерни, который приводит к быстрому износу зубьев как зубчатого
венца маховика, так и шестерни, а также опасность повреждения привода
стартера при обратных вспышках.
Л20
15 15
Фиг. 30. Стартер с электромагнитным включением шестерни:
У — шестерня; 2 — резьбовая пробка масленки; 3 — фрикционная муфта; 4 — корпус; 5 — якорь
6 — клемма; 7 — включающий электромагнит; 8 — защелка; 9 — защитный кожух; 10 —
разобщающая шайба; 11 — пружина щетки; 12 — щетка; 13 — щеткодержатель; 14 — коллектор; 15 — обмотка
.возбуждения; 16 — полюсный башмак; 17 — главная обмотка возбуждения; 18 — вспомогательная
обмотка; 19 — удерживающая обмотка; 20 — перекидной мостик.
Несмотря на недостатки, стартеры с инерционным приводом включения
■шестерни вследствие своей простоты и низкой стоимости все еще широко
применяются (при мощности стартера до 1 л. с).
Стартеры с электромагнитным включением шестерни. Шестерня вводится
в зацепление с зубчатым венцом маховика путем осевого перемещения якоря.
В то время как шестерня с инерционным приводом вводится в зацепление
при полном крутящем моменте, стартер с электромагнитным включением
шестерни начинает работать с полным крутящим моментом лишь после того,
как его шестерня будет введена в зацепление с зубчатым венцом маховика.
В процессе ввода шестерни в зацепление создается небольшой крутящий
момент, вследствие чего значительно уменьшается износ зубьев шестерни
и зубчатого венца.
Устройство стартера с электромагнитным включением шестерни показано на фиг. 30.
Включение стартера осуществляется двумя ступенями при помощи электромагнита (реле
стартера) с контактным мостиком.
На первой ступени после нажатия кнопки на щитке водителя электромагнит включает
в цепь вспомогательную обмотку возбуждения, последовательно соединенную с цепью якоря.
В нерабочем положении якорь стартера выдвинут в сеевом направлении из полюсов и
удерживается в этом положении пружиной; при включении тока якорь втягивается в полюсы
и одновременно с этим медленно вращается до тех пор, пока сидящая на его валу шестерня
не начнет плавно входить в зацепление с зубчатым венцом маховика. После того как зубья
шестерни войдут в зацепление с зубьями маховика на определенную глубину, особое
механическое устройство, связанное с электромагнитом, включает вторую ступень. При этом
ток поступает в основную обмотку возбуждения стартера, и последний, развив полный круг
тящий момент, начинает прокручивать коленчатый вал двигателя.
Когда двигатель будет пущен, стартер разгрузится, и число оборотов его якоря
значительно увеличится; потребляемый стартером ток упадет настолько, что обмотка
возбуждения не сможет больше удерживать якорь, и пружина оттянет якорь в исходное положение,
выведя шестерню из зацепления с маховиком. Однако при подобном устройстве отдельные
вспышки, недостаточные для того, чтобы после них двигатель начал работать самостоятельно,
311

вызывали бы преждевременный выход шестерни из зацепления с зубчатым венцом маховика„
Для того чтобы избежать такого положения, на полюсы наматывается дополнительная
удерживающая обмотка, подключенная параллельно к цепи якоря; эта обмотка удерживает
шестерню якоря в зацеплении до тех пор, пока не будет отпущена кнопка на щитке
водителя, после чего электромагнит выключит ток. Для того чтобы предотвратить раскручивание
якоря стартера до недопустимо большого числа оборотов в том случае, если двигатель пущен,
а шестерня стартера не выведена из зацепления с зубчатым венцом маховика \ между валом
якоря и шестерней вводится фрикционная муфта. Эта муфта передает крутящий момент лишь
тогда, когда ведомым звеном в паре шестерня стартера — зубчатый венец маховика является
шестерня. Кроме того, муфта ограничивает величину передаваемого крутящего момента,
что необходимо для предохранения стартера от повреждений, в особенности при обратных
вспышках в двигателе. Фрикционное сцепление имеет «предварительную ступень», которая
позволяет передавать со стороны якоря в начальный период ввода шестерни в зацепление
лишь незначительный крутящий момент, что приводит к возможно меньшему износу
лобовых торцов зубьев.
10 11
Фиг. 31. Устройство стартера с принудительным механическим включением шестерни при
помощи нежного привода:
/ — муфта свободного хода роликового типа; 2 — шестерня; 3 — поводок; 4 — поводковая втулка;
5 — включающий рычаг; 6 — клемма; 7 — включатель; 8 — корпус; 9 — стяжная лента; 10 —
коллектор; 11 — пружина щетки; 12 — щеткодержатель; 13 — щетка; 14 — обмотка возбуждения; 15 —
полюсный башмак; 16 ■>— якорь; 17 — вал якоря; 18 — спиральная пружина.
Стартеры с электромагнитным включением шестерни выполняют
мощностью 2,5—6 л. с. Такие стартеры свободны от всех недостатков,
свойственных стартерам с инерционным включением шестерни, однако они отличаются
значительно более сложным устройством и вследствие этого более высокой
стоимостью.
Стартеры с принудительным механическим включением шестерни.
Характерным для стартеров этого типа является принудительное перемещение
шестерни вдоль вала неподвижного якоря в направлении зубчатого венца
маховика, причем введение шестерни в зацепление предшествует включению
стартера.
На фиг. 31 показано устройство стартера с принудительным механическим включением
шестерни. Стартер рассчитан на небольшую мощность; его включение осуществляется
нажатием на педаль или при помещи троса. Шестерня сидит на валу якоря таким образом, что
она может перемещаться вдоль него в осевом направлении; шестерня при помощи муфты
свободного хода роликового типа связана с поводковой втулкой. Поводковая втулка может
перемещаться вдоль шлицев вала якоря; на втулке свободно надет поводок, связанный с вилкой
рычага включения.
При воздействии на рычаг включения последний перемещает поводок вдоль поводковой
втулки в направлении шестерни; при этом поводок, нажимая на спиральную пружину,,
перемещает муфту свободного хода вместе со связанной с ней шестерней в направлении
зубчатого венца маховика. В том случае, если шестерня беспрепятственно войдет в
зацепление с зубчатым 'венцом маховика, то в конце продольного перемещения шестерни, после
того как ее зубья войдут на полную глубину в зацепление с зубьями венца, рычаг включит
стартер (этот рычаг замыкает контакты включателя, который обычно устанавливается на самом
1 Например, при несвоевременном отпускании пусковой кнопки. Прим. ред.
312

стартере). В случае, если зуб шестерни придется напротив зубца венца и шестерня, таким
образом, не сможет войти с ним в зацепление, то после того, как шестерня будет прижата
к зубчатому венцу, поводок вместе с рычагом будет продолжать перемещаться в прежнем
направлении вследствие сжатия спиральной пружины до тех пор, пока рычаг не замкнет
контакты включателя стартера.
После замыкания цепи стартера якорь начнет вращаться вместе с шестерней; в момент,
когда зуб шестерни окажется в промежутке между зубьями венца, сжатая спиральная пружина
введет шестерню в зацепление. Спиральная пружина должна обладать достаточной силой для
того, чтобы ввести шестерню в зацепление с зубчатым венцом на полную глубину, так как
при вхождении в зацепление на неполную глубину на поверхностях зубьев возникают
слишком высокие давления, что приводит к быстрому износу зубьев шестерни и венца маховика.
Если двигатель начал работать самостоятельно и число оборотов его коленчатого вала
возросло до такой степени, что ведущим звеном в паре шестерня — зубчатый венец стал
венец, муфта свободного хода прекратит передачу вращения от маховика двигателя к якорю,
стартера; тем самым предотвращается раскручивание якоря до недопустимо высокого числа
оборотов, что могло бы вызвать разрушение стартера. Стартер выключается при отпускании
включающего рычага, так как связанная с ним возвратная пружина отводит рычаг в исходное
положение.
При стартере с принудительным механическим включением шестерни
удается избегать как преждевременного вывода шестерни из зацепления
с зубчатым венцом маховика, так и заедания шестерни при неблагоприятном
относительном положении зубьев. Однако вывод шестерни из зацепления
в некоторых случаях может оказаться невозможным. Так, если стартер
остается включенным слишком долгое время после того, как двигатель,
был пущен, подшипники муфты свободного хода могут оказаться
поврежденными вследствие чрезмерно большого числа оборотов.
Во многих случаях включение стартера осуществляется не путем
нажатия на педаль и не вытягиванием троса, а при помощи электромагнита,
расположенного на корпусе стартера и включаемого нажатием кнопки,
вынесенной на щиток водителя.
Мощность стартеров с принудительным механическим включением
шестерни и непосредственным включением тока обычно не превосходит
2 л. с. При большей мощности приходится ставить настолько сильную
спиральную пружину, осуществляющую ввод шестерни в зацепление с
зубчатым венцом, что для перемещения поводка ручным или ножным приводом
нужны слишком большие усилия, и включающий электромагнит получается
чрезмерно громоздким.
Стартеры с принудительным механическим
включением шестерни двумя ступенями. Для
стартеров большой мощности была разработана система принудительного
механического включения шестерни двумя ступенями. В таких стартерах
включение полного тока происходит лишь после того, как зубья шестерни войдут
на полную глубину в зацепление с зубьями венца маховика.
Устройство такого стартера мощностью 10 л. с. показано на фиг. 32. Якорь не может
перемещаться в осевом направлении. Шестерня соединена с якорем фрикционной муфтой,
предохраняющей стартер от перегрузки и одновременно выполняющей функции муфты
свободного хода. Шестерня вместе с фрикционной муфтой может перемещаться в сеевом
направлении по шлицам жестко связанного с якорем стакана фрикционной муфты. Осевое
перемещение шестерни и фрикционной муфты осуществляется при помещи штанги, проходящей
через полый вал якоря и связанной с включающим электромагнитом. В процессе осевого
перемещения шестерни якорь медленно вращается с небольшим крутящим моментом, чем
и обеспечивается введение шестерни в зацепление с зубчатым венцом маховика. Лишь в конце
осевого перемещения шестерни включающий электромагнит включает полный ток стартера.
После того как двигатель пущен, включающий электромагнит обесточивается
отпусканием кнопки на щитке водителя. Детали включающего электромагнита возвращаются в
исходное положение; при этом возвратная пружина выводит шестерню стартера из зацепления
с зубчатым венцом маховика. Одновременно стартер отключается от аккумуляторной батареи
и к нему подключается тормозящая обмотка, которая питается от стартера как от генератора
до тех пор, пока его якорь вращается по инерции. Благодаря этому якорь быстро
затормаживается, и после неудачной попытки пуска двигателя стартер сразу же оказывается готовым
к новому включению. Обмотка включающего электромагнита на первой ступени включения
одновременно служит сопротивлением в цепи стартера; на второй ступени включения эта
обмотка оказывается зашунтированной, и шестерня удерживается в зацеплении с венцом
маховика лишь при помощи удерживающей обмотки; эта же обмотка удерживает контакты
включающего электромагнита в замкнутом состоянии. Управление включающим электро-
3ia

>магнитом осуществляется при помощи второго, меньшего, электромагнита, так называемого
электромагнита управления; это необходимо потому, что ток, проходящий по обмотке
включающего электромагнита, слишком велик для того, чтобы его можно было подвести к
контактам кнопки включения стартера на щитке водителя.
Стартеры с принудительным механическим включением шестерни с двумя
ступенями включения не имеют недостатков, характерных для стартеров
с приводом Bendix. Однако вследствие своей более высокой стоимости такие
стартеры выпускают лишь относительно большой мощности.
Стартеры с инерционно-механическим включением шестерни. Этот тип
«стартера отличается от стартера с принудительным механическим включе-
Фиг. 32. Стартер большой мощности
с принудительным механическим
включением шестерни и с автоматическим
двухступенчатым включением пусковой
кнопки:
/ — шестерня; 2 — стакан фрикционной
муфты; 3 — фрикционная муфта;
4—корпус; 5 — якорь; 6 — включающий
электромагнит; 7 — перекидной мостик; 8 —
электромагнит управления; 9 — штанга
включающего электромагнита; 10^ — обмотка
возбуждения; 11 — полюсный башмак,
12 — тормозящая обмотка; 13 — главная
обмотка возбуждения; 14 — втягивающая
обмотка; 15 — удерживающая обмотка;
16 — кнопка стартера: 17 —
аккумуляторная батарея.
нием шестерни тем, что при соответствующем относительном расположении
'зубьев шестерни и зубьев венца маховика шестерня вводится в зацепление
не при помощи нажимной пружины, а под действием осевой силы,
возникающей вследствие наличия резьбы с большим шагом на валу якоря.
Устройство стартера с инерционно-механическим включением шестерни с укрепленным
»на нем включающим электромагнитом, рассчитанным на включение при помощи кнопки,
вынесенной на щиток водителя, показано на фиг. 33.
При нажатии на кнопку ток начинает поступать в обмотку включающего электромагнита,
укрепленного на корпусе стартера. При этом сердечник электромагнита втягивается и при
■помощи рычага перемещает поводок, стальную пружину, поводковую втулку с муфтой
свободного хода роликового типа и шестерню вдоль оси якоря в направлении зубчатого венца
маховика. В том случае, если шестерня беспрепятственно войдет в зацепление с зубчатым
венцом, контакты, расположенные во включающем электромагните, сразу же замыкают
главную цепь стартера. Введение шестерни в зацепление на полную глубину обеспечивается
тем, что не имеющая возможности вращаться шестерня передвигается по валу якоря до тех пор,
пока не дойдет до упора.
Если при соприкосновении шестерни с зубчатым венцом зуб шестерни будет расположен
против зуба венца, контакты включающего электромагнита замкнут главную цепь стартера
после соответствующего сжатия спиральной пружины. Якорь начнет вращать шестерню
и в момент, когда зуб шестерни окажется между зубьями венца, шестерня будет введена
в зацепление как под действием осевой силы, так и силы сжатой спиральной пружины.
После того как двигатель начнет работать самостоятельно, шестерня станет двигаться
по резьбе вала якоря в обратную сторону; однако шестерня останется в зацеплении с
зубчатым венцом до тех пор, пока не будет отпущена кнопка на щитке водителя; затем возврат-
314

Бая пружина включающего электромагнита при помощи рычага вернет шестерню и
связанные с ней детали в исходное положение.
Благодаря тому, что шестерня'вводится в зацепление под действием силы,
возникающей в стартере, вследствие наличия резьбы с большим шагом
на валу якоря, к«включающему рычагу достаточно приложить
незначительную силу. Поэтому включающий электромагнит может быть небольших
размеров, а для пользования ручным или ножным приводом от водителя также
не требуется больших физических усилий.
Стартеры с инерционно-механическим включением шестерни изготовляют
.мощностью 0,5—2 л. с; при больших мощностях введение шестерни в заце-
17
16
15 /4 13 12
Фиг. 33. Устройство стартера с инерционно-механическим включением шестерни и
кнопочным управлением:
1 — муфта свободного хода роликового типа; 2 — шестерня; 3 — поводок; 4 — поводковая втулка;
•5 — включающий рычаг; 6 — включающий электромагнит; 7 — клемма; 8 — корпус; 9 — пружина
щетки; 10 — защитный кожух; 11 — коллектор; 12 — щетка; 13 — щеткодержатель; 14 — обмотка
возбуждения; 15 —- полюсный башмак; 16 — якорь; 17 — вал якоря; 18 — спиральная пружина.
пление с зубчатым венцом маховика сопровождается слишком сильным
ударом, вследствие чего в этих случаях переходят к стартерам с включением
двумя ступенями.
Стартеры с инерционн о-м еханическим
включением шестерни типа Dye r-D rive. Созданный в США
стартер с инерционно-механическим включением шестерни, рассчитанный на
значительную мощность, обеспечивает механическое поворачивание шестерни
;в случае, если в момент соприкосновения с зубчатым венцом маховика зуб
шестерни упрется в зуб венца; ток стартера включается сразу (в одну
ступень), причем это происходит уже после того, как шестерня войдет в заце-
лление с зубчатым венцом примерно на глубину 8 мм.
Устройство такого стартера показано на фиг. 34. На валу якоря нарезана резьба с
большим шагом; на этой резьбе установлена ведущая гайка и шестерня стартера. Углубления
резьбы на валу якоря несколько шире, чем выступы внутренней резьбы ступицы шестерни,
вследствие чего шестерня может поворачиваться примерно на один зуб, не перемещаясь
при этом в осевом направлении. В противоположность шестерне ведущая гайка сидит на
резьбе без зазора. Ведущая гайка двумя своими выступами заходит в пазы хвостовика
шестерни. Пружина, установленная между ведущей гайкой и шестерней, прижимает шестерню
вплотную к резьбе вала якоря.
Шестерня вместе с ведущей гайкой передвигается в осевом направлении при помощи
стакана, который нажимает на ведущую гайку буферной пружины. Стакан свободно сидит
на валу якоря и имеет косой Паз с углублением на конце; в этот паз западает палец
включающего рычага.
При приведении в действие рычага ручным или ножным приводом или с помощью
включающего электромагнита стакан перемещает как ведущую гайку, так и шестерню вдоль
продольной оси вала якоря в направлении зубчатого венца. Если шестерня начнет
беспрепятственно входить в зацепление с зубчатым венцом, то ток стартера будет включен после
того, как шестерня войдет в зацепление на глубину около 22 мм. Затем шестерня передви-
315

гается по резьбе вала якоря до тех пор, пока она не будет остановлена упором. Если же
зуб шестерни в момент, когда шестерня, передвигаясь в осевом направлении, войдет в
соприкосновение с зубчатым венцом, окажется напротив зуба венца, то ведущая гайка будет
продолжать передвигаться в осевом направлении за счет сжатия пружины, и выступы гайки,
которые заходят в пазы хвостовика шестерни, вызовут поворот последней. Вследствие наличия
Фиг. 34. Устройство стартера с инерционно-механическим включением шестерни
типа Dyer-Drive:
1 — включающая пружина; 2 — упор; 3 — шестерня; 4 -- резьба с большим шагом;
5 — включающий рычаг; 6 — включающий электромагнит; 7 — якорь; 8 — обмотка
возбуждения; 9 — стакан, 10 — ведущая гайка.
зазора между резьбой шестерни и резьбой вала якоря шестерня может повернуться на один-
зуб при неподвижном вале якоря и таким образом войти в зацепление с зубчатым венцом.
Ввод в зацепление происходит под нажимом
пружины, установленной между ведущей
гайкой и шестерней; после включения тока
стартера шестерня, передвигаясь по резьбе вала
якоря, входит в зацепление на полную
глубину.
После того как двигатель начнет
работать самостоятельно, шестерня начинает
передвигаться по резьбе вала якоря в обратном
направлении и выводится из зацепления. Это
будет происходить в том случае, когда рычаг
продолжает оставаться в положении,
соответствующем включенному стартеру; вывод
шестерни из зацепления осуществляется в
результате того, что стакан, поворачиваясь
вследствие своего косого паза, отходит в
исходное положение. При этом шестерня
автоматически выводится из зацепления. После
отпускания кнопки стартера или педали
возвратная пружина отводит включающий рычаг
в исходное положение; рычаг, в свою
очередь, возвращает в исходное положение
стакан (поворот стакана в исходное положение
1
Фиг. 35. Принципиальная схема
маятникового стартера:
1 — обмотка возбуждения
для левого вращения
якоря; 2 — электромагнитный включатель левого
вращения; 3 — главный включатель ^связан
с включающим рычагом); 4 — переключатель;
5 — реле управления; 6 — электромагнитный
включатель правого вращения; 7 — обмотка
возбуждения для правого вращения.
происходит благодаря тому, что палец
рычага перемещается по косому пазу стакана).
Стартер с приводом Dyer-Drive
имеет ряд недостатков: 1) при нем
возможен преждевременный вывод
шестерни из зацепления с зубчатым венцом; 2) для него характерна жесткая
передача сил и крутящих моментов, вследствие чего обратные вспышки
в двигателе могут вызвать повреждение стартера.
Особые конструкции. Особую разновидность обычного стартера с
принудительным механическим включением шестерни представляет собой
маятниковый стартер; электрическая схема такого стартера (фиг. 35),
предназначенного для пуска одноцилиндрового двухтактного двигателя с
калильной головкой, разработана фирмой Bosch. В такого рода двигателях при-
316

ходится затрачивать особенно большую мощность на преодоление
сопротивления компрессии; кроме того, обычно используемая в этих двигателях
пусковая система батарейного зажигания с зуммером, которая в период
пуска создает в цилиндре ряд последовательных искр независимо от
положения поршня, часто вызывает обратные вспышки в двигателе, что создает
для стартера обычного типа очень тяжелые условия работы. Маятниковый
стартер заставляет маховик двигателя совершать качательные движения
(т. е. поворачиваться на некоторый угол в ту и другую стороны по
отношению к нейтральному положению); вспышки в двигателе дополнительно
усиливают «раскачивание» маховика до тех пор, пока двигатель не начал
работать.
В основном устройство маятникового стартера соответствует устройству стартера с
принудительным механическим включением шестерни, приводимого в действие ножным приводом.
Шестерня связана с валом якоря не муфтой свободного хода, а при помощи резиновой
муфты. Стартер имеет две сериесные обмотки возбуждения, одна из которых используется
для левого вращения якоря, а другая — для правого; обмотки попеременно включаются при
помощи электромагнитного переключателя. Управление электромагнитным переключателем
осуществляется в зависимости от величины момента сопротивления прокручиванию вала
двигателя специальным реле управления, реагирующим как на изменение напряжения, так
и на изменение тока.
Инерционные стартеры
На автомобилях без аккумуляторной батареи или имеющих
аккумуляторную батарею небольшой емкости, а также на автомобилях, пуск двигателя
Фиг. 36. Устройство инерционного стартера:
1 и 9 — шестерни планетарного редуктора; 2 — тормозок; 3 —зубчатый венец
маховика; 4 — шестерня; 5 — упор; 6 — возвратная пружина; 7 — включающий
рычаг; 8 — маховик; 10 — рукоятка.
которых должен быть обеспечен независимо от состояния аккумуляторной
батареи, используют инерционные стартеры. В инерционном стартере
небольшая мощность, которую в состоянии развить человек (эта мощность
составляет около 0,4 л. с), используется для раскручивания маховой массы
до некоторого высокого числа оборотов, причем эта маховая масса является
аккумулятором кинетической энергии. В дальнейшем накопленная
кинетическая энергия отдается двигателю в виде короткого, но мощного импульса,
и вызывает прокручивание коленчатого вала с достаточно большим числом
оборотов, чем и обеспечивается пуск двигателя. В большинстве случаев
используют маховую массу небольшого веса, которую раскручивают до
определенного числа оборотов ручным приводом через повышающий редуктор;
накопленную энергию передают на маховик двигателя через зубчатую
передачу шестерня стартера — зубчатый венец маховика с большим
понижающим передаточным отношением.
Устройство инерционного стартера с ручным приводом показано на фиг. 36. Привод
маховика осуществляется через повышающий планетарный редуктор. При этом шестерня
отделена от маховика фрикционной муфтой сцепления; кроме того, специальный тормозок
не позволяет шестерне вращаться вместе с маховиком стартера до того, как эта шестерня
317

будет введена в зацепление с зубчатым венцом маховика. После того как маховик будет
раскручен до достаточно большого числа оборотов, движением рычага шестерню стартера
вводят в зацепление с зубчатым венцом маховика. Передвигаясь по направлению к
зубчатому венцу, шестерня отходит от тормозка и одновременно приводится во вращательное
движение с небольшим крутящим моментом вследствие включения «предварительной
ступени» фрикционного сцепления (вращение шестерни облегчает введение ее в зацепление с
зубчатым венцом маховика). Лишь после того как шестерня войдет в зацепление с зубчатым
венцом на полную глубину, фрикционное сцепление включается и передает накопленную-
маховиком стартера кинетическую энергию на коленчатый вал двигателя. Величина
передаваемого крутящего момента ограничивается фрикционным сцеплением, что смягчает удар
при вводе шестерни в зацепление и предохраняет стартер от повреждения в случае
возникновения обратных вспышек в цилиндрах двигателя. Как только двигатель начнет работать
самостоятельно, фрикционная муфта, устроенная так же, как муфта свободного хода,
автоматически разобщает шестерню с маховиком. По окончании пуска двигателя рычаг включения
отпускают, и возвратная пружина отводит его в исходное положение.
Количество накопленной маховиком стартера кинетической энергии при
числе оборотов рукоятки 70 в минуту и при числе оборотов маховика
стартера 10 000 в минуту составляет около 1100 кгм. В некоторых конструкциях
раскручивание маховика может также осуществляться при помощи
электродвигателя. В этом случае можно устанавливать относительно небольшую
аккумуляторную батарею.
Электроприборы для облегчения пуска двигателя
При пуске холодного дизельного двигателя температура в камере
сгорания в конце такта сжатия часто может оказаться недостаточно высокой для
того, чтобы вызвать самовоспламенение впрыснутого
в цилиндр топлива. Вследствие этого приходится, в
особенности при низкой температуре воздуха, прибегать
во время пуска к использованию вспомогательных
средств для того, чтобы вызвать воспламенение
топлива. Наиболее известными электрическими
приборами, используемыми для облегчения пуска двигателя,
являются свечи накаливания и нагревательный
элемент.
Свечи накаливания. Назначением свечи
накаливания является обеспечение воспламенения топлива
повышением температуры воздуха в камере сгорания или
путем непосредственного воспламенения капелек
впрыскиваемого в цилиндр топлива при их
соприкосновении с раскаленной спиралью. Вследствие этого место
для установки свечи накаливания в камере сгорания
цилиндра выбирается таким образом, чтобы спираль
свечи находилась на краю теоретического
конуса.распыла впрыскиваемого топлива.
Свеча накаливания (фиг. 37) состоит из проволочной спирали,
накаливаемой электрическим током, и корпуса с рядом
вспомогательных деталей. В этой свече оба конца нагревательной спирали
изолированы как один от другого, так и от корпуса.
В качестве изоляции используется изолирующая эмаль или
слюда. Корпус свечи ввертывается в головку цилиндра; параметры
резьбы на ввертной части корпуса чаще всего М18 х 1,5, в отдельных случаях М24 х 1;
в некоторых устаревших двигателях крепление свечи накаливания осуществляется при
помощи накидной гайки. Между свечой накаливания и головкой цилиндра должно быть
обеспечено надежное уплотнение. Спираль накаливания выполняется из хромистой или хромо-
никелевой стали; выбор параметров спирали должен быть очень тщательным, так же как
и самое ее выполнение, так как температура нагрева спирали составляет 900—1000° С.
Спираль подвергается вредному химическому воздействию топлива и содержащихся
в засасываемом в цилиндр воздухе кислот; кроме того, спираль должна успешно противостоять
механическим напряжениям, возникающим в ней при колебаниях, связанных с резким
возрастанием давления в ходе процесса сгорания. Чтобы длина проволочной спирали
оставалась достаточно стабильной, свечи накаливания обычно рассчитывают на напряжение
0,9—1,7 в и ток 32—40 а. В этом случае четыре или шесть свечей накаливания двигателя
подключают к аккумуляторной батарее последовательно.
318
Фиг. 37. Устройство
свечи накаливания:
/ — зажимная гайка;
2 — изоляционная
втулка; 3 — упорное
кольцо; 4 —
изоляционная мастика; 5 — корпус
свечи; 6 — уплотнитель-
ное кольцо; 7 —
соединительный корпус; 8~
спираль.

В прошлом использовались также однополюсные свечи, в которых один полюс через
корпус свечи электрически соединялся с двигателем. Однако, так как в этом случае для
питания свечей накаливания приходилось устанавливать на автомобиле специальную 24-вольтовук>
аккумуляторную батарею, однополюсные свечи в настоящее время больше не применяют»
Фиг. 38. Индикатор
работы свечей
накаливания.
Фиг. 39. Добавочное сопротивление
цепи свечей накаливания.
Последовательно со свечами накаливания включают вынесенный на щиток-
приборов индикатор работы свечей накаливания (фиг. 38), по которому/
Фиг. 40. Схема включения свечей накаливания в четырехцилиндровом двигателе с1 12-воль^
товой системой электрооборудования:
/ — генератор; 2 — индикаторная лампа; 3 — распределительная коробка; 4 — включатель свечей
накаливания и стартера; 5 — индикатор работы свечей накаливания; 6 — добавочное сопротивление;
7 — свечи накаливания напряжением 1,7 в; 8 — стартер; 9 — аккумуляторная батарея.
водитель может судить о работе свечей. Индикатор имеет такую же провс-
лочную спираль, как и сами свечи накаливания. При свечах накаливания,
рассчитанных на номинальное напряжение 0,9—
1,7 в, и при аккумуляторной батарее с
напряжением 12 или 24 в в цепь свечей приходится
последовательно вводить добавочное
сопротивление (фиг. 39), предназначенное для
поглощения излишнего напряжения. Так как в процессе
пуска двигателя' напряжение аккумуляторной
батареи падает (за счет большого тока,
потребляемого в это время стартером), то в
большинстве случаев специальный переключатель (он
же включатель стартера) шунтирует спираль
индикатора на время пуска, поэтому
температура нагрева спиралей свечей накаливания
остается • неизменной. Электрическая схема
ВКЛЮЧенИЯ Свечей накаливания С ИНДИКатором Фиг* 41* Нагревательный эле-
^ г мент для подогревания всасы-
и добавочным сопротивлением для четырехци- ваеМого воздуха (устанавли^
линдрового двигателя показана на фиг. 40. вается на дизелях).
8 начале пуска двигателя переключатель
устанавливают в рабочее положение и выдерживают в течение 1 мин. (при низкой температуре
воздуха — несколько дольше); это положение соответствует включенным свечам накаливания,
включенному индикатору и выключенному стартеру. После этого переключатель переводят
в положение, при котором происходит включение стартера и одновременно шунтирование
индикатора.
319

Подогрев всасываемого воздуха. Для подогрева всасываемого воздуха
при пуске дизеля без свечей накаливания во впускной трубопровод вводится
электрический нагревательный элемент (фиг. 41), который питается от
аккумуляторной батареи.
Нагревательная спираль должна иметь максимальную поверхность нагрева. Спираль
заключают в кожух из жести, чем предотвращают теплопередачу излучением от спирали
к стенкам впускного трубопровода; одновременно кожух из жести служит аккумулятором
тепловой энергии. Потребляемая мощность при напряжении 12 в составляет около 630 вт\
при этом спираль за 1—1,5 мин. нагревается до температуры 1000—1100° С. Чтобы можно
•было следить за работой нагревательного элемента, к нему подключают индикаторную лампу,
Выбор параметров стартера, аккумуляторной батареи
и передаточного отношения между стартером
и коленчатым валом двигателя
Размеры стартера в основном определяются мощностью, которую он
должен развивать для обеспечения пуска двигателя при самой низкой для
данных условий эксплуатации температуре воздуха. Потребную для пуска
двигателя мощность N (в л. с.) вычисляют с учетом необходимого для
прокручивания вала двигателя пускового.крутящего момента Md (в кгм) и
необходимого пускового числа оборотов в минуту п по формуле
дт _
Л. С.
Величина необходимого для прокручивания вала двигателя крутящего
момента зависит от температуры, типа двигателя и вязкости используемого
для смазки двигателя масла. Для точного определения величины этого
момента необходимы специальные испытания данного двигателя. Испытания
могут проводиться как на моторном стенде, так и непосредственно на
автомобиле. Определению подлежит самая низкая температура, при которой еще
возможен пуск двигателя при каждом данном пусковом крутящем моменте.
Для приблизительного определения необходимого пускового крутящего
момента, от которого зависят как параметры стартера,' так и параметры
аккумуляторной батареи, можно исходить из опытных значений
коэффициента С, принимаемых в зависимости от рабочего объема двигателя.
Коэффициент С показывает, какая величина пускового крутящего момента (в кгм)
приходится на 1 л рабочего объема двигателя (табл. 1).
Таблица
Опытные значения коэффициента С при —10°С
Тип двигателя
Рабочий объем в л
Коэффициент С
в кгм/л
Пусковое число
оборотов в минуту
Карбюраторный
Дизель
I \ 1-4
1 4-10
\ 4-8
] 8—15
5-4
4—3
7—6
6—5
50
•50
! 80-100
! 80—100
При более низкой температуре значения коэффициента С должны быть увеличены
в соответствии с увеличением момента сопротивления вала двигателя прокручиванию.
Пусковые числа оборотов, необходимые для получения
удовлетворительного смесеобразования в карбюраторных двигателях и для получения
достаточно высокой температуры в конце хода сжатия в дизелях (условия,
необходимые для того, чтобы двигатель начал работать самостоятельно),
также зависят от температуры. В табл. 1 приведены пусковые числа оборотов,
соответствующие температуре —10° С. При улучшении условий смесеобра-
320

зования, изменении степени сжатия, использовании специальных устройств
для облегчения пуска двигателя и т. п. пусковое число оборотов может быть
снижено и, наоборот, в неблагоприятных случаях оно может оказаться
более высоким.
После того как потребная для пуска двигателя мощность определена,
параметры стартера и аккумуляторной батареи могут быть установлены
по характеристике стартера при аккумуляторных батареях различной
емкости. При этом «рабочая точка» стартера по возможности выбирается таким
образом, чтобы она находилась на восходящей ветви кривой мощности;
вследствие -этого потребляемый стартером ток имеет меньшую величину
и, кроме того, имеется достаточный запас мощности и крутящего момента.
В качестве примера на фиг. 42 изображены кривые изменения мощности N
стартера, крутящего момента Md, числа оборотов п и напряжения U на зажи-
г/
оо/м
/мин кем U6
то
3000
2000
1000
-9
■8
■7
6
■5
■и
3
2
1
\
20
18
■16
■Ш
12
-10
■8
■6
■и
2,
I
1
Г
\
i
.
'Я
у
\j!
--а
\
\
.С
s
п
\
V
з\
у
г
V.
V
V
\
><
ч
\
С
у
\
s*si
м
ч
\
\
■7 с
?>
у
л
и
500
1000
1500 la
Фиг. 42. Изменение мощности N, крутящего момента Md
и числа оборотов п стартера и напряжения U на зажимах
аккумуляторной батареи в зависимости от потребляемого
ею тока /:
/—емкость используемой батареи (температура электролита 4*7° С)
150 а-ч; 2 — то же 105 а-ч; 3 — то же 90 а-ч.
мах аккумуляторных батарей различной емкости в зависимости от
потребляемого стартером тока. Если при мощности стартера 8 л. с. на валу двигателя
требуется получить пусковой крутящий момент 50 кгм, то при батарее
емкостью 150 а-ч рассматриваемый стартер разовьет указанную мощность при
токе 560 а. При этом крутящий момент на валу стартера составит 3,1 кгм,
а число оборотов его якоря 1850 в минуту.
Передаточное отношение / между валом якоря стартера и коленчатым
валом двигателя можно определить, исходя из отношения пускового
крутящего момента на валу двигателя к крутящему моменту на валу стартера;
в рассматриваемом случае
50
3,1
I =
- 16:1.
Число оборотов коленчатого вала при этом составит 1850 : 16 — 115 об/мин.
Если полученное значение передаточного отношения придется изменить
из-за того, что получающееся при нем пусковое число оборотов вала
двигателя оказывается недостаточным, или если это придется сделать по каким-
либо другим причинам, желательно иметь некоторый запас крутящего
момента на валу стартера. Полученные расчетным путем величины и
соотношения проверяют опытами, проводимыми в холодильной камере.
21 Бюссиен 644 321

Установка стартера на двигателе, его крепление и привод
Вследствие того что передача крутящего момента от вала стартера
на коленчатый вал двигателя осуществляется через зубчатый венец
маховика, место установки стартера на двигателе уже оказывается в некоторой
степени предрешенным. В зависимости от наличия свободного места стартер
устанавливают или у боковой стенки картера двигателя (см. фиг. 23), или
у боковой стенки картера коробки передач.
Стартер должен быть защищен от попадания на него капель топлива
или масла; по возможности следует также предохранять стартер от
непосредственного попадания на него дорожной грязи при движении и воды
при мойке автомобиля. Для крепления стартера обычно используются
нормализованные фланцы с отверстиями под два или три болта; реже
используется способ крепления стартера в посадочном гнезде картера двигателя
при помощи хомутов.
Для точного выдерживания правильного относительного положения
зубчатого венца маховика и шестерни стартера в его корпусе имеются
центровочные штифты и отверстия. Допуски на изготовление картера маховика
должны быть достаточно жесткими для того, чтобы обеспечить правильное
взаимоположение деталей, так как в противном случае могут возникнуть
затруднения при вводе шестерни в зацепление с зубчатым венцом, сильные
стуки и быстрый износ зубьев.
При фланцевом креплении стартера необходимо, чтобы вся поверхность
фланца стартера плотно прилегала к соответствующей поверхности картера
двигателя. В случае крепления с помощью хомутов последние должны
обладать достаточной прочностью и жесткостью для того, чтобы воспринимать
возникающие при пуске двигателя стартером реактивные силы и моменты.
При любом способе крепления необходимо обращать внимание на достаточно
точное выдерживание заданного межосевого расстояния между шестерней
и зубчатым венцом, так как от этого зависит нормальная работа
сцепляющего механизма стартера.
В случае использования инерционных стартеров следует стремиться к особенно
тщательному выполнению устройства для раскручивания маховой массы ручным приводом с тем,
чтобы обеспечить возможно более высокое значение к. п. д. при раскручивании.
В качестве материала для шестерни в большинстве случаев используется
цементуемая сталь с определенной поверхностной прочностью; в стартерах
с электромагнитным включением шестерни последнюю выполняют из бронзы.
Зубчатый венец делается из стали определенной твердости и при большой
мощности стартера нуждается в дополнительной термической обработке.
При стартерах малой и средней мощности поверхностная твердость
зубчатого венца составляет 195—230 Нв, а при стартерах большой мощности
поверхностную твердость увеличивают до 300—450Н.в. Чтобы износ не
превышал допустимых пределов, необходимо выдерживать минимальную длину
зубьев, рекомендуемую стандартами DIN. Для получения большого
передаточного отношения шестерни стартера должны иметь малое число зубьев
(9-13).
Модуль обычно составляет 2,5—4,233 мм при угле зацепления 14,5°
или 20°. На лобовых торцах зубьев шестерни и зубчатого венца в
большинстве случаев делают скосы, что облегчает ввод шестерен в зацепление. Эти
скосы можно не делать лишь в стартерах с электромагнитным включением
шестерни и в стартерах с принудительным механическим включением
шестерни, имеющих две ступени включения.
Комбинированные машины
Стартер-генератор, как принято называть комбинацию стартера и
генератора, должен отвечать следующим требованиям:
1. Развивать большой пусковой крутящий момент при пусковых числах
оборотов коленчатого вала двигателя (50—100 об/мин).
322

Для выполнения этого требования привод от стартера к валу двигателя должен быть
выполнен с большим передаточным отношением (1 : 15), так как лишь в этом случае стартер
и аккумуляторная батарея могут иметь экономически оправданные размеры.
2. Давать ток, начиная с 800—1000 об/мин вала двигателя.
Вследствие этого передаточное отношение из условия допустимого максимального числа
оборотов якоря стартера не должно быть больше 1 : 1,5—1 : 2, что составляет примерно 1/15
от передаточного отношения, которое требуется при использовании машины в качестве
стартера.
3. Занимать мало места, быть не слиыком дорогим, иметь умеренный
вес и обладать высокой надежностью в работе.
В этом отношении желательно было бы иметь высоксоборотную машину, так как с
повышением числа оборотов уменьшаются габариты, вес и стоимость; желательно также иметь
простую конструкцию без сложного привода с большим передаточным отношением.
Для получения большого
пускового момента при небольшом числе
оборотов в минуту требуется, чтобы
обмотка якоря была выполнена из
небольшого числа витков с большим
поперечным сечением проволоки, т. е.
обмотка якоря должна быть
рассчитана на большой ток; это влечет за
собой необходимость в большой
аккумуляторной батарее. Однако при
работе машины на режиме
генератора такая обмотка приводит к тому,
ЧТО генератор начинает давать ТОК Фиг. 43. Маховичный стартер-генератор
Достаточно ВЫСОКОГО напряжения с прерывателем батарейного зажигания,
лишь при относительно большом
числе оборотов. Вследствие этого приходится допускать ухудшение к. п. д.
и ограничение мощности при работе на режиме стартера (что уменьшает
резерв мощности на случай пуска двигателя при низкой температуре),
а также повышение числа оборотов, при котором начинается зарядка
аккумуляторной батареи (последнее относится к работе машины на режиме
генератора). В результате этого удается получить более или менее
приемлемое решение лишь для двигателей, не требующих при пуске большой
мощности стартера. Несмотря на то, что вес установки стартер-генератора (вместе
с аккумуляторной батареей) в большинстве случаев получается большим,
чем вес установки с раздельными стартером и генератором, предпочтение
все же иногда отдают стартер-генератору, так как он обеспечивает
уменьшение шума при пуске двигателя и, кроме того, его легче разместить на
небольшом двигателе.
По устройству стартер-генераторы можно разделить на два типа:
а) стартер-генераторы без системы подшипников;
б) стартер-генераторы с системой подшипников.
Стартер-генератора без системы подшипников. В стартер-генераторе
без системы подшипников якорь консольно сидит на конце удлиненного
коленчатого вала двигателя; корпус стартер-генератора центрован по
специальным выступам на картере двигателя и прикреплен к нему болтами.
Якорь в большинстве случаев одновременно служит маховиком двигателя;
обычно прерыватель батарейного зажигания также вводится в систему
стартер-генератора и располагается в его корпусе. Вследствие этого отпадает
необходимость в устройстве еще одного привода. Такую комбинированную
машину, состоящую из трех аппаратов, называют маховичным стартер-
генератором с прерывателем системы батарейного зажигания (фиг. 43).
Кулачок прерывателя 1 расположен на свободном конце якоря 2. Щетки,
реле-регулятор, прерыватель и конденсатор системы зажигания смонтированы на пластине,
находящейся под защитным колпаком, закрывающим стартер-генератор. Якорь изготовлен в виде
маховика с одной общей обмоткой для стартера и генератора. Полюсы имеют две отдельные
21* 323

обмотки: сериесную с небольшим числом витков и с большим поперечным сечением
проволоки (для стартера) и шунтовую с большим числом витков и с малым поперечным сечением
проволоки (для генератора).
При пуске двигателя сериесная обмотка полюсов включается последовательно с обмоткой
якоря, а шунтовая обмотка — параллельно. При работе машины на режиме генератора под
током находится лишь шунтовая обмотка. Напряжение генератора регулируется
быстродействующим реле-регулятором.
Несмотря на серьезные недостатки, маховичный стартер-генератор с
прерывателем системы батарейного зажигания иногда используется на
небольших двухтактных двигателях (с рабочим объемом до 600 см3), так как при
установке стартер-генератора конструкция двигателя получается
компактной, становятся излишними элементы крепления и привода генератора
и уменьшается шум при пуске
двигателя.
Стартер-генераторы с
собственной системой подшипников. При
стартер-генераторе с системой
подшипников имеется возможность
ввести между ним и коленчатым
валом двигателя передачу, что
позволяет получить более
выгодное соотношение чисел оборотов.
До сих пор не удалось создать
достаточно надежный привод с
автоматическим изменением
передаточного отношения, обеспечивающий
большое передаточное отношение
(1 : 15) при работе машины на
режиме стартера, и небольшое — при
работе на режиме генератора
(1 : 1,5— 1,2). Вследствие этого
приходится исходить из
постоянного передаточного отношения,
которое из условия максимально
допустимого числа оборотов якоря
стартера-генератора не может быть
больше, чем 1 : 2.
На фиг. 44 показан стартер-генератор с ременным приводом, предназначенный для
небольшого двухтактного двигателя. При работе на режиме генератора натяжение ремня для
повышения его срока службы делается небольшим.
При переходе на режим стартера натяжение ремня автоматически увеличивается, и
передача мощности при пуске происходит без проскальзывания ремня.
При приводе стартер-генератора с системой подшипников без передачи к коленчатому
валу якорь в большинстве случаев непосредственно соединяется с коленчатым валом с
помощью упругой муфты. Такая конструкция применялась на некоторых легковых
автомобилях, однако в дальнейшем от нее отказались из-за большого расхода материалов.
АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ *
Аккумуляторная батарея представляет собой устройство, обладающее
способностью накапливать электрическую энергию вследствие
происходящих в ней химических превращений и, когда это требуется, отдавать эту
энергию. На автомобилях преимущественно используют свинцовые
аккумуляторные батареи. Щелочные аккумуляторные батареи иногда применяют
на автомобилях, однако чаще их устанавливают на судах и на подвижном
составе железнодорожного транспорта.
Требования, предъявляемые к аккумуляторным батареям
Основным назначением аккумуляторной батареи является питание
стартера при пуске двигателя; кроме того, батарея должна обеспечивать
энергией систему зажигания при работе двигателя с малым числом оборотов
324
Фиг. 44. Стартер-генератор с ременным
приводом и автоматическим увеличением
натяжения ремня при пуске двигателя.

вала (в тех случаях, когда на двигателе не имеется системы зажигания от
магнето) и обеспечивать работу некоторых других потребителей тока. При
работающем двигателе батарея служит буфером, когда нагрузка резко,
но кратковременно возрастает (включение звукового сигнала,
прикуривателя и т. п.), и генератор не может полностью покрыть повышенную
потребность в энергии. На мотоциклах и автомобилях, не имеющих электрического
стартера, батарея может иметь меньшие размеры, и ее параметры легче
поддаются расчету, так как отпадает большая нагрузка, возникающая
при пуске двигателя стартером.
Энергия, расходуемая аккумуляторной батареей для питания
потребителей при неподвижном автомобиле или при работе ее в качестве буфера,
должна быть восполнена за счет зарядного тока генератора с возможно
меньшими потерями. Батарея должна сохранять накопленную энергию
при длительных перерывах в эксплуатации. Напряжение заряда и разряда
должно изменяться в самых узких пределах, чтобы это не оказывало
вредного влияния на работу потребителей.
Кроме того, аккумуляторная батарея должна выдерживать большие
электрические напряжения, связанные с большим током при пуске
двигателя, чрезмерными разрядами, длительными перерывами в эксплуатации,
а также должна выдерживать большие механические и термические
напряжения.
Свинцовые аккумуляторные батареи
Устройство и работа батарей
В свинцовых аккумуляторных батареях накопление электрической
энергии и ее отдача происходят в форме электрохимических превращений
свинца и его соединений при
соприкосновении с электролитом
в виде разбавленной серной
кислоты.
Аккумуляторная батарея
(фиг. 45) состоит из нескольких
последовательно соединенных
элементов, находящихся в общем
сосуде и образующих один общий
блок. Число элементов в батарее
определяется номинальным
напряжением системы
электрооборудования автомобиля. Так как в
среднем напряжение одного элемента
составляет 2 в, то 6-вольтовая
батарея состоит из трех элементов,
а 12-вольтовая — из шести.
Сосуды батарей выполняются в
большинстве случаев в виде моноблоков.
В качестве материала для моноблоков
используют кислотоупорные и кислотоне-
проницаемые материалы, чаще всего
эбонит, а в последнее время также
синтетические пластмассы, как, например,
полистирол (в особенности это относится к
мотоциклетным аккумуляторным батареям).
Перегородки между элементами выполнены как одно целое с сосудом, так же как и ребра
на дне сосуда, которые служат опорой для пластин. В углублениях между ребрами скопляется
выпадающая из пластин активная масса. Если бы выпавшая активная масса оставалась между
пластинами, то она могла бы вызвать замыкание соседних пластин.
В каждом элементе имеются группы положительных и отрицательных пластин;
положительные и отрицательные пластины отделены одна от другой пластинами из изоляционного
материала — так называемыми сепараторами. Пластины погружены в электролит, пред-
325
Фиг. 45. Устройство аккумуляторной батареи:
/ — сосуд батареи; 2—перемычка между элементами;
3 — пробка; 4 — полюсный штырь; 5 — крышка
элемента: 6 — мастика; 7 — баретки; 8 —
отрицательная пластина (свинцово-серый цвет); 9— деревянный
сепаратор; 10 — облицовка сепаратора из
гофрированного эбонита с отверстиями; 11 — положительная
пластина (темно-коричневый цвет); 12 — ребро.

ставляющий собой разбавленную серную кислоту. В каждом элементе отрицательных пластин
на одну больше, чем положительных; в собранном блоке пластин обе крайние пластины
являются отрицательными. Причиной такого положения является склонность положительных
пластин к короблению при большом зарядном токе. Пластины представляют собой отлитые
из свинца решетки, в которые вмазана химически активная масса (РЬО2 — перекись свинца—
на положительных пластинах и РЬ — губчатый свинец — на отрицательных).
В качестве сепараторов используются тонкие деревянные дощечки с небольшими, но
часто расположенными выступами, обращенными в сторону положительных пластин, или же
тонкие деревянные дощечки, облицованные гофрированными и имеющими многочисленные
отверстия эбонитовыми пластинами; иногда сепараторы выполнены в виде пластин из
микропористого эбонита.
Одноименные пластины одной группы спаивают в верхней части при помощи бареток;
группа имеет полюсный штырь, выведенный наружу сквозь крышку элемента. Полюсные
штыри положительных и отрицательных пластин имеют разные размеры, причем эти размеры
определяются специальными стандартами.
Сверху элементы закрывают крышками из изоляционного материала. Чтобы обеспечить
кислотонепроницаемое уплотнение, стыки между сосудом и крышкой заливают мастикой,
а полюсные штыри наглухо спаивают с верхней частью свинцовых втулок, запрессованных
в крышку. В крышке каждого элемента имеется заливное отверстие для электролита, в которое
ввинчивается пробка с вентиляционным отверстием.
При разряде аккумуляторной батареи активная масса заряженных
положительных пластин, представляющая собой перекись свинца РЬО2
(вещество шоколадного цвета), так же как и активная масса заряженных
отрицательных пластин, представляющая собой губчатый свинец РЬ
(вещество светло-серого цвета), постепенно переходит в сернокислый свинец PbSO4.
При этом в результате разложения серной кислоты H2SO2 вблизи пластин
происходит выделение воды Н2О; вследствие этого плотность электролита
в процессе разряда уменьшается. При заряде сернокислый свинец вновь
переходит в перекись свинца (на положительных пластинах) и в губчатый
свинец (на отрицательных пластинах). Одновременно с этим происходит
выделение серной кислоты, вследствие чего плотность электролита в
процессе заряда увеличивается. Химические реакции при заряде и разряде
происходят по следующей схеме:
РЬО2 + 2H2SO4 + РЬ + электролит ^ PbSO4 + 2Н2О + PbSO4 -f
Положи- Отрица- Разряд Положи- Отрица-
тельная
пластина
тельная
пластина
+ электролит.
тельная
пластина
тельная
пластина
Как следует из изложенного выше, плотность электролита может
служить показателем степени заряженности аккумуляторной батареи (табл. 2).
Плотность электролита измеряется при помощи ареометра.
Для смешивания выделяющейся при разряде в порах активной массы
и вблизи пластин воды с электролитом требуется некоторое время.
Вследствие этого после неудачной попытки пуска двигателя при помощи стартера
необходимо дать батарее некоторое время «отдохнуть»; в особенности это
относится к пуску двигателя при низкой температуре, так как в этом
случае, во-первых, увеличивается потребляемый стартером ток, и, во-вторых,
Таблица 2
Определение степени заряженности аккумуляторной батареи
Параметры электролита
Плотность:
в градусах Боме ....
в кг'л
Температура замерзания в Т>
326
Состояние батареи
Полностью заряжена

Умеренный
климат
32
1,285
—65
Тропики
Разряжена на 50°/0
Полностью разря-
Умерен-
ный
27
1,23
-50
27
1,23
-50
Тропики
23
1,19
— 22,5
Умерен-
Тропики
22—18
13
1,18-1,14; 1,10
От —22,5 —76
до —ю ;

вследствие замедления процесса диффузии для выравнивания плотности
электролита требуется более продолжительное время.
Определять степень заряженное™ батареи по напряжению ее элементов
можно лишь под большой нагрузкой. Без нагрузки напряжение элемента
составляет около 2 в, причем это напряжение мало изменяется с изменением
степени заряженности батареи.
Под емкостью аккумуляторной батареи (в а-ч) понимается произведение
разрядного тока в амперах на время разряда в часах. Раньше номинальную
емкость относили к 10-часовому разряду при 20° С до напряжения одного
элемента в конце разряда 1,75 в. Затем перешли на американский метод
определения номинальной емкости (ее относят к 20-часовому разряду при
ив
6,5
6
5,5
5
U8
—ев
1
—^
=5=55
2
л
\
5,4
К
4,2а
U00
£',250
20 W 60
Емкость батареи
80 а-ч
Фиг. 46. Влияние разрядного тока на
ем6й б
: ?,?00\6,5
6
1,100 55
кость 6-вольтовой батареи и напряжение f q^q
7 --
разряда:
/ — ток стартера.
-.
?
<
J
—■—
—-
и
---
У
—у
к
/
/
\
20 Ьп 60
Емкость батареи
80Ма-
Фиг. 47. Характеристика 20-часового
заряда и разряда аккумуляторной батареи
(6 в, 84 а-ч при +27° С):
1 — плотность электролита при разряде;
2 — характеристика заряда; 3 —
характеристика разряда; 4 — плотность электролита
при заряде.
27° С). Номинальная емкость,
определенная по американскому методу
(20-часовой разряд), получается
примерно на 12°о большей, чем
номинальная емкость при 10-часовом
разряде.
Емкость определяется числом пластин в группе и их размерами. При
увеличении разрядного тока емкость уменьшается (фиг. 46). Кроме того, емкость
в очень большой степени зависит от температуры.
Отношение электрической энергии (в а-ч), отданной аккумулятором
при разряде, к энергии, сообщенной аккумулятору при заряде, представляет
собой коэффициент отдачи аккумулятора по ампер-часам. При нормальной
температуре (т. е. при температуре 20° С) коэффициент отдачи по ампер-
часам составляет 90—98%. Если при определении коэффициента отдачи
принимать во внимание также и напряжение разряда и заряда, то будет
получен коэффициент отдачи по ватт-часам, который составляет около 70%.
Емкости аккумуляторных батарей нормализованы. Для автомобилей
установлены следующие номинальные емкости, отнесенные к 10-часовому
разряду:
при б-вольтовой системе электрооборудования — 50; 62,5; 75 и 87,5 а-ч;
при 12-вольтовой системе электрооборудования — 50; 62,5; 75; 90;
122 и 162 а-ч.
Для мотоциклов соответственно при 6-вольтовой системе
электрооборудования установлены номинальные емкости 4; 7 и 14 а-ч.
При заряде аккумуляторной батареи постоянным током напряжение
на зажимах трехэлементной батареи изменяется примерно так, как это
показано на фиг. 47 для стартерной батареи емкостью 84 а-ч (при 20-часовом
разряде).
Заряд считается законченным, если при его продолжении напряжение
и плотность электролита практически перестают увеличиваться. Это
означает, что процесс химических превращений активной массы пластин в основ-
327,

ном закончен и что зарядный ток вызывает лишь разложение содержащейся
в электролите воды (вблизи пластин наблюдается интенсивное
газовыделение). При этом после 20-часового заряда при температуре 20° С напряжение
каждого элемента батареи составляет 2,7 в (8,1 в для 6-вольтовой батареи).
В случае роста зарядного тока.напряжение батареи к концу заряда
увеличивается.
Характеристика разряда при 20-часовом разряде также показана на
фиг. 47. Напряжение на зажимах аккумуляторной батареи зависит от
разрядного тока (при увеличении разряд-
иб уменьшается —
\
V
\
\
\
\
\
\
+20°
0°
-20°
ного тока напряжение
ив
2,0
1,5
0,5
200
U00
6001а
и5а-ч
Г
60^
200 а-ч
1-50
120
105
90
75
200
U00
600
800
1а
Фиг. 48. Характеристика разряда
полуразряженной аккумуляторной
батареи (6 в, 24 а-ч) при различной
температуре.
Фиг. 49. Напряжение на клеммах
аккумуляторных батарей различной емкости
при различном разрядном токе. Цифры
кривых указывают номинальную емкость
при 10-часовом разряде.
фиг. 48 и 49). Характер изменения напряжения при большом разрядном
токе имеет существенное .значение для оценки качества работы батареи
при пуске двигателя с помощью стартера. На
фиг. 49 изображена кривая изменения
напряжения в зависимости от разрядного тока для
аккумуляторных батарей различной емкости.
Температура оказывает большое влияние
как на напряжение аккумуляторной батареи
при разряде и заряде, так и на ее емкость.
Как следует из фиг. 50, напряжение,
необходимое для создания зарядного тока одной
и той же величины при батарее, заряженной на
50%, с понижением температуры ниже 0° С
резко возрастает. Между тем, вследствие нали-
-20-ю о +10 +20 +зо t °c чия на автомобиле чувствительных к измене-
Фиг. 50. Зависимость напряже- нию напряжения потребителей, напряжение
ния заряда t/L, напряжения раз- автомобильного генератора в зимнее время не
ряда UE и емкости С от тем- может быть повышено, поэтому при низкой
пературы аккумуляторной ба- температуре может оказаться, что батарея за-
тареи (84 а-ч, полуразряжен- ряжается недостаточно. Емкость и напряжение
ная^' разряда с понижением тепературы резко
снижаются (фиг. 48 и 50), что особенно нежелательно, так как требования,
предъявляемые к батарее, при этом повышаются (увеличение потребляемого
стартером тока, большая продолжительность пуска). Поэтому очень важно,
чтобы батарея оставалась по возможности теплой, несмотря на низкую
температуру воздуха. С повышением температуры сверх 20° С зарядный ток
от генератора с постоянным напряжением увеличивается. Вследствие этого
возникает опасность сильного перезаряда батареи в условиях тропического
климата. Положение может быть до некоторой степени исправлено путем
«чрезмерной компенсации» реле-регулятора.
328

Сосуд аккумуляторной батареи при низкой температуре становится:
чувствительным к толчкам и сотрясениям вследствие того, что материал,
из которого он сделан, делается хрупким. Электролит не вызывает разрыва
сосуда даже тогда, когда он густеет вследствие низкой температуры, что
происходит при —20° С, если батарея сильно разряжена, и при —50" С,
если батарея разряжена на 50%. Батарея не должна подвергаться
воздействию температуры свыше +60° С, так как это приводит к повреждению
пластин и сепараторов. Кроме того, при высокой температуре усиливается
саморазряд батареи.
При полностью заряженной батарее зарядный ток должен быть небольшим;
его сила не должна превышать 5% от номинальной емкости батареи (имеется
в виду емкость при 20-часовом разряде), так как в противном случае срок
службы батареи значительно сократится. Это происходит потому, что
выделяющийся при перезаряде йа положительных пластинах активный
кислород вредно действует на свинцовые решетки пластин, и они постепенна
разрушаются, в результате чего активная масса теряет опору и выпадает
из пластин.
Кроме того, систематический перезаряд вызывает вследствие
разложения воды понижение уровня электролита, в результате чего электролит
перестает покрывать верхнюю часть пластин, что, в свою очередь, приводит
к снижению емкости батареи, причем сухие части пластин становятся
хрупкими и трескаются.
При длительном пребывании батареи в разряженном состоянии
сернокислый свинец PbSO4 образует крупные кристаллы; эти кристаллы
покрывают пластины плотным слоем белого цвета. Для уничтожения сульфатации
необходима зарядка аккумуляторной батареи под повышенным
напряжением (для 6-вольтовой батареи 8—9 в)\ если производить зарядку под
повышенным напряжением не представляется возможным (например, на
автомобиле), то необходима более длительная зарядка аккумуляторной батареи.
Вследствие этого после того, как батарея несколько разрядилась, ее нельзя
длительное время оставлять без подзарядки, чтобы не дать затвердеть
образовавшимся кристаллам сернокислого свинца.
Саморазряд является следствием наличия в аккумуляторной батарее
местных выравнивающих токов (замыкающихся внутри самой батареи),
а также наличия токов утечки. Явление саморазряда заключается в том, что
вдолне исправная заряженная батарея при длительном хранении постепенно
разряжается даже в том случае, если ею совершенно не пользуются. При
этом саморазряд, как и всякий другой разряд, приводит к образованию
в аккумуляторной батарее кристаллов сернокислого свинца. Чтобы избежать
затвердения этих кристаллов, батарею необходимо периодически
подзаряжать даже тогда, когда ею не пользуются. Суточный саморазряд батареи
составляет примерно 1% от ее номинальной емкости. Вследствие этого
полностью заряженную аккумуляторную батарею нельзя оставлять без
подзарядки дольше чем в течение четырех недель.
Установка аккумуляторной батареи
При выборе места для установки батареи на автомобиле ел едует исходить
из обеспечения наиболее благоприятных условий для работы батареи и
повышения ее срока службы. Необходимо, чтобы батарея была по возможности
защищена от механических повреждений и сотрясений; в то же время к
батарее должен быть хороший доступ для проведения технического обслуживания.
Температура в месте установки батареи ни в коем случае не должна
превосходить +60° С; в холодное время года необходимо, чтобы батарея была
защищена от чрезмерного переохлаждения. Следует стремиться к установке
батареи вблизи стартера, так как это позволяет уменьшить длину провода
с большим поперечным сечением, соединяющего стартер с батареей, и снизить
тем самым стоимость этого провода. При установке батареи в закрытом
329

месте нужно предусмотреть устройство вентиляции, так как при
недостаточной вентиляции образующиеся при перезарядке батареи кислотные брызги
вредно действуют на окружающие металлические части. Как показал опыт,
наиболее рациональным решением является установка батареи под капотом
двигателя (фиг. 51). Однако при этом батарея должна быть защищена от
слишком сильного нагрева со стороны двигателя (в частности, со стороны
выпускного трубопровода). При установке батареи под сиденьем водителя
доступ к ней затруднен; кроме того, в этом случае батарея в зимнее время
переохлаждается сильнее, чем при установке под капотом.
Для крепления батареи на автомобиле в краях верхней части сосуда
делаются отверстия. Детали крепления должны быть расположены таким
образом, чтобы была исключена возможность короткого замыкания
вследствие их соприкосновения с находящимися под напряжением деталями
Фиг. 51. Размещение батареи под капотом двигателя.
батареи. Во многих случаях целесообразно закрывать верхнюю часть
батареи крышкой из изоляционного материала, чтобы избежать коротких
замыканий при случайном попадании на батарею каких-либо металлических
предметов (болтов, гаечных ключей и т. п.).
При толстых проводах важно, чтобы их вес не передавался на
полюсные штыри батареи, к которым они присоединены, с тем, чтобы раскачивание
проводов не вызывало расшатывания полюсных штырей в крышках
элементов батареи.
Мотоциклетные аккумуляторные батареи
В основном устройство мотоциклетных батарей (со свинцовыми
аккумуляторами) такое же, как и стартерных аккумуляторных батарей. Однако,
так как мотоциклетные батареи, как правило, не используются для пуска
двигателя, их пластины и токоведущие части (полюсные штыри, перемычки
между элементами) могут иметь меньшие размеры. При выборе места для
установки батареи на мотоцикле необходимо принимать во внимание особенно
тяжелые условия ее работы, связанные с колебаниями, толчками и
сотрясениями, что может значительно уменьшить срок службы батареи.
Вследствие этого необходимо стремиться к тому, чтобы батарея была установлена
вблизи центра тяжести мотоцикла, где амплитуда колебаний имеет
наименьшую величину. Как показал опыт, целесообразно со всех сторон окружать
батарею резиновыми прокладками. На фиг. 52 показано устройство
современной мотоциклетной аккумуляторной батареи номинальной емкостью
6 а-ч. Мотоциклетные батареи, как правило, выпускаются с крышками из
изоляционного материала, что позволяет избежать коротких замыканий и за-
330

грязнения поверхности крышек элементов; кроме того, крышки служат
также опорой для натяжных лент, при помощи которых осуществляется
крепление батареи на мотоцикле.
Щелочные аккумуляторные батареи
Помимо свинцовых аккумуляторных
батарей, на автомобилях используют также
щелочные аккумуляторные батареи, обладающие
качествами, которые в некоторых случаях делают
их использование более целесообразным.
Щелочные аккумуляторные батареи могут
быть как железо-никелевыми, так и кадмиево-
никелевыми. В железо-никелевой батарее
активной массой положительных пластин является
гидрат окиси никеля, а отрицательных
—железо. Электролитом служит раствор едкого
кали. В кадмиево-никелевой батарее активной
массой отрицательных пластин- вместо железа
является кадмий. Кадмиево-никелевая
аккумуляторная батарея обладает по сравнению с
железо-никелевой некоторыми преимуществами,
чем и объясняется ее более широкое
использование для систем электрооборудования
автомобилей.
Фиг. 52. Устройство
мотоциклетной аккумуляторной
батареи:
/ — сосуд; 2—мастика; 3—клемма;
4 — крышка батареи; 5 —
перемычка между элементами;
6—пробка; 7 — крышка элемента; 8 —
баретка; 9 — отрицательная пластина
(свинцово-серого цвета); 10 —
деревянный сепаратор; // —
облицовка сепаратора из
гофрированного эбонита с отверстиями;
12 — положительная пластина
(темно-коричневого цйета).
листовой стали. В заряженной
Кадмиево-никелевые аккумуляторные батареи в
зависимости от назначения могут иметь различное
устройство. Устройство элемента такой кадмиево-никелевой
батареи фирмы DEAC показано на фиг. 53. Активная масса,
спрессованная в небольшие брикетики, помещается в
отверстиях никелированного каркаса, изготовленного из
«батарее активная масса положительных пластин представляет собой гидрат окиси никеля
Ni(OH)3, а активная масса отрицательных пластин — размельченный металлический кадмий,
помещенный в отверстиях такого же каркаса. Электролитом служит раствор едкого кали
в дистиллированной воде. Отрицательные и положительные пластины отделены одна от другой
эбонитовыми сепараторами с большим количеством мелких отверстий (иногда сепараторы
выполнены не из эбонита, а из других подходящих по свойствам материалов). Кроме того,
■отрицательные пластины изолированы от сосуда аккумуляторной батареи специальными
V-образными скобами из изоляционного материала, надеваемыми на их края.
Положительные пластины, как правило, от сосуда не изолированы. Сосуд аккумуляторной батареи
выполнен из никелированной листовой стали; крышка сосуда также выполнена из этого материала
и приварена к сосуду. В крышке имеются отверстия для вывода наружу полюсных штырей
и заливное отверстие, закрываемое специальной пробкой.
При разряде гидрат окиси никеля Ni(OH)3, представляющий собой активную массу
положительных пластин, переходит в Ni(OH)2, а металлический кадмий, представляющий собой
.активную массу отрицательных пластин, переходит в гидрат окиси кадмия Cd(OH)2. При
заряде процесс протекает в обратном порядке. При этом электролит (раствор едкого кали)
является лишь переносчиком ионов, поэтому в процессе заряда и разряда его плотность
практически остается неизменной.
Напряжение на клеммах элемента (без нагрузки) составляет 1,3—1,4 в. Вследствие
того что щелочная аккумуляторная батарея'обладает по сравнению со свинцовой более
высоким внутренним сопротивлением, разность напряжений заряда и разряда получается для нее
•большей, чем для свинцовой. Признаком конца заряда можно считать повышение
напряжения до 1,5—1,7 в (при 5-часовом заряде); среднее напряжение при 5-часовом разряде
составляет около 1,2 в\ при большом разрядном токе напряжение значительно снижается (например,
при токе, в 10 раз превосходящем ток при 5-часовом разряде, напряжение снижается до 1,0 в,
причем емкость аккумуляторной батареи уменьшается на 85%). Коэффициент отдачи по ампер-
часам составляет примерно 71%.
Как емкость, так и напряжение щелочной аккумуляторной батареи зависят от
температуры электролита; с понижением температуры они уменьшаются. Температура не должна
повышаться выше 45°, так как в противном случае пластины повреждаются и емкость батареи
уменьшается (процесс становится необратимым).
Главным преимуществом щелочной аккумуляторной батареи по
сравнению со свинцовой является более высокая механическая прочность,
выражающаяся в малой чувствительности к толчкам и сотрясениям, что объясняется
331

наличием стального сосуда и невозможностью выпадения активной массы.
Кроме того, электрическая прочность кадмиево-никелевой батареи также
значительно выше, чем свинцовой, так как в последней короткие замыкания
могут вызвать коробление пластин и выпадение активной массы, в то время
как ток короткого замыкания в щелочных аккумуляторных батареях
вследствие их большого внутреннего сопротивления не может достигнуть особенна
большой величины. При длительном
хранении в щелочных аккумуляторных батареях
не наблюдается никаких вредных
химических превращений, в то время как в
свинцовых батареях в этом случае происходит
сульфатация пластин; вследствие этого
щелочные аккумуляторные батареи могут 6es
вреда оставаться в разряженном состоянии.
Саморазряд у щелочных батарей также
меньше, чем у кислотных, поэтому
щелочные батареи не теряют свой заряд в течение
длительного времени.
Недостатком щелочных батарей по
сравнению со свинцовыми является значительна
более высокая стоимость их пластин и более
низкое номинальное напряжение элементов,
составляющие всего 1,25 в, что заставляет
увеличивать число элементов в батарее и тем
самым повышает стоимость последней. Для
получения достаточной емкости при
значительном разрядном токе (пуск двигателя
стартером) щелочная батарея должна иметь
большую номинальную емкость (т. е. емкость
при длительном разряде малым током), чем
Фиг. 53. Устройство элемента ще- свинцовая аккумуляторная батарея.
Большее число элементов и высокая
номинальная емкость, необходимая для обеспечения
пуска двигателя стартером, приводят к тому,,
что при одинаковой емкости при
значительном разрядном токе (работа стартера)
щелочная аккумуляторная батарея стоит дороже
и получается более тяжелой (в 1,7—2 раза),
чем свинцовая батарея. Недостатком
щелочных аккумуляторных батарей является также большая разность между
напряжениями заряда и разряда. Для выравнивания этих напряжений
в большинстве случаев приходится принимать специальные меры с тем,
чтобы предотвратить работу ламп под повышенным напряжением при
зарядке батареи (например, перед лампами накаливания включают
добавочные сопротивления). Обычно при 12-вольтовой системе
электрооборудования щелочная аккумуляторная батарея состоит из девяти элементов,
а при 24-вольтовой — из девятнадцати (в некоторых случаях из 18 или 20„
что зависит от условий эксплуатации и параметров реле-регулятора).
Для питания приборов освещения железнодорожного подвижного состава т
автобусов и судов во многих случаях предпочитают вместо свинцовых
использовать щелочные батареи. Это объясняется тем, что в упомянутых случаях
большой вес не имеет особого значения, а главными требованиями являются
продолжительный срок службы, а также механическая и электрическая
прочность. В этом отношении щелочные аккумуляторные батареи могут
быть рекомендованы к использованию на машинах, не имеющих стартера
(например, на тракторах), в тех случаях, когда не приходится рассчитывать
на хорошее техническое обслуживание и когда по условиям эксплуатации
требуются аккумуляторные батареи высокой механической прочности.
332
лочной аккумуляторной батареи:
/ — сепаратор; 2 — положительная
пластина; 3—сосуд батареи; 4 —
плюсовой полюсный штырь; 5 —
уплотнение полюсного штыря; 6 — пробка;
7 — минусовый полюсный штырь;
8 ■— шайба; 9 — полюсный
наконечник; 10 — гнездо для подвески;
// — отрицательная пластина; 12 —
изоляционная скоба.

ОСВЕЩЕНИЕ
Фары
Для освещения дороги при ночной езде автомобили оснащаются фарами.
В интересах собственной безопасности автомобилистов и безопасности всех
других людей, пользующихся дорогой, фары должны отвечать определенным
требованиям. Кроме того, фары должны обеспечивать достаточно хорошее
освещение для того, чтобы в ночное время можно было ездить с высокой
скоростью и преодолевать большие расстояния без существенного увеличения
утомляемости водителя по сравнению с ездой в дневное время. При
интенсивности и высоких скоростях современного автомобильного движения
вопросы, связанные с устройством освещения, приобретают особенно
большое значение. Кроме главных фар, которыми должны быть оснащены все
машины, движущиеся со скоростью более 8 км/час, для освещения дороги
могут быть использованы вспомогательные фары.
Устройство главных фар
Требования, предъявляемые к фарам. Для хорошего освещения дороги
на достаточное расстояние, а также освещения препятствий, дорожных
знаков и т. п., дальность света фар должна быть большой. В то же время
для освещения всей ширины дороги вместе с ее обочинами необходимо
некоторое рассеяние световых лучей фарами в стороны, а для того, чтобы
водитель мог представить общую обстановку на дороге впереди себя, фары
должны также (в меньшей степени) рассеивать лучи вверх и вниз. При этом
следует по возможности избегать резких контрастов освещенности, так как
при длительной езде это вызывает утомление глаз водителя. В то же время
лампы дальнего света не должны быть чрезмерно мощными с тем, чтобы
не ослеплять водителей встречных автомобилей на слишком большом
расстоянии и по возможности сократить расстояние, которое приходится
проезжать с ближним светом фар. При приближении встречных автомобилей
и при движении по освещенным улицам и дорогам фары должны быть
переключены на ближний свет; при этом необходимо, чтобы ближний свет
обеспечивал возможно более хорошее освещение дороги и не ослеплял водителей
встречных автомобилей. При выборе места для установки фар на автомобиле
и способа их крепления нужно учитывать, что фары на автомобиле
подвержены сильным сотрясениям и колебаниям и что, кроме того, фары в самой
большой степени подвержены воздействию пыли, влаги и механическим
повреждениям.
Ниже приведены основные положения по устройству освещения на автомобиле.
На автомобиле не должно быть установлено никаких приборов освещения, кроме тех,
которые допускаются и предписываются правилами уличного движения. Приборы
освещения должны соответствовать предъявляемым к ним требованиями постоянно содержаться
в полной исправности.
Осветительные приборы, объединенные в одной общей установке, не должны мешать
один другому.
Парные фары и задние фонари должны находиться на одинаковом расстоянии от
середины колеи и, за исключением задних фонарей мотоциклов с колясками, на одной и той же
высоте по отношению к поверхности дороги; кроме того, они должны одновременно включаться
и выключаться (за исключением указателей поворота и ламп стояночного освещения).
Все приборы освещения, освещающие дорогу впереди автомобиля (за исключением ламп
стояночного освещения), должны быть подключены таким образом, чтобы их можно было
включать лишь совместно с задними фонарями и лампой для освещения номерного знака.
Все автомобили, в том числе трехколесные, должны быть оснащены двумя фарами,
дающими свет одинакового цвета (белый или светло-желтый) и одинаковой силы (мотоциклы должны
иметь лишь одну фару). Транспортные машины, скорость которых не превышает 8 км/час,
могут иметь две лампы без рефлекторов, а транспортные машины, движущиеся с максимальной
скоростью до 30 км/час, могут иметь фары с лампами лишь ближнего света. Освещение
одноосных тягачей и прочих специальных машин должно быть устроено в соответствии с особыми
указаниями.
Расстояние от нижнего края рефлектора фары до поверхности дороги не должно быть
более 1 м (для тягачей и машин, работающих в сельском хозяйстве и лесной промышленности,
333

не более 1,2 м). Должна быть предусмотрена возможность регулировки направления
светового пучка фары; в то же время крепление фары должно исключать возможность
самопроизвольного изменения ее положения.
Мощность ламп дальнего света в фарах или ламп прожекторов-искателей при
номинальном напряжении в сети не должна превышать 35 вт. Необходимое рассеяние СЕета
должно обеспечиваться соответствующим устройством рефлектора или при помощи
переднего стекла фары.
Автомобили и другие транспортные машины, имеющие максимальную скорость свыше
30 км/час, должны иметь фары, освещающие при включении дальнего света'дорогу таким
образом, чтобы освещенность в точке, лежащей на продолжении продольной оси автомобиля на
растоянии 100 м перед ним и на высоте центров
фар, была не менее:
а) 0,25 лк для мотоциклов с рабочим объемом
двигателя до 100 см3;
б) 0,5 лк для мотоциклов с рабочим объемом
двигателя свыше 100 см3;
в) 1,00 лк для автомобилей.
Для фар автомобилей с максимальной
скоростью менее 30 км/час достаточно создавать
освещенность, указанную в п. «в», на расстоянии не 100г
а 25 м перед автомобилем, т. е. фары таких
автомобилей могут иметь лампы лишь с ближним светом.
При включении дальнего света на щитке
приборов в поле зрения водителя должна загораться
синяя контрольная лампочка. В мотоциклах и
тягачах с открытым сиденьем водителя указателем
включения дальнего света может являться
положение рычажка переключателя.
С места водителя должна быть обеспечена
возможность одновременного и равномерного
устранения слепящего действия фар путем переключения
дальнего света на ближний. Освещенность,
создаваемая ближним светом каждой отдельной фары,
в точке, лежащей на продолжении продольной оси
автомобиля на расстоянии 25 м перед ним на
высоте центров фар и выше этой точки, не должна
превосходить 1,0 лк. Освещенность на высоте 15 см
от дорожного покрытия при включении ближнего
света должна быть по крайней мере не меньше
значений, приведенных в пп. «а» и «в» для
дальнего света.
Измерять создаваемую фарами освещенность
надо при неработающем двигателе, полностью
заряженной аккумуляторной батарее и полностью
нагруженном автомобиле; в тех случаях, когда при
нагружении автомобиля происходит опускание
светового конуса, освещенность надо определять на ненагруженном автомобиле. При езде
днем в густом тумане или при снегопаде необходимо включать ближний свет фар.
Устройство и работа. По способу установки на автомобиле различают
фары, устанавливаемые снаружи, и фары, устанавливаемые в крыльях
и кузове.
Оптическая часть фар обоих видов имеет одно и то же устройство. Их
основными частями являются рефлектор, лампы и рассеиватель (фиг. 54).
Лампы, как правило, вставлены во фланцевый патрон, который, в свою
очередь, установлен в отверстие в центре рефлектора. Переднее стекло
фары и металлический рефлектор прижаты пружинами к ободку, вследствие
чего они оказываются скрепленными одно с другим. Между стеклом и
рефлектором сделано уплотнение для предотвращения попадания пыли и влаги на
поверхность рефлектора. Ободок с прикрепленными к нему стеклом и
рефлектором прикреплен к корпусу фары при помощи винта. При наружно
устанавливаемой фаре ее корпус используется для размещения и крепления
оптических приборов. Утопленную фару (см. фиг. 64) часто выполняют
без корпуса (ободок со стеклом и рефлектором крепится к краям
кольцевого отверстия в крыле или к краям полости, образованной крылом).
Форма корпуса фары соответствует форме рефлектора. Корпус фары
штампуется из листовой стали или листовой латуни и прикрепляется к
автомобилю при помощи кронштейна (иногда с шаровым шарниром). Мото-
334
Фиг. 54. [Устройство наружно
устанавливаемой фары:
1 — ножка фары; 2 — лампа стояночного
света; 3 — патрон; 4—двухнитевая лампа
F.ilux; 5 — рефлектор; 6 — корпус;
7 — ободок; 8 — переднее стекло
(рассеиватель); 9 — винт крепления.

циклетные фары обычно прикреплены к передней вилке специальными:
болтами, ввинчиваемыми по обеим сторонам корпуса фары.
Назначение рефлектора — перехватить возможно большую часть
светового потока лампы и отразить его в виде сконцентрированного узкого
пучка на подлежащую освещению дорогу. В большинстве случаев
рефлекторы автомобильных фар имеют параболическую форму; в этом случае при
расположении источника света в фокусе все лучи после отражения от
рефлектора идут почти параллельным пучком (фиг. 55, а). В случае, если
источник света находится не в фокусе (например, при неправильно
установленных или неправильно сконструированных лампах, а также при
неудовлетворительном креплении ламп в рефлекторах), световой пучок приобретает
одну из форм, показанных на фиг. 55, б — д. Лучи в этом случае уже не
идут параллельно, а рассеиваются, вследствие чего дальность действия фар
Фиг. 55. Световые пучки, создаваемые параболическим рефлектором, при
различном положении источника света (нити лампы) относительно фокуса:
а — нить в фокусе; б — нить над фокусом; i— нить под фокусом; г — нить на
оптической оси между фокусом и рефлектором; д—нить на оптической оси впереди фокуса.
снижается. Так как в действительности нить лампы является не точкой,
а имеет некоторые размеры, то даже и при точной установке лампы
происходит некоторое рассеяние светового пучка.
Помимо параболических рефлекторов, в некоторых случаях используют также
эллиптические рефлекторы, которые обеспечивают больший угол охвата, вследствие чего на
рефлектор попадает большая часть светового потока лампы.
Важным параметром фары, влияющим на ее световую отдачу, является
коэффициент отражения рефлектора, т. е. отношение отраженного светового
потока к общему световому потоку. Как следует из приводимых ниже
данных, наиболее высоким коэффициентом отражения обладает рефлектор
с серебряным покрытием, нанесенным гальваническим способом:
Серебро при механическом полировании 0,93
Алюминий при механическом полировании 0,65—0,70
„ „ испарении в вакууме 0,89
Цинк „ механическом полировании 0,70—0,75
Хром „ „ „ 0,60—0,70
Коэффициент отражения рефлекторов с серебряным покрытием в
случае, если их поверхность не защищена от соприкосновения с атмосферой,
с течением времени понижается (особенно вредно действуют на такие
рефлекторы содержащиеся в атмосфере соединения серы). Кроме того,
рефлектор с нанесенным на него гальваническим способом серебряным покрытием
нуждается в тщательном механическом полировании и должен быть
обязательно выполнен из латуни.
Все более широкое распространение получают рефлекторы с
алюминиевым покрытием, нанесенным путем испарения алюминия в вакууме. В этом
случае рефлектор может быть изготовлен из листовой стали; после полиро-
ззя

вания на его внутреннюю поверхность наносят слой специального лака,
в результате чего эта поверхность получается весьма гладкой. На слой
лака путем испарения в вакууме наносят очень тонкий слой алюминия,
который и создает отражательную способность. Коэффициент отражения
рефлектора с алюминиевым покрытием всего лишь на 4% ниже коэффициента
отражения нового рефлектора с серебряным покрытием, нанесенным
гальваническим путем. Так как коэффициент отражения рефлектора с
алюминиевым покрытием с течением времени практически не понижается, то в
процессе эксплуатации разница в коэффициентах отражения сглаживается.
Преимуществом рефлекторов с алюминиевым покрытием, нанесенным
путем испарения в вакууме, является то, что они могут быть выполнены
из стали, вследствие чего они более дещевы и более стойки в отношении
механической деформации, чем латунные рефлекторы с серебряным
покрытием, нанесенным гальваническим способом. Кроме того, первые рефлекторы
обусловливают меньшее рассеяние света, чем вторые, так как внутренняя
поверхность стальных рефлекторов при нанесении на нее слоя лака
получается более гладкой.
Однако тонкий слой алюминия, нанесенный путем испарения в вакууме,
чувствителен к механическим воздействиям и к попаданию на него влаги.
Этот недостаток может быть устранен путем нанесения на слой алюминия
тонкого защитного слоя кварца или окиси кремния.
Сила света фары в направлении продольной оси автомобиля возрастает
пропорционально квадрату диаметра рефлектора, вследствие чего большой
диаметр позволяет увеличить дальность освещения. Обычно диаметр
рефлектора составляет 130—240 мм. Рефлектор должен иметь оптимальную
глубину.
Плоский рефлектор создает хорошо оформленный световой пучок, однако
он перехватывает и отражает очень небольшую часть светового потока;
при слишком глубоком рефлекторе получается большое рассеяние света,
и, кроме того, на его изготовление требуется слишком много материала.
К лампам предъявляются следующие основные требования:
1) большая световая отдача при малых размерах нити;
2) достаточный срок службы при работе в условиях значительных
сотрясений;
3) точность установки нити в фокусе рефлектора.
Мощность ламп при номинальном напряжении в сети освещения должна
составлять 35 вт. Величина световой отдачи ограничивается малыми
размерами ламп и необходимостью обеспечения их достаточным сроком службы.
Сила света и срок службы, как это видно из приведенных ниже данных,
зависят от напряжения, при котором работают лампы:
Напряжение в % к номинальному . . . 85 90 95 100 105 ПО 120
Сила света в % 53 67 83 100 120 145 200
Срок службы в % 1000 440 210 100 50 28 6
Уже незначительное понижение напряжения, которое может произойти»
например, вследствие падения напряжения в длинных и тонких проводах,
повышенных переходных сопротивлений в контактах и т. п., приводит
к значительному уменьшению силы света. В то же время даже при
незначительном повышении напряжения по сравнению с расчетным, например,
вследствие неправильной регулировки реле-регулятора, значительно
сокращается срок службы ламп. Нити ламп изготовляют из вольфрамовой
проволоки, которая может быть навита в виде одинарной или двойной спирали.
Нить заключена в стеклянную колбу, наполненную инертным газом; колба
вмазана в металлический цоколь. Для крепления лампы в рефлекторе и ее
точной фиксации на цоколе ламп имеются два штифта; эти штифты
определенным образом расположены по отношению к нити лампы и от них зависит
точность установки нити в фокусе рефлектора. В настоящее время стремятся
к унификации цоколей ламп, выпускаемых в различных странах.
336

Лампа вставлена в стальной штампованный патрон, имеющий вырезы,
в которые входят штифты цоколя; патрон вставлен в отверстие в центре
рефлектора. Патрон удерживается в рефлекторе силой давления
расположенных в корпусе контактных пружин или при помощи специальных
пружин-держателей. В большинстве случаев в рефлекторе фары, помимо лампы
главного света, установлена еще небольшая лампа стояночного освещения.
В США была разработана конструкция лампы-фары, в которой нить
находится не в особой колбе, а непосредственно укреплена на ножках,
впаянных в рефлектор. Рефлектор и рассеиватель лампы выполнены из
закаленного стекла; они наглухо спаиваются, образуя герметизированный
баллон. Отражающий слой наносится на внутреннюю поверхность
параболического стеклянного рефлектора методом испарения. Особыми
преимуществами такой конструкции являются точная и стабильная установка
нити в фокусе рефлектора и полная защита рефлектора и стекол от загряз-
Фиг. 56. Рассеиватель фары и поперечный разрез светового пучка дальнего
света, создаваемого фарой с рассеивателем.
нения, а также атмосферных и химических воздействий. В случае
перегорания нити или повреждения рассеивателя приходится выбрасывать всю
оптическую часть фары. В другом исполнении рефлектор лампы-фары
выполняется из металла с нанесенным на него методом испарения отражающим
слоем. Рассеиватель соединен с рефлектором путем загиба кромок
последнего; при этом достигается необходимая герметичность. Лампа впаяна в
отверстие рефлектора.
Рассеиватель служит для рассеивания отражаемых рефлектором лучей
с тем, чтобы обеспечить достаточное освещение обочин дороги, а также всего
пространства впереди автомобиля. В большинстве случаев в качестве
рассеивателя (фиг. 56) используется рифленое переднее стекло фары,
представляющее собой набор линз и призм.
Такой рассеиватель, наряду с достаточно ярким световым пятном вдали
на дороге, обеспечивает также достаточное освещение обочин дороги и
некоторое рассеивание света вниз для освещения пространства перед
автомобилем.
Для объективной оценки освещенности в различных точках используют
фотометры; при их помощи наносят кривые одинаковой освещенности,
получающиеся при соединении между собой точек с одинаковой
освещенностью (фиг. 57).
Вместо рассеивателя в виде рифленого переднего стекла в небольших
фарах (например, в фарах легких мотоциклов) часто используют рифленый
рефлектор с гладким передним стеклом; некоторое рассеяние света
получают также при использовании матовых или рифленых ламп с гладким
передним стеклом. Однако результаты, получаемые при использовании
такого рода рассеивателей, хуже, чем при использовании специальных
рифленых передних стекол, вследствие чего для быстроходных
автомобилей первые не используют.
22 Бюссиен 644 337

Эллиптические рефлекторы обладают тем свойством, что лучи источника
света, помещенные в одном из фокусов, после отражения собираются во
втором фокусе, находящемся вне рефлектора (фиг. 58). Вследствие этого
Фиг. 57. Поперечный разрез светового пучка дальнего света,
создаваемого фарой со светящейся поверхностью диаметром 200 мм.
Измерения производились на расстоянии 25 м. Штриховыми
линиями отмечены пределы полезного угла рассеивания.
для получения приблизительно параллельного пучка выходящих лучей
в качестве рассеивателя применяют переднее стекло с особым рифлением
в виде кольцевых линз, что ведет к
повышению потерь светового потока.
Несмотря на то, что при одном и том
же диаметре эллиптический рефлектор
обеспечивает благодаря своей
значительной глубине больший угол охвата
по сравнению с параболическим, общая
величина светового потока не
получается большей из-за повышенных
потерь в рассеивателе с кольцевыми
линзами; кроме того, недостатком эллиптического рефлектора еще является
то, что для его изготовления требуется больше материала.
Фиг. 58. Направление лучей при
эллиптическом рефлекторе.
Способы устранения слепящего действия автомобильных фар
При приближении встречного автомобиля слепящее действие дальнего
света фар должно быть устранено. Имеется ряд способов устранения
слепящего действия фар. В большинстве стран имеются специальные правила,
регламентирующие порядок переключения света. Ниже приводится
описание важнейших систем, обеспечивающих устранение слепящего действия
фар при разъездах со встречными автомобилями.
Двухнитевые лампы с металлическим экраном (фиг. 59, а) используются
исключительно на европейском континенте. Одна нить лампы предназначена
для дальнего, другая — для ближнего света; лампы могут быть
переключены с одной нити на другую. Нить дальнего света расположена
определенным образом по отношению к штифтам цоколя, а положение цоколя в патроне
также зафиксировано, поэтому данная нить находится в фокусе рефлектора.
Лучи нити дальнего света после отражения от рефлектора идут в виде
приблизительно параллельного пучка (фиг. 59, б).
338

Нить ближнего света расположена на несколько миллиметров впереди
фокуса рефлектора и, кроме того, примерно на 1 мм выще его оптической
оси, вследствие чего излучаемые этой нитью лучи после отражения от
рефлектора идут расходящимся пучком (фиг. 59, в). Чтобы лучи, падающие на
нижнюю половину рефлектора, не отражались бы им вверх и не оказывали бы
сильное слепящее действие, под нитью ближнего света устанавливают
металлический экран в виде никелированной стальной пластинки; этот экран
Фиг. 59. Двухнитевая лампа с металлическим экраном:
I _ контакты; 2 — экран; 3 — нить ближнего CBeia; 4 — пить дальнего света.
задерживает все лучи, испускаемые нитью ближнего света и направленные
вниз. Экран спереди имеет загнутый край, который закрывает нить таким
образом, чтобы в глаза встречного не могли попасть также и прямые лучи,
Фиг. 60. Освещение развилки дорог фарами с лампами Bilux:
а — при включении дальнего света; б — при включении ближнего света.
испускаемые нитью. Вследствие этого при включении ближнего света
световой пучок исходит лишь из верхней половины рефлектора, поэтому при
соответствующем его наклоне вниз ближний свет фары не оказывает
слепящего действия. Освещение, получаемое при дальнем и ближнем свете фар,
снабженных двухнитевыми лампами Bilux, показано на фиг. 60.
Двухнитевые лампы без металлического экрана для ламп-фар
американского типа (фиг. 61, а) имеют в США самое широкое распространение. Нить
дальнего света в этих лампах также расположена в фокусе параболического
рефлектора. Нить ближнего света в отличие от двухнитевых ламп
расположена не впереди нити дальнего света; а над ней и над оптической осью
рефлектора. Одновременно нить ближнего света несколько смещается в сторону
по отношению к оптической оси. Металлический экран отсутствует. Лучи,
падающие от ближнего света на внутреннюю часть рефлектора, отразившись
от последнего, идут книзу (фиг, 61, б); лучи, падающие на рефлектор в месте
пересечения его поверхности с фокальной плоскостью, идут параллельно
оптической оси, а лучи, падающие на внешнюю часть рефлектора, после
отражения идут вверх. Для уменьшения количества лучей, идущих вверх,
22* 339

используются рефлекторы с малой глубиной. Уменьшение световой отдачи
при этом компенсируют путем повышения хмощности нити дальнего света
до 45 вт\ для нити ближнего света достаточной является мощность 35 вт,
так как из-за отсутствия металлического экрана потери светового потока
уменьшаются. Вследствие некоторого смещения нити ближнего света в
сторону от оптической оси рефлектора световой пучок несколько отклоняется
в сторону. В результате этого сторона дороги, соответствующая
направлению движения автомобиля, освещается сильнее, чем сторона, по которой
происходит встречное движение, что и приводит к ослаблению слепящего
действия. Однако часть лучей при ближнем свете, идущая горизонтально
и вверх, все же приводит к тому, что общее слепящее действие получается
несколько большим, чем,при лампах Bilux. Вследствие этого необходим
небольшой наклон оптической оси фары вниз, что связано с некоторым
уменьшением дальности освещения.
а) 6)
Фиг. 61. Двухнитевая лампа для лампы-фары американского типа.
В Англии намечается тенденция к переходу на описанный выше
американский способ устранения слепящего действия фар. До сих пор слепящее
действие устранялось тем, что правая фара при встречах выключалась
(в Англии принято левостороннее движение), а свет левой фары отклонялся
влево и вниз. Это достигалось при помощи электромагнита, который
поворачивал рефлектор в корпусе фары вокруг наклонной оси.
Фары ближнего света
На автомобилях и других транспортных машинах с максимальной
скоростью движения не более 30 км/час допускается установка фар, имеющих
лишь лампу ближнего света. Такие фары имеют лампу с одной нитью,
причем нить расположена поперек оптической оси. Рассеиватель устроен таким
образом, что он задерживает лучи, направленные вверх, и в то же время
обеспечивает хорошее рассеяние света вниз и в стороны. Оптическая ось
фары несколько наклонена вниз с тем, чтобы не были превышены нормы
освещенности.
Поляризованный свет
Всем способам устранения слепящего действия автомобильных фар
свойственны недостатки: с их помощью не устраняется полностью слепящее
действие и дальность освещения при включении ближнего света является
недостаточной. Эти недостатки осложняют автомобильное движение в
ночное врем# и делают его до некоторой степени опасным.
Для увеличения скоростей движения необходимо улучшение обзорности,
в том числе увеличения дальности освещения при включении ближнего
света. Последнее, однако, приводит к усилению ослепления водителей
встречных автомобилей, из-за чего дальность освещения при ближнем свете
приходится ограничивать. Способом, которым практически полностью
устраняется слепящее действие фар, является использование для освещения
340

дороги поляризованного света; однако на пути к широкому внедрению этого
способа еще имеются различные трудности.
Свет представляет собой поперечные электромагнитные волны. Мгновенная высота этих
волн определяется напряженностью переменного электромагнитного поля. Представим высоту
этих волн в виде вектора (стрелки), называемого световым вектором. Вектор направлен
перпендикулярно направлению распространения светового луча. При естественном свете
в световом пучке представлены все возможные направления светового вектора (рис. 62, а).
В линейно-поляризованном свете, напротив, все световые векторы поля совершают
колебания лишь в одном направлении. Поляризованный свет получают из естественного при
помощи поляризатора; поляризатором может, например, служить фильтр из материала,
обладающего дихроизмом; такой материал пропускает свет лишь с определенным
направлением колебаний (это направление показано на фиг. 62 направлением штриховки); свет с
колебаниями всех прочих направлений фильтром задерживается.
Поляризация света происходит также при его отражении от стеклянных пластин и при
прохождении света через кристаллы с двойным лучепреломлением. Для использования на
Фиг. 62. Схема получения линейно-поляризованного света:
/ — естественный свет; 2 — световые векторы; 3—поляризационный фильтр (поляризатор);
4 — поляризационный фильтр (анализатор); 5 — темнота; 6 — линейно-поляризованный
свет; 7 — пластинка в У4 длины волны; 8 — путь конца светового вектора; 9 — право-
поляризованный свет.
автомобиле наиболее подходящими являются дихроизматические фильтры, представляющие
собой поляризаторы с большой поверхностью. Свет почти полностью задерживается при
помощи второго поляризационного фильтра (анализатора), установленного таким образом,
что он пропускает лишь свет с направлением колебаний, перпендикулярным к направлению,
пропускаемому первым фильтром (поляризатором). Чтобы водитель не ослеплялся светом
встречных автомобилей, фары которых вследствие наличия в них поляризатора излучают
линейно-поляризованный свет, перед его глазами должен быть установлен анализатор.
Анализатором может служить ветровое стекло автомобиля или специальные очки. Угол,
составляемый направлением колебаний пропускаемого поляризаторами света с горизонталью,
составляет по стандарту, принятому в 1936 г., 45°.
Применение линейно-поляризованного света имеет тот недостаток, что уже
незначительный поворот фильтра приводит к появлению ощутимого ослепления. Такой поворот
фильтра может быть, например, при его неправильной установке или плохом креплении
в фаре, а также при движении в гористой местности и при наклоне мотоциклов во время
прохождения ими поворотов. Вследствие этих недостатков линейно-поляризованного света
стали искать возможность использования света, поляризованного по кругу (фиг. 62, б).
Чтобы понять, каким образом из линейно-поляризованного света возникает свет,
поляризованный по кругу, разложим линейно-поляризоЕанный свет на две перпендикулярные
одна к другой составляющие одной фазы. Пластина, соответствующим образом выполненная
из материала с двойным лучепреломлением, обладает способностью пропускать обе
составляющие линейно-поляризованного света с разными скоростями. Величина возникающего
при этом взаимного сдвига фаз обеих составляющих при их выходе из пластины зависит,
наряду с прочими факторами, от толщины пластины. В случае, если взаимный сдвиг фаз
составит 90°, т. е. окажется равным 1/4: длины волны (такой сдвиг может быть получен при
помощи пластинки в V4 длины волны), то обе составляющие, если они равны по своей
величине (что достигается соответствующей установкой пластины), образуют качающийся
вектор, конец которого описывает окружность, или, если принять во внимание
распространение света вдоль продольной оси, винтовую линию. Вследствие этого возникающие
электромагнитные волны называются волнами света, поляризованного по кругу. В зависимости
от положения пластинки в V4 длины волны получают свет левого или правого круга
поляризации (левого или правого винта). Для задержки света левого круга поляризации служит
анализатор, который, пропуская право-поляризованный свет, в то же время поглощает лево-
поляризованный свет (фиг. 62, б). Благодаря этому поворот поляризатора относительно
анализатора не приводит к возникновению слепящего действия.
341

На пути к практическому внедрению поляризованного света для
освещения дороги при движении автомобиля еще имеются значительные
трудности. Эти трудности связаны с задачей создания экономически
оправданных конструкций приборов освещения, обеспечивающих такую же
дальность освещения дороги и такое же боковое рассеяние, как и при
использовании естественного света. Нужный эффект может быть достигнут лишь
в том случае, если переход на поляризованный свет будет одновременно
осуществлен на всех автомобилях. Более значительные потери света в
имеющихся поляризаторах и анализаторах обусловливают при одном и том же
значении освещенности существенное увеличение мощности генератора.
Если для снижения стоимости использовать в качестве анализатора не
ветровое стекло автомобиля, а стекла защитных очков водителя, то в материале
обыкновенного ветрового стекла не должно быть никаких внутренних
напряжений, так как последние оказывают на свет деполяризующее действие,
что приводило бы к ослеплению водителя. То же самое относится и к рассеи-
вателю фары, который необходим для получения желаемого
распределения светового потока. При езде в городских условиях нужно предотвратить
ослепление всех, кто находится на улице, так как вследствие большого числа
пешеходов не приходится рассчитывать, что все они станут носить
защитные очки со стеклами-анализаторами. Ближний свет должен обеспечиваться
или специальной фарой, или комбинированной главной фарой.
Расположение фар на автомобиле
Высота расположения фар над дорогой в автомобилях обычной
конструкции не должна'превосходить 1 м (для тягачей 1,2 м), считая от нижнего края
Фиг. 63. Влияние высоты расположения фар на дальность освещения
при ближнем свете (диаметр фар 200 мм).
рефлектора. Для дальности освещения дороги, в особенности при включении
ближнего света, более выгодным является высокое расположение фар.
На фиг. 63 показано влияние высоты расположения фар на дальность
освещения дороги при включении ближнего света. При отсутствии специальных
габаритных фонарей расстояние фары от края крыла (или края кузова)
не должно быть больше, чем 400 мм.
Крепление фар должно быть осуществлено таким образом, чтобы в
результате толчков или тряски фары не могли самостоятельно смещаться. Кроме
того, необходимо обеспечение легкости и удобства регулировки фар. Для
увеличения срока службы нитей возникающие в них в результате
сотрясений и колебаний напряжения должны быть минимальными.
Наружно устанавливаемые фары чаще всего крепят к крыльям при
помощи специальной ножки (см. фиг. 54); с помощью имеющегося в этой ножке
щарового шарнира, который может быть неподвижно закреплен путем затя-
342

гивания резьбовых соединений, можно осуществлять регулировку фары.
В крепление фар грузовых автомобилей, подверженных сильной тряске,
вводят упругий элемент (резиновые прокладки).
Все большее распространение получают фары, утопленные в крыльях
и кузове автомобиля и не имеющие собственного корпуса. Фара укреплена
в крыле или кузове при помощи установочного ободка особой конструкции
(фиг. 64). Рефлектор и рассеиватель прижаты пружинами к ободку
крепления и образуют одно целое. Ободок крепления
прижат к сферической внутренней
поверхности установочного ободка тремя
регулировочными винтами. Регулировка фары
осуществляется путем вращения регулировочных
винтов; при этом ободок крепления смещается
относительно установочного ободка. Снаружи
винты крепления и регулировочные винты
закрыты облицовочным ободком.
Вспомогательные фары
Для лучшего освещения дороги на
поворотах, обочин дороги и прилегающей местности,
а также для езды в условиях тумана (когда
лучи не должны отражаться от капелек
тумана на высоте глаз водителя), используют ши-
рокоизлучатели или противотуманные фары.
Для движения в тумане или при снегопаде могут
быть использованы одна или две противотуманные фары;
днем одновременно может быть включен ближний свет
фар; в ночное время обязательно одновременное
включение ближнего света фар или габаритных фонарей.
Противотуманные фары должны быть расположены не выше
главных фар. А\ощность лампы противотуманной фары не
должна превышать 35 вт, а освещенность, создаваемая
каждой вспомогательной фарой на расстоянии 25 м
в перпендикулярной к дороге плоскости на высоте центра
излучающей свет поверхности и выше, не должна
превышать 1 лк.
Путем соответствующего устройства
оптической части широкоизлучатели и
противотуманные фары создают широкую, направленную
вниз световую полосу, причем рассеяния света
вверх не происходит. Непосредственное
распространение вперед испускаемых лампой
лучей предотвращается защитным козырьком,
который в большинстве случаев выполняется в виде вспомогательного
рефлектора, отбрасывающего направленные вперед лучи на главный
рефлектор. На фиг. 65 показана фара-щирокоизлучатель, световой поток
которой при густом тумане может быть дополнительно наклонен вниз путем
поворота патрона в рефлекторе, что осуществляется при помощи
электромагнита. Распределение светового потока подобным широкоизлучателем
показано на фиг. 66.
Для крепления широкоизлучателя на автомобиле чаще всего используют
особые регулируемые зажимы, располагаемые на кронштейне буфера или
на соответствующих частях кузова. В настоящее время, кроме того, широко
используют щирокоизлучатели, утопленные, подобно главным фарам, в
кузове или крыльях.
Как главные, так и вспомогательные фары должны давать белый или
светло-желтый свет. Для противотуманных фар в большинстве случаев
предпочитают желтый свет. Ощутимое улучшение видимости при
использовании желтого света не доказано; предпочтение желтому свету отдается
343
Фиг. 64. Утапливаемая фара:
1 — регулировочный винт (3 мм)\
2 — главная (двухнитевая) лампа;
3 — лампа стояночного освещения:
4 — винт крепления установочного
ободка; 5 —рассеиватель; 6
—ободок крепления; 7 —
регулировочный ободок; 8 — установочный
ободок; 9 — облицовочный ободок;
10 — уплотнение; // — рефлектор.

главным образом потому, что он оказывает на человеческий глаз более
благоприятное физиологическое действие. Освещение при желтом свете
получается более контрастным; хотя при этом видимость (в смысле
дальности) и не улучшается, однако
требуется меньшее напряжение зрения, что
снижает утомляемость водителя.
Регулировка фар
Для регулировки фар, имеющих двухните-
вые лампы с металлическим экраном,
автомобиль устанавливают на плоской площадке на
расстоянии 5 м от стены или специального
экрана (желательно, чтобы стена или экран
находились в темноте)._В легковых автомобилях
- каждое пассажирское место должно иметь
нагрузку 50—60 кг; автомобиль следует несколько
раз переместить назад и вперед для того, чтобы
рессоры или торсионы приняли
соответствующее нагрузке положение. Грузовые
автомобили должны быть нагружены в соответствии
Фиг. 65. Противотуманная фара с
поворотным патроном:
1 — рассеиватель; 2 — вспомогательный
рефлектор; 3 — обмотка электромагнита;
4 — якорь; 5 — корпус; 6 — ось поворота;
7 — патрон лампы.
Фиг. 66. Поперечный разрез светового пучка
фары-широкоизлучателя:
а _ без рассеивателя; б — с рассеивателем.
с их номинальной грузоподъемностью. Продольная ось автомобиля должна быть
перпендикулярна стене или экрану. На экран наносят линию на высоте / от пола (фиг. 67),.
Фиг. 67. Регулировка ближнего света фар.
соответствующую расстоянию от пола до центров фар, и вертикальные линии на расстоя-
В -4- Ю _ „ .
нии = см от продольной оси. Дальний свет каждой фары следует отрегулировать
таким образом, чтобы центр светового пятна совпал с соответствующими перекрестиями.
При включении ближнего света на экране должна быть видна ярко выраженная
граница между освещенной и неосвещенной частями, причем эта граница должна проходить
по возможности горизонтально и по крайней мере на 5 см ниже перекрестий. Если граница
проходит выше, регулировку фары необходимо несколько изменить.
Если.граница между освещенной и неосвещенной частями экрана выражена не ярко,.
то это означает, что рефлектор загрязнен или повреждена его отражающая поверхность^
344

или патрон или лампа установлены неправильно, или, наконец, в фаре установлен патрон
или лампа не того типа. Кроме того, дефект может заключаться в самой лампе (напримеру
вследствие смещения нити или металлического экрана). Если окажется, что темное поле
на экране расположено внизу, а светлое вверху, то это означает, что двухнитевая лампа
с металлическим экраном неправильно вставлена в патрон. Лампа должна быть вставлена
в патрон таким образом, чтобы металлический экран находился под нитью ближнего а?ета.
Если граница между светлой и темной частями экрана проходит косо, то это означает, что
фара или рассеиватель смещены, или что лампа вставлена неправильно, или наконец, что лампа
проворачивается относительно своего цоколя.
Проверять соответствие освещенности при ближнем свете существующим нормам с
помощью фотометра требуется лишь в особых случаях, так как обычно при правильно
расположенной границе между освещенной и неосвещенной частями экрана можно считать, что
освещенность, даваемая фарами, соответствует норме.
Регулировка вспомогательных фар производится так же, как и главных фар. Наклон
светового пучка должен соответствовать известным величинам, полученным на эталонном
экра'не при его установке на расстоянии 5 м впереди автомобиля. При широкоизлучателях,.
используемых для освещения на поворотах, середина полосы света (при расстоянии до экрана
5 м) должна находиться на высоте, равной не более 0,66/ (/ — высота центра фары над
дорогой); при противотуманных фарах середина световой полосы должна находиться
примерно на высоте 0,5/. Световая полоса должна быть горизонтальной.
Для облегчения регулировки фар и для проверки этой регулировки
имеются оптические приборы, позволяющие производить эти операции
в дневное время и непосредственно на шоссе.
Уход за фарами
При потускнении рефлектора сила света фар значительно уменьшается.
Рефлектор тускнеет при попадании на него жира, масла, воды и пыли. Так
как обыкновенно рефлекторы в сборе с передними стеклами являются пыле-
и водонепроницаемыми, то в обычных условиях пыль и вода на рефлектор
не попадают. Отложения жира и масла могут образоваться в том случае,
если в фару вставлена лампа с замасленной колбой. Вследствие этого при
замене лампы ее колбу следует обязательно протереть тонкой бумагой или
сухой чистой тряпкой. Для рефлекторов с серебряным покрытием в процессе
эксплуатации характерно (в особенности при содержании в атмосфере
соединений серы) небольшое пожелтение и снижение отражательной
способности. Отражательная способность загрязненных или «постаревших»
рефлекторов не может быть восстановлена путем простого механического
полирования. В рефлекторах с алюминиевым покрытием, нанесенным способом
испарения, такое полирование приводит к сдиранию очень тонкого слоя
алюминия и к приведению рефлектора в полную негодность. Рефлекторы
с гальваническим покрытием могут быть в случае необходимости
отполированы в мастерской. Передние стекла (рассеиватели) в случае повреждения,
немедленно нужно заменять, чтобы предотвратить порчу рефлектора.
Боковые габаритные фонари
Для обозначения габарита по ширине все транспортные машины, ширина которых бол-ыие'
1 м, должны иметь два фонаря (или фары) белого или светло-желтого цвета, светящих вперед:
и расположенных на одной высоте и на одинаковом расстоянии от середины колеи. Эти
габаритные фонари не должны оказывать слепящего действия; в тех случаях, когда расстояние
от края крыла (края кузова) до испускающей свет поверхности составляет не более 400 мм,.
вместо габаритных фонарей можно пользоваться лампами стояночного освещения,
встроенными в главные фары. Если это расстояние превышает 400 мм, то должны быть установлены
габаритные фонари. Габаритные фонари должны светить при включении ближнего и
дальнего света фар.
В мотоциклах с коляской на внешнем краю последней должен иметься габаритный фонарь.
Для мотоциклов без коляски габаритные фонари или стояночное освещение не нужны
(имеется в виду, что при стоянке в темное время суток мотоцикл будет убран с дороги или.
поставлен в достаточно освещенном месте).
В том случае, если край прицепа выступает более чем на 400 мм в сторону от фары или!
габаритного фонаря буксирующего автомобиля, на прицепе должны быть установлены
дополнительные габаритные фонари.
На большинстве автомобилей лампы стояночного освещения, встроенные
в главные фары, одновременно служат при неподвижном автомобиле габа-
345

ритными фонарями, так как расстояние от фары до края крыла (или кузова)
в большинстве случаев меньше чем 400 мм. Иногда возникает необходимость
в особых габаритных фонарях; последние чаще всего состоят из корпуса,
покрытого с внутренней стороны матово-белым лаком, в котором установлена
обыкновенная лампа накаливания. Габаритный фонарь, особенно часто
используемый на мотоциклах, показан на фиг. 68. Мощность ламп
стояночного света обычно составляет 1,5 или 3 em. Мощность должна быть выбрана
с таким расчетом, чтобы свет габаритного фонаря был виден также и при
включенном ближнем свете.
На легковых и грузовых автомобилях без прицепов при длительной стоянке на дороге
вместо габаритных фонарей можно использовать так называемый стояночный фонарь.
Стояночный фонарь должен давать вперед белый свет, а назад красный и должен быть
расположен на высоте 60—155 см над дорогой. Фонарь может быть установлен лишь со
стороны, обращенной к середине дороги, и таким образом, чтобы его можно было включать
Фиг. 68. Габаритный фонарь:
/ — резиновая прокладка; 2 — задний свет (красный); 3 —
корпус; 4 — бесцветное стекло; 5 — крыло автомобиля; 6 — патрон;
7 — контактная пластина; 8 — пластина крепления.
Фиг. 69. Стояночный
фонарь.
лишь тогда, когда все остальные наружные фонари выключены. Стояночный фонарь надо
располагать так, чтобы все пользующиеся дорогой могли его своевременно заметить.
Стояночный фонарь, являющийся одновременно мигающим указателем поворота,
изображен на фиг. 69. Стекло, обращенное вперед, имеет белый цвет, а назад — красный. Лампа,
используемая в стояночном фонаре, имеет мощность всего 1,2 ет. Таким образом, по
сравнению с использованием стояночного освещения получается существенная экономия
электроэнергии (стояночное освещение автомобиля состоит из двух передних фонарей с лампами
по 1,5 ет и двух-трех задних фонарей с лампами по 5 em, что составляет в общей
сложности 13—18 em). При включенном стояночном фонаре задние фонари и фонарь освещения
номерного знака могут быть выключены.
Освещение номерного знака
В темное время суток задний номерной знак автомобиля должен быть освещен таким
образом, чтобы цифры на нем были отчетливо видны на расстоянии по крайней мере 20 м
(если смотреть на номерной знак под прямым углом к его поверхности). Цифры на
номерных знаках тягачей и мотоциклов должны быть отчетливо видны на расстоянии не менее
14 м. Световые лучи, освещающие номерной знак, не должны распространяться
непосредственно вверх. Схема включения освещения номерного знака должна быть такой, чтобы его
можно было выключить лишь одновременно со всем передним освещением автомобиля или
только после этого.
В задней части прицепов грузовых или легковых автомобилей должны быть установлены
номерные знаки, состоящие из тех же цифр, что и номерные знаки буксирующего автомобиля.
Расположение номерных знаков на прицепах и их освещение должны быть такими же, как
и на буксирующем автомобиле; номерные знаки могут быть взаимозаменяемыми.
Все мотоциклы должны иметь освещаемые задние номерные знаки.
Освещение номерного знака во многих случаях объединено с задним
фонарем, поэтому для обоих приборов можно ограничиться одной лампой.
Обычно используют круглые или трубчатые лампы мощностью 3 или 5 ет.
При установке лампы следует следить за тем, чтобы лампа была правильно
расположена относительно номерного знака и тем самым обеспечивалось бы
его равномерное и достаточное освещение.
346

Задние фо.нари и сигналы торможения
Автомобили должны быть оснащены двумя задними красными фонарями достаточной
яркости; необходимо, чтобы светящиеся поверхности этих фонарей были расположены не ниже
400 мм и не выше 1550 мм над дорогой. Задние фонари должны быть как можно дальше
удалены один от другого, причем края их светящихся поверхностей не должны находиться
от краев автомобиля (в самом широком месте) на расстоянии, большем чем 400 мм. Два
электрических задних фонаря не должны быть защищены одним общим предохранителем.
Мотоциклы без коляски могут иметь лишь один задний фонарь.
Автомобили необходимо снабжать одним или двумя сигналами торможения красного
или оранжевого цвета для предупреждения водителей движущихся позади машин о
приведении в действие тормозов; сигналы торможения должны быть отчетливо видны не только
ночью, но и днем. Это не относится к мотоциклам и машинам, максимальная скорость
которых не превышает 20 км/час, а также к мотоколяскам для инвалидов. Сила света
сигналов торможения, расположенных рядом с задними фонарями или объединенных с ними, должна
быть больше силы света задних фонарей. Высота расположения сигналов торможения над
дорогой должна быть не более 1550 мм, а высота расположения
их над задними фонарями — не более 300 мм. При наличии лишь
одного сигнала торможения его надо располагать с левой стороны
или в месте, соответствующем середине колеи автомобиля.
При наличии прицепов последние также следует оснащать
задними фонарями и сигналами торможения.
Сигнал торможения часто конструктивно
объединяют в одно целое с задним фонарем. Подобный
комбинированный фонарь для наружной установки на
крыле или кузове изображен на фиг. 70; фонарь,
кроме того, в нижней части имеет еще вырез,
предназначенный для освещения номерного знака. Корпус
фонаря разделен на две части светонепроницаемой пе- ф 70 „ ,
регородкой. Б верхней части корпуса, закрытой оран- наиргь с сигналом
тяжевым стеклом, находится лампа сигнала торможения; можения, используе-
в нижней части, закрытой красным стеклом, нахо- мый одновременно для
дится лампа заднего фонаря. Лампа сигнала торможе- освещения номерного
г* ■» f знака,
ния обыкновенно имеет мощность 15 вт, а лампа
заднего фонаря — мощность от 3 до 5 вт.
Выбирая место для установки на автомобиле комбинированного заднего
фонаря, надо предусмотреть, чтобы его стекла при езде не загрязнялись
чрезмерно быстро.
Необходимо также по возможности предохранять фонарь от сильных
сотрясений или колебаний, так как это приводит к значительному
сокращению срока службы ламп. Вследствие этого в некоторых конструкциях,
в особенности на мотоциклах, при креплении лампы в фонаре используют
амортизаторы в виде резиновых прокладок.
Прожектор-искатель и фара заднего освещения дороги
На автомобиле может быть установлен лишь один прожектор-искатель, дающий белый
или светло-желтый свет; мощность лампы прожектора-искателя на должна превышать 35 вт;
необходимо, чтобы при включении его одновременно включались задние фонари.
Устройство оптической части прожектора-искателя мало отличается
от устройства главных фар. Он должен давать узкий пучок света с
возможно малым рассеянием; поэтому, как правило, не имеет рассеивателя.
Для обеспечения возможности направления света на любой подлежащий
освещению объект необходимо, чтобы прожектор-искатель можно было
поворачивать в любую сторону.
На автомобиле допускается установка лишь одной фары заднего
освещения дороги. Эта фара должна давать белый или светло-желтый свет;
дальность даваемого ею заднего освещения не должна быть более 10 м\
необходимо, чтобы водитель имел возможность включать ее лишь при заднем
ходе. Фара заднего света должна обеспечивать хорошее освещение обочин
и краев дороги. Вследствие того, что дальность освещения небольшая, это
достигается с помощью рассеивателей специальной конструкции при
небольших размерах рефлектора.
347

Мигающие указатели поворота
Автомобили, а также, если это необходимо по условиям видимости, то
и прицепы должны иметь сигналы поворота.
В качестве сигналов поворота наряду с сигналами-семафорами
допускается установка мигающих указателей поворота.
Эти указатели могут быть установлены по одному с каждой стороны автомобиля (они
должны давать оранжевый свет) или попарно в передней и задней частях автомобиля.
Указатели расположенные в передней части автомобиля, должны давать белый или оранжевый
свет а указатели, расположенные в задней части автомобиля, —красный или оранжевый свет.
Мигающие указатели поворота могут быть выполнены также в виде сигналов-семафоров*
в крыле которых находится мигающая лампа.
Фиг. 71.
Утапливаемый в крыле или
кузове мигающий
указатель поворота
(передний или
задний).
Фиг. 72. Мигающий указатель
поворота, предназначенный для наружной
установки сбоку автомобиля.
Фиг. 73. Утапливаемый
в крыле или кузове
задний фонарь с
мигающим указателем
поворота.
Мигающий свет ламп указателей поворота показывает направление
поворота. Для того чтобы сигналы поворота были хорошо различимы и при
дневном свете, они должны давать достаточно сильный и концентрированный
свет; это достигается путем использования относительно мощных ламп
(15—20 вт) и специальных оптических средств — линз и рефлекторов.
На фиг. 71 изображен утапливаемый в крыле или в кузове мигающий
указатель поворота. Указатели поворота, помещаемые впереди, дают белый или
оранжевый свет. Указатель поворота, предназначенный для наружной
установки сбоку кузова, изображен на фиг. 72. При выборе места для
расположения указателей поворота следует исходить из того, чтобы мигание их
ламп было хорошо видно не только непосредственно спереди или сзади,.
но и в пределах некоторого угла сбоку.
Мигающие указатели поворота часто конструктивно объединяют с
другими приборами освещения. На фиг. 73 изображен такой комбинированный
задний фонарь в сочетании с мигающим указателем поворота,утапливаемый
в крыле или кузове. Мигающая лампа расположена в верхней части фонаря
и отделена от его нижней части, в которой находится лампа заднего фонаЬя»
светонепроницаемой перегородкой. Как показал опыт, наивыгоднейшей
частотой является частота 80—120 миганий в минуту. Мигание ламп
указателей поворота осуществляется при домощи термореле или механического
привода, прерывающих цепь с заданной частотой.
Индикаторные лампы
Необходимо, чтобы при включении дальнего света в поле зрения водителя
загоралась индикаторная лампа под синим стеклом. Для того чтобы следить
за работой указателей поворота, а также в качестве контрольных ламп
348

зарядки аккумуляторной батареи, используются индикаторные лампы под
красным стеклом; для указания положения рычага переключения (при
автоматических коробках передач) и рычага ручного тормоза, а также для
того, чтобы следить за давлением масла в системе смазки и температурой
воды в системе охлаждения, используются индикаторные лампы под
стеклами других цветов.
Индикаторная лампа со стеклом, встроенная в щиток приборов (фиг. 74),
состоит из двух частей. Корпус с вырезом, закрытым стеклом, вставлен
с лицевой стороны в соответствующее отверстие щитка приборов и удержи-
Фиг. 74. Индикаторная лампа, встраиваемая в щиток приборов.
вается в нем при помощи своих пружинящих стенок. Патрон лампы с
клеммами вставлен в корпус с обратной стороны щитка приборов и удерживается
благодаря пружинящему действию стенок корпуса. Мощность лампы обычно
-составляет 1,2—3 вт.
Освещение приборов
Лампы, используемые для освещения таких приборов, как спидометр,
масляный манометр, указатель уровня бензина, обычно встроены внутрь
приборов и освещают шкалу или падающим на нее светом, или
просвечивающим светом (если лампа расположена позади шкалы). Для освещения
спидометра мотоциклов, часто встраиваемых в корпус фары, во многих
случаях используется свет самой фары (свет фары через небольшое
отверстие в рефлекторе падает на шкалу спидометра). При конструировании
освещения приборов следует особенно следить за тем, чтобы это освещение
не вызывало ослепления водителя.
Лампы для освещения внутренности кузова (плафоны) расположены или
на его стенках, или на потолке. Часто плафоны включаются автоматически
при открывании дверей кузова. При устранении неисправностей в ночное
время и для освещения труднодоступных мест в шасси или двигателе
используется переносная лампа. Важно, чтобы переносная лампа имела достаточно
длинный и гибкий провод и удобный крючок, при помощи которого ее можно
было бы подвесить в любом месте автомобиля; кроме того, лампа должна
быть надежно защищена от повреждений при ударах и в случае падения.
Переносная лампа чаще всего включается в сеть при помощи штеккера;
штепсельная розетка расположена внутри кузова, а во многих случаях
объединена с другими устройствами, как, например, с задним фонарем.
ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ЗВУКОВЫЕ СИГНАЛЫ
На автомобилях преимущественно используются вибрационные и
электропневматические сигналы. В вибрационных сигналах создаваемые ими
колебания звуковой частоты непосредственно передаются окружающей среде
при помощи колеблющейся мембраны. В отличие от этого, в электро-пневмати-
ческих сигналах вначале создаются колебания воздушного столба; эти
колебания переносят звуковые волны в окружающую среду.
349

Каждый автомобиль должен иметь звуковой сигнал постоянного тока. Сигнал может
давать также гармоничный аккорд. Звук сигнала должен быть чистым. Сила звука на
расстоянии 7 м от сигнала не должна превышать 100 фон.
За пределами населенных пунктов могут использоваться более мощные звуковые сигналы,
сила звука которых превосходит 100 фон. Однако такие звуковые сигналы (за исключением
так называемых компрессионных или чисто пневматических) должны быть настроены в
гармоничный аккорд. Допускается установка на автомобиле двух или трех сигналов,
настроенных в гармоничный аккорд.
Звуковые сигналы, дающие ряд различных высоких тонов, могут быть установлены
на пожарных и других автомобилях.
Транспортные машины с металлическими гусеницами или с металлическими скатами
(т. е. не имеющие резиновых шин) в случае, если их максимальная скорость не выше 8 км.час,
могут не иметь звуковых сигналов.
Вибрационные сигналы
Мембрана почти всегда приводится в колебание при помощи
электромагнита с прерывателем зуммерного типа; сигналы типа Klaxon, в которых
w
Фиг. 75. Устройство
вибрационного сигнала:
/ — мембрана; 2 — крышка
3 — якорь; 4 — диск; 5 — прерыва
тель; в — конденсатор; 7 — обмотка
8 — магнитный сердечник; 9 — пло
екая пружина; 10 — корпус
11 — направляющий штифт.
а)
Фиг. 76. Общий вид современных
вибрационных сигналов:
а — без защитной крышки; и — с
защитной крышкой.
мембрана приводится в колебание при помощи храпового колеса, сидящего
на валу маленького электродвигателя, в настоящее время почти вышли
из употребления.
Рассмотрим устройство и работу электромагнитного вибрационного сигнала (фиг. 75).
При нажиме на кнопку сигнала ток проходит через контакты прерывателя и обмотку
электромагнита; при этом происходит притяжение якоря. Притягиваясь, якорь преодолевает
противодействие упругой мембраны и плоской пружины. Еще до того, как якорь коснется
электромагнита, контакты прерывателя размыкаются. Продолжая по инерции двигаться в прежнем
направлении, якорь ударяется об электромагнит и отскакивает от него в нейтральное
положение. При обратном ходе якоря контакты прерывателя вновь замыкают цепь, якорь снова
притягивается, и процесс повторяется. Для уменьшения искрения между контактами
параллельно к ним подключен искрогасительный конденсатор. Зазор между контактами можно
изменять при помощи регулировочного винта. Якорь связан с мембраной и с жестко
укрепленным на ней диском. Мембрана с диском приводится в колебание в резонанс с колебаниями
якоря. Высота тона сигнала зависит от частоты собственных колебаний системы, состоящей
из мембраны и связанных с ней деталей. Тембр тона сигнала определяется параметрами
жестко связанного с мембраной диска. Частота собственных колебаний этого диска зависит
от его размеров, формы и материала и делается более высокой, чем частота собственных коле-,
баний мембраны. Наилучшие обертоны и, как следствие этого, наилучшее звучание сигнала!
получается при дисках, выполненных из материалов с небольшим удельным весом (сплав
электрон, алюминий). Для получения чистого тона и для рационального расходования
энергии важно, чтобы пластина якоря при ударах об электромагнит соприкасалась с ним.
по всей поверхности.
Высота тона зависит от толщины мембраны и от степени ее волнистости. Частота
основного тона обыкновенно составляет 290—435 гц. Типичный по своему внешнему виду
вибрационный сигнал изображен на фиг. 76. Для защиты от возможных механических
повреждений вибрационный диск иногда закрывают крышкой с отверстиями. Во многих случаях^
однако, этой крышки не ставят, особенно тогда, когда сигнал расположен на автомобиле
в относительно защищенном месте, например, под капотом двигателя.
350

Электро-пневматические сигналы
В электро-пневматических сигналах мембрана, приводимая в
колебательное движение при помощи электромагнита, вызывает резонансные коле*
; 2-
Фиг. 77. Устройство электро-пневматического сигнала:
— корпус; 2 — магнитный сердечник; 3 — якорь; 4 — направляющий штифт; 5 — рупор;
в —- прерыватель; 7 — мембрана; 8 — обмотка.
бания воздушного столба; в других случаях это достигается при помощи
пульсирующего воздушного потока, создаваемого электродвигателем с
нагнетателем. Параметры
возбуждающих колебаний и воздушного
столба должны находиться в
определенном соответствии, так как
в противном случае понижается
к. п. д. и тоны получаются
нечистыми.
Устройство электро-пневматического
сигнала показано на фиг. 77.
Колеблющийся воздушный столб находится в
цилиндрической части рупора. Рупор
расширяется по экспоненциальной кривой,
что позволяет колеблющемуся
воздушному столбу с минимальными потерями
передавать колебания в окружающую
среду. На другом (узком) конце рупора
расположена мембрана, приводимая в
колебательное движение так же, как и в
вибрационных сигналах, при помощи
электромагнита с прерывателем. Воздушный'
столб и мембрана должны быть настроены
в резонанс; лишь в этом случае может
быть получен хороший тон. Так как
частота собственных колебаний воздушного
столба с изменением его температуры
меняется, го при очень высокой и очень
низкой температуре воздуха резонанс
между колебаниями мембраны и
колебаниями воздушного столба нарушается, что
может привести к расстройству звучания.
Для получения тонов различной высоты
необходимо иметь рупоры различной
длины (см. фиг. 79). Иногда для экономии
места используют вместо прямых
спиральные рупоры.
Электро-пневматический
сигнал по сравнению с вибрационным имеет более ровный и более
приятный звук, однако этот звук воспринимается слабее, так как в нем от-
351
Частота
Фиг. 78. Спектр звукового давления,
создаваемый:
а — электромагнитным вибрационным сигналом,*
б — электро-ппевматическим сигналом.

сутствуют ярко выраженные обертоны. Сравнительные спектры звуковых
частот вибрационных и электро-пневматических сигналов при силе звука
ПО фон изображены на фиг. 78. В звуке вибрационного сигнала частоте
2000—3000 гц, наилучшим образом воспринимаемой человеческим ухом,
соответствуют ярко выраженные обертоны с высоким звуковым
давлением, в то время как основной тон (соответствующий частоте 300 гц)
сравнительно слаб. В звуке электро-пневматического сигнала обертоны
выражены менее резко и сам звук более равномерно распределен в широком
диапазоне частот, благодаря чему он получается более приятным и
мягким, но воспринимается слабее.
Мощность, потребляемая вибрационным сигналом, составляет в
зависимости от его размеров 25—55 вт, а электро-пневматическим сигналом 60—
ПО вт.
Комбинированные звуковые сигналы
Сила звука вибрационного сигнала в пределах городов не должна
превышать 100 фон. При загородной езде допускается увеличение силы звука;
при обгоне это увеличение даже
необходимо. Для этого используют
установки, представляющие собой
комбинированный сигнал, состоящий из двух
или трех вибрационных или
электропневматических сигналов, настроенных
в гармоничный аккорд. Помимо
абсолютного увеличения силы звука, при
этом достигается также значительное
повышение слышимости сигнала,- так
как в его звуке в этом случае
содержится больше ярко выраженных
обертонов (в особенности при
использовании вибрационных сигналов). Что
касается высоты тона, то при трех от-
Фиг. 79. Комбинированный сигнал пожар- Дельных сигналах их основные частоты
ного автомобиля, состоящий из четырех составляют 2Уи, ooZ И 4оО гЦ.
отдельных электро-пневматических сигна- Для пожарных, ПОЧТОВЫХ И Других
лов- автомобилей используются
комбинированные установки, состоящие из
нескольких сигналов, дающих тоны
различной высоты; при этом сигналы включаются последовательно с помощью
переключателя, приводимого в действие специальным электродвигателем.
Подобная установка с электро-пневматическими сигналами,
предназначенная для пожарного автомобиля, показана на фиг. 79.
Расположение сигнала на автомобиле
Сигнал по возможности нужно располагать таким образом, чтобы ничто
не мешало распространению звука в направлении движения автомобиля,
т. е. непосредственно перед сигналом не должны находиться какие-либо
детали шасси или двигателя. Наилучшим решением поэтому является
расположение сигнала в передней части автомобиля. Сигнал должен быть
установлен на возможно более жестком узле или детали, как, например, на раме,
кронштейне переднего буфера, переднем щите кузова и т. д. Узел или деталь,
на которых установлен сигнал, не должны быть подвержены вибрации.
Желательно, чтобы кронштейн для крепления сигнала имел упругую
рессору между самим кронштейном и сигналом. Кроме того, корпус сигнала
не должен касаться какой-либо другой детали (последнее особенно важно
для электро-пневматических сигналов).
352

Так как при уменьшении напряжения на зажимах сигнала сила звука
резко снижается, необходимо следить за состоянием проводки и
соединений. Большинство сигналов, рассчитанных на 12 в, перестают работать уже
при снижении напряжения до 10 в. Для уменьшения падения напряжения,
а также для включения мощных звуковых сигналов, в особенности
комбинированных установок, состоящих из нескольких электро-пневматических
сигналов, служит реле (фиг. 99).
УКАЗАТЕЛИ ПОВОРОТА
Для указания направления поворота автомобили должны быть оснащены
указателями поворота (это не относится к транспортным машинам, не
имеющим кузова, как, например, к
тракторам и мотоциклам). Во всех странах
применяются как сигналы-семафоры
с поднимающимся крылом, так и
мигающие указатели поворота.
ffr?
Фиг. 80. Устройство сигнала-семафора:
/ — защелка, 2 — направляющий ролик,
3 — пластина с заплечиком, 4 — ось враще-*
ния; 5 — пружина; 6 — направляющий
крючок; 7 — корпус подшипника, 8 — упор;
9 — магнитный сердечник; 10 — обмотка
электромагнита; // — пластина крепления;
12 — угольник, 13 — пружинный контакт;
14 — контактная пластина, 15 — крыло
семафора, 16 — крышка крыла семафора,
17 — трубчатая лампа; 18 — контакт лампы
К указателям поворота предъявляются
следующие основные требования.
Все автомобили и прочие транспортные
машины, а также их прицепы следует оснащать
указателями поворота; сигнализация должна
осуществляться световыми сигналами,
появляющимися на той стороне автомобиля, в которую
он предполагает повернуть. Исключение
составляют мотоциклы (в том числе мотоциклы с
коляской), открытые электрокары, мотоколяски
для инвалидов, а также тягачи с открытым
сиденьем водителя.
Указатели поворота должны быть устроены
и расположены таким образом, чтобы сигналы
о предполагаемом изменении направления
движения были отчетливо видны всем
пользующимся дорогой, для кого это может иметь
значение, при любых условиях освещения и любых
условиях движения.
Если указатели поворота находятся вне
поля зрения водителя, то необходимо, чтобы
были предусмотрены устройства, при помощи
которых водитель может контролировать их
действие. Сигналы-семафоры и мигающие лампы
не должны ухудшать видимость с места
водителя; крылья сигналов-семафоров при
выключенном состоянии не должны быть видимы Допускается использование на одном
автомобиле или автопоезде указателей поворота двух перечисленных выше типов.
При включенных сигналах-семафорах их крылья с горящими в них лампочками,
дающими оранжевый свет, должны изменять очертания автомобиля; сигналы-семафоры следует
располагать по обе стороны автомобиля вблизи сиденья водителя. Во включенном состоянии
сигналов-семафоров их крылья должны
1) занимать горизонтальное положение и давать непрерывный или мигающий свет;
2) все время опускаться и подниматься, давая при этом непрерывный свет (маятниковые
сигналы поворота).
Устройство сигнала-семафора показано на фиг. 80. Крыло семафора,
выполненное из прозрачной желто-красной пластмассы, шарнирно
соединено с сердечником подъемного электромагнита. Внутри крыла находится
лампа, которая автоматически загорается или в момент включения сигнала
или после того, как крыло примет горизонтальное положение. При
включении сигнала по обмотке электромагнита начинает проходить ток и сердечник
втягивается в катушку. При этом шарнирный механизм производит подъем
крыла семафора. Незадолго до того, как крыло примет горизонтальное
положение, сердечник замыкает пружинные контакты, и на щитке приборов
загорается индикаторная лампочка. При выключении сигнала крыло
возвращается в исходное положение под действием силы собственного веса.
Специальное стопорное устройство удерживает крыло в опущенном положении,
23 Бюссиен 644 / 353

не позволяя ему приподниматься при случайных толчках и наклонах
автомобиля.
Для того чтобы крыло семафора надежно опускалось в исходное
положение также и при высокой скорости движения автомобиля, необходимы
особые меры; иногда для этого придают соответствующую форму верхней кромке
крыла или ставят возвратную пружину. Чтобы избежать ослепления
водителя светом лампы собственного сигнала-семафора, когда он находится в его
поле зрения, на крыло семафора во многих случаях ставят непрозрачную
крышку со щелями, которая задерживает лучи света от лампы,
направленные в сторону водителя. Сигналы-семафоры, утапливаемые в кузове, обычно
не имеют собственного корпуса, а крепятся при помощи пластины в
соответствующих углублениях кузова. На грузовых автомобилях и прицепах
обыкновенно используются наружно устанавливаемые сигналы-семафоры
(фиг. 81), которые крепят к кронштейнам
или непосредственно к кузову. В крыльях
сигналов-семафоров чаще всего установлены
трубчатые лампы мощностью 3—5 вт.
Мощность, потребляемая подъемным
электромагнитом, составляет в зависимости от его
размеров 20—35 вт.
В маятниковых сигналах-семафорах,
используемых на больших автомобилях (в
особенности на тяжелых грузовых автомобилях
и автобусах), крыло после включения
сигнала приводится для улучшения видимости
в качательное движение. Существует две
разновидности маятниковых
сигналов-семафоров. В первом случае амплитуда качаний
крыла после включения сигнала постепенно-
уменьшается (крыло при каждом подъеме
больше и больше не доходит до
горизонтального положения); это достигается соответствующим соединением крыла
с противовесом. Во втором случае амплитуда колебаний крыла остается
неизменной в продолжение всего времени включения сигнала; это достигается
при помощи периодических импульсов тока в цепи электромагнита, для
создания которых используются скользящие контакты или перекидные
ртутные переключатели.
Средством для привлечения внимания к указателю поворота является
также мигание лампы в крыле сигнала-семафора. Необходимые для этого
импульсы тока создаются особым устройством, таким же, как и в мигающих
указателях поворота.
При выборе места на автомобиле для установки сигналов-семафоров
необходимо исходить как из условия их хорошей видимости, так и из
условия защищенности от механических повреждений (например, при посадке
и высадке пассажиров). Углубления в кузове, предназначенные для
размещения в них сигналов-семафоров, должны быть устроены таким образом,
чтобы в них не могла скапливаться вода.
Для включения и выключения сигналов-семафоров служат особые грехпозиционные
переключатели (среднее положение переключателя соответствует выключенным сигналам
поворота) Включение сигналов всегда производится вручную выключение може1
производиться как вручную, так и автоматически с помощью реле времени или при обратном
вращении рулевого колеса для возвращения передних колес в нейтральное положение после
окончания поворота.
Фиг. 81 Общий вид наружно
устанавливаемого
сигнала-семафора.
СТЕКЛООЧИСТИТЕЛИ
Все автомобили должны быть оборудованы автоматически действующими
стеклоочистителями для очистки ветрового стекла от атмосферных осадков. Размеры рычагов и щеток
стеклоочистителей должны быть такими, чтобы водителю была обеспечена
удовлетворительная обзорность через протираемый участок переднего стекла.
554

Фиг. 82, Устройство стеклоочистителя с преобразователем:
/ — крышка редуктора, 2 — редуктор; 3 — якорь; 4 — обмотка
возбуждения, 5 — полюсный башмак; 6 — выходной вал
редуктора, 7 — качающийся рычаг.
Во всех стеклоочистителях протирка стекла производится резиновой
щеткой, которая прижимается к стеклу с некоторым усилием. По характеру
движения щеток различают стеклоочистители с качающимся движением
рычага, в результате работы которого перед водителем протирается секторо-
образный участок стекла, и стеклоочистители, щетки которых движутся
параллельно краям стекла по всей его площади или по некоторой ее части.
Второй тип стеклоочистителя вследствие свойственной ему сложности
конструкции привода встречается очень редко.
Привод стеклоочистителя может осуществляться одним из следующих
способов:
1) разрежением, происходящим во впускном трубопроводе работающего
двигателя или создаваемым при помощи специального вакуумного насоса;
2) непосредственным
механическим приводом от 1 2 3 Ь 5
двигателя;
3) сжатым воздухом от
тормозов с пневматическим
приводом;
4) специальным
небольшим электродвигателем.
Стеклоочиститель с
электрическим приводом
имеет по сравнению с
остальными то
преимущество, что при исправной
аккумуляторной батарее он
всегда готов к действию
и его работа не зависит
от скорости движения автомобиля. Кроме того, он компактен и дешев.
Различают две разновидности стеклоочистителей с электрическим
приводом: с преобразованием вращательного движения вала электродвигателя
в качающееся движение рычага в самом стеклоочистителе (стеклоочиститель
с преобразователем) или вне его (стеклоочиститель без преобразователя).
В первом случае вращательное движение вала двигателя преобразуется
в качающееся движение рычага при помощи механизма, находящегося
в корпусе самого стеклоочистителя; во втором случае приводной вал
стеклоочистителя совершает вращательное движение, которое преобразуется
в качательное движение рычага при помощи кривошипного механизма,
расположенного вне самого стеклоочистителя.
К стеклоочистителю предъявляются следующие особые требования:
достаточно большой крутящий момент и соответственно достаточно большая
мощность электродвигателя. В большинстве случаев, как показал опыт,
достаточным является крутящий момент на валу рычага 20—25 кгсм при
мощности около 15 вту а в случае неблагоприятных условий установки
и повышенного трения в приводе и при движении щетки по стеклу
необходим некоторый запас крутящего момента и мощности стеклоочистителя.
Так, например, для современных легковых автомобилей, имеющих гнутое
переднее стекло, необходимы стеклоочистители с крутящим моментом на валу
рычага около 40 кгсм. Щетки должны двигаться как можно более
равномерно и делать 35—50 двойных ходов в минуту.
При расположении электродвигателей внутри кузова они должны
работать относительно бесшумно.
Устройство электрического стеклоочистителя с преобразователем показано на фиг. 82.
Электродвигатель для снижения стоимости имеет не барабанный, а трехполюсный якорь
и открытое U-образное ярмо с одной обмоткой возбуждения. В большинстве случаев
электродвигатель выполняется сериесным. Корпус стеклоочистителя одновременно используется для
крепления в нем электродвигателя. Число оборотов вала электродвигателя, составляющее
2000—3000 в минуту, при помощи двух- или трехступенчатого редуктора снижается до 30—
50 об/мин на выходном валу. Последняя большая шестерня связана с кривошипным механиз-
23* 355

мом и зубчатой рейкой; зубчатая рейка, в свою очередь, связана с шестерней вала рычага
стеклоочистителя и приводит эту шестерню и вал в качающееся движение. Преобразование
вращательного движения в качающееся движение рычага может осуществляться также и при помсщи
других устройств, как, например, кулисной передачи и т. п. Вследствие того, что шестерни,
вращающиеся с большим числом оборотов, имеют спиральные зубья, а также вследствие
использования текстолитовых шестерен, тщательного общего выполнения и соответствующего
устройства подшипников, при работе стеклоочистителя удается добиться снижения шума до
допустимых пределов. Однако вследствие наличия в приводе зубчатой рейки к. п. д.
стеклоочистителя в большинстве случаев не превышает 40%.
Стеклоочиститель без преобразователя (фиг 83) чаще всего имеет в основном такое же
устройство; в нем лишь отсутствуют кривошипный механизм и зубчатая рейка, поэтому
при той же мощности электродвигателя крутящий момент и мощность на выходном валу
редуктора получаются на 50% большими, чем в описанном выше случае. При больших
Фиг. 83. Устройство и схема стеклоочистителя без преобразователя
с концевым выключателем и тормозком якоря:
1 — полюсный башмак; 2 — пружина; 3 — тормозная колодка, 4 — ось;
S — накладка тормозной колодки; 6 — крепление оси тормозных колодок;
7 — кулачок; 8 — толкатель; 9 — контакты; 10 — контактная пружина,
// — электродвигатель; 12 — аккумуляторная батарея.
мощностях стеклоочистители без преобразователя устанавливают под капотом двигателя
и отказываются от использования в них электродвигателей упрощенной конструкции с трех-
полюсным якорем, применяя вместо этого электродвигатели с барабанным якорем и
замкнутым ярмом.
Выключатель стеклоочистителя, установленного внутри кузова, чаще всего располагают
непосредственно на электродвигателе (его встраивают в корпус стеклоочистителя). Если такое
расположение выключателя оказывается неудобным, выключатель располагают на щитке
приборов на некотором расстоянии от самого стеклоочистителя. Для того чтсбы после
выключения стеклоочистителя щетки не останавливались в произвольном положении, а доходили
до своего крайнего наружного положения, в конструкцию некоторых стеклоочистителей
вводят концевые выключатели.
Параллельно выключателю, расположенному на щитке приборов, подсоединяется еще
один выключатель, расположенный на электродвигателе. Контакты этого концевого
выключателя размыкаются кулачком, сидящим на валу рычага щетки, лишь в крайнем наружном
положении рычага. До тех пер, пока ручной выключатель находится во включенном
положении, периодическое размыкание кулачком контактов другого параллельно подсоединенного
выключателя не оказывает никакого действия. При выключении ручного выключателя
электродвигатель продолжает работать до тех пор, пока кулачок не разомкнет контакты
другого выключателя. Кулачок должен быть достаточно широким для того, чтсбы контакты
не могли вновь замкнуться за время вращения вала с кулачком по инерции после
размыкания цепи электродвигателя. Чтсбы предотвратить проскакивание щеткой крайнего наружного
полежения, в некоторых случаях в конструкцию электродвигателя включают тсрмозок якоря,
который включается в момент размыкания цепи кулачком. В рассматриваемой конструкции
тормозок состоит из перекидного мостика с келедками, прижимаемыми пружиной к
поверхности якоря. При включенном электродвигателе полюсные башмаки ярма, преодолевая
сопротивление пружины, притягивают к себе перекидной мостик с колодками (при этем мостик
поворачивается относительно своей оси и колодки отходят от поверхности якоря).
Стеклоочистители обычного типа потребляют мощность около 20 вт\
в некоторых случаях мощность стеклоочистителей достигает 30 вт.
356

Стеклоочистители с преобразователем преимущественно расположены
внутри кузова над или под ветровым стеклом.
На фиг. 84 показана установка стеклоочистителя на панели кузова над
ветровым стеклом. При таком расположении стеклоочистителя легко вынуть
ветровое стекло, что иногда бывает необходимым. Установка стеклоочистителя
под ветровым стеклом имеет то преимущество, что в этом случае при сильном
снегопаде сметенный щетками снег не может снова попасть в очищаемый
сектор стекла.
Иногда стеклоочистители с преобразователем располагают также и под
капотом двигателя; однако в большинстве случаев в этом месте располагают
стеклоочистители без преобразователя, которые прикрепляют к переднему
Фиг. 84. Установка
стеклоочистителя над
ветровым стеклом
а)
Фиг. 85. Двухщеточный стеклоочиститель, предназначенный
для установки на переднем щите кузова:
а — без преобразователя; б — с преобразователем
щиту кузова. Такое расположение имеет то преимущество, что как
электродвигатель, так и привод стеклоочистителя находятся в закрытом месте и,
кроме того, так как они вынесены из кузова, то создаваемый ими шум меньше
слышен. Устройство стеклоочистителя без преобразователя,
предназначенного для установки под капотом двигателя," показано на фиг. 85, а.
Стеклоочистители без преобразователя также могут быть установлены внутри
кузова над или под ветровым стеклом; однако в этом случае приходится
заботиться о том, чтобы передаточные рычаги были закрыты.
Электродвигатель стеклоочистителя часто связывают с двумя щетками;
в этом случае дополнительная щетка протирает ветровое стекло перед
вторым пассажирским местом переднего сиденья. Конструктивное выполнение
связи между обеими щетками определяется в каждом случае условиями
размещения стеклоочистителя на автомобиле.
Непосредственное протирание стекла осуществляется щетками. Щетка
обычно состоит из одного или нескольких отрезков резиновых лент,
закрепленных в общем металлическом ободке. Резина оказалась самым
подходящим материалом, в наибольшей степени отвечающим предъявляемым к нему
высоким требованиям, а именно — материалом, сохраняющим свою
эластичность и плотность прилегания к стеклу при любой температуре воздуха
и в любую погоду. Щетка с некоторым (не очень значительным) усилием
прижата к стеклу специальной пружиной, установленной на рычаге. В
стеклоочистителях усилие, с которым щетка прижата к стеклу, составляет 180—
357

250 г; в американских автомобилях оно, как правило, меньше и составляет
80—100 г. Для хорошего качества очистки стекла очень важным фактором
является точность обреза резиновых лент (их кромки, прилегающие к стеклу,
должны быть прямыми); кроме того, резина должна обладать определенной
и правильно выбранной степенью клейкости.
Для очистки гнутых ветровых стекол, которые в последнее время стали
часто устанавливаться на легковых автомобилях, используют параллело-
граммные, а также составные, пружинные или изогнутые щетки.
ОБОГРЕВАТЕЛЬ ВЕТРОВОГО СТЕКЛА
Для предотвращения обмерзания ветрового стекла в зимлее время на нем
с внутренней стороны устанавливают рамку с нагревательными элементами
(обогреватель ветрового стекла).
Обогреватель состоит из жаропрочного небьющегося стекла,
заключенного в металлическую рамку и прикрепленного с внутренней стороны к
ветровому стеклу на расстоянии примерно 10 мм от него. Воздушная прослойка
между стеклом обогревателя и передним стеклом отделяется от окружающего
воздуха резиновыми уплотнительными прокладками (эти прокладки
прикреплены к металлической рамке обогревателя) и подогревается натянутыми
между сторонами рамки нихромовыми проволоками, которые служат
нагревательными элементами. Нихромовые проволоки прикреплены к рамке
натяжными пружинами. В зависимости от своих электрических параметров
и от напряжения в системе электрооборудования проволоки подключают
к аккумуляторной батарее последовательно или параллельно. Выключатель
обогревателя установлен на рамки; во многих случаях он выполнен трех-
позиционным (имеющим два положения включения), что позволяет получить
две ступени нагрева. В некоторых конструкциях на рамке установлена
индикаторная лампа для определения исправной работы обогревателя.
Полная мощность, потребляемая обогревателем, составляет в зависимости
от его размеров 45—100 вт.
В тех случаях, когда на автомобиле предусмотрено отопление кузова,
последнее используется также для предотвращения обмерзания ветрового
стекла вместо описанного выше устройства. Воздушный поток, обдувающий
ветровое стекло, создается за счет подпора или при помощи вентилятора
с приводом от электродвигателя. Воздушный поток через жалюзи
направляется на внутреннюю поверхность ветрового стекла под некоторым острым
углом.
ВЫКЛЮЧАТЕЛИ И ПЕРЕКЛЮЧАТЕЛИ
Для включения и выключения потребителей электроэнергии на
автомобиле устанавливают многочисленные выключатели и переключатели.
Замок зажигания и переключатель света
Замок зажигания часто объединяют с переключателем света в одном
комбинированном переключателе (фиг. 86).
В этой конструкции при вынутом ключе все электрические провода,
идущие от комбинированного переключателя к потребителям
электроэнергии (зажигание, фары, звуковые сигналы, стеклоочиститель, сигнал
поворота), обесточены. При вставлении в замок ключа происходит включение
зажигания; при повороте ключа происходит подключение к аккумуляторной
батарее .прочих соединенных с переключателем потребителей тока. В
зависимости от положения ключа может быть осуществлено включение задних
фонарей и стояночного света фар, задних фонарей и дальнего или ближнего
света фар. Переключение ближнего и дальнего света фар чаще всего
осуществляется ножным переключателем (фиг. 87) или переключателем со спе-
358

циальной тягой. В мотоциклах комбинированный переключатель (замок
зажигания и переключатель света) часто встраивают в корпус фары;
переключатель ближнего и дальнего света тоже встраивают в фару и приводят
в действие тросом, выведенным на руль или изготовляют в виде
электрического перекидного переключателя, укрепленного на руле. В этом случае
его часто объединяют с кнопкой электрического звукового сигнала
(фиг. 88).
В системах электрооборудования некоторых автомобилей принято
раздельное расположение замка зажигания и переключателя света. В этом
случае используют переключатели света ползункового типа или поворотные
переключатели с одноплечим рычажком. Поворотный переключатель может
быть расположен на щитке приборов или закреплен на рулевой колонке;
Фиг. 86. Замок
зажигания, объединенный
с переключателем
света.
Фиг. 87. Ножной
переключатель
ближнего и дальнего
света.
Фиг. 88.
Мотоциклетный переключатель
ближнего и дальнего
света, объединенный
с кнопкой
электрического звукового
сигнала.
в последнем случае его иногда комбинируют
с переключателем дальнего и ближнего света фар.
Для предотвращения возможности кражи автомобиля иногда используют
замки, блокирующие рулевое управление; эти замки комбинируют с замком
зажигания и с индикаторной лампой зарядки аккумуляторной батареи.
Рулевое управление блокируется и освобождается при поступательном
движении стержня замка перпендикулярно рулевому валу; зажигание
включается и выключается поворотом колец замка.
Включатель стартера
В зависимости от типа стартера используются включатели различных
типов. Стартеры с непосредственным включением (без включающего
электромагнита) приводятся в действие ногой при помощи смонтированной на полике
и установленной на изоляционной панели кнопки (фиг. 89); в некоторых
случаях включатель монтируют непосредственно на самом стартере.
Включение стартеров с дистанционным управлением (с включающими
электромагнитами) может осуществляться при помощи кнопки. В дизелях со
свечами накаливания используют комбинированные включатели,
осуществляющие включение как свечей накаливания, так и стартера; такие включатели
имеют ручной привод. В комбинированных включателях с двумя ступенями
включения (фиг. 90) на первой ступени включаются свечи накаливания,
а на второй — стартер, причем одновременно с включением стартера
происходит закорачивание индикатора работы свечей накаливания. При
отпускании рукоятки пружина возвращает детали переключателя в их
исходное положение.
В 12-вольтовых системах электрооборудования со стартером,
рассчитанным на 24 в, две аккумуляторные батареи, обычно соединенные параллельно,
необходимо в момент включения стартера переключать на последовательное
соединение. Для этого используется электромагнитной переключатель
(фиг. 91), связанный с кнопкой включения стартера или с двухполюсным
комбинированным включателем. Электромагнитный переключатель вначале
359

автоматически переключает аккумуляторные батареи с последовательного
соединения на параллельное, а затем включает ток в цепи стартера.
Существуют также подобные переключатели, рассчитанные на работу со
стартерами, имеющими ножной включатель.
Для пуска крупных дизелей иногда
используют два параллельно включаемых стартера.
Фиг. 89. Ножной
включатель стартера.
Фиг. 90. Включатель свечей
накаливания и стартера дизеля.
Фиг. 91. Электромагнитный
переключатель напряжения
с 12 на 24 в
В этом случае сдвоенный включающий электромагнит обеспечивает
вхождение шестерен обоих стартеров в зацепление с зубчатым венцом маховика
еще перед тем, как происходит замыкание главной цепи стартеров.
Прочие выключатели и переключатели
Задняя фара обычно включается при помощи выключателя, 'связанного
с рычагом коробки передач. Этот выключатель автоматически включает
фару, как только рычаг переводится в положение, соответствующее
включению заднего хода. Для включения сигнала торможения используется или
механический выключатель, кинематически связанный с тормозной педалью,
или гидравлический выключатель, реагирующий на изменение давления
тормозной жидкости в системе тормозов с гидравлическим приводом. Для
включения различных потребителей (противотуманной фары,
стеклоочистителя, внутреннего освещения кузова, отопления и т. п.) в зависимости от
конкретных условий используются поворотные, ползунковые или перекидные
выключатели разнообразных типов. Оригинальной разновидностью
выключателя-регулятора ползункового типа является выключатель (фиг. 92),
служащий для включения электродвигателя вентилятора отопления. В
корпусе выключателя смонтировано сопротивление, величину которого можно
изменять перемещением рукоятки, связанной с ползунком, чем и достигается
регулирование числа оборотов электродвигателя вентилятора.
Для включения и выключения указателей поворота используются особые
рычажковые трехпозиционные выключатели (среднее положение рычажка
соответствует выключенным указателям поворота). Во многих случаях
в рукоятку таких выключателей встраивают индикаторную лампочку,
по которой водитель может судить о включении указателей поворота. Имеются
конструкции выключателей — указателей поворота для установки на щитке
приборов или на рулевой колонке. Для автоматического выключения
указателей поворота используются или реле времени, или выключатели,
связанные с рулевым управлением. Работа реле времени основана или на
использовании часового механизма, или на использовании биметаллической
пластины, нагреваемой электрическим током. При этом предусматривают также
и возможность выключения указателя поворота вручную. В выключателях,
связанных с рулевым управлением (фиг. 93), выключение указателя поворота
происходит после того, как кулачок, сидящий на рулевом валу, нажмет
360

при обратном вращении последнего на наконечник рычажка выключателя.
Выключение может осуществляться также и вручную. Однако при
выключателе, связанном с рулевым управлением, имеется опасность, что в
отдельных случаях может произойти преждевременное выключение указателя
Фиг. 92.
Выключатель-регулятор ползункового типа для
автомобильного отопителя.
Фиг. 93. Полуавтоматический выключатель
сигналов поворота, устанавливаемый на рулевой
колонке:
/ — рулевая колонка, 2 — кулачок, 3 —
выключатель; 4 — рычажок.
поворота (например, когда в процессе поворота нужно несколько повернуть
.рулевое колесо в обратную сторону для того, чтобы объехать какое-либо
препятствие).
Устройства, вызывающие мигание ламп указателей поворота
Ритмичное мигание лампы указателя поворота должно обеспечиваться
специальным устройством. Работа подобных устройств основывается на одном
из следующих принципов: а) электромеханическом; б) с приводом от
электродвигателя; в) электротермическом; г) электрическом. Чаще всего
используется электротермический принцип.
При электромеханическом принципе маятник, выполненный, например,
в виде маховика, приводится электромагнитом в качательное движение;
при этом он замыкает и размыкает контакты, включенные в цепь ламп
указателя поворота.
При приводе от маленького электродвигателя на валу последнего сидит
контактный диск или кулачок, чем и достигается периодическое размыкание
и замыкание цепи ламп указателя поворота.
Действие электротермических устройств (термореле) основано или на
удлинении проволоки от нагрева при прохождении по ней электрического тока,
или на изменении формы биметаллической пружины при ее нагреве; то
и другое используется для периодического замыкания и размыкания
контактов, включенных в цепь ламп указателей поворота.
В качестве примера термореле, работа которого основана на принципе изменения длины
проволоки при нагреве, рассмотрим термореле «Tung-Sol» (фиг. 94). По бокам Т-сбразного
магнитного сердечника установлены два пружинных якорька. На свободных концах каждого
якорька имеются серебряные контакты; напротив них расположены неподвижные контакты,
укрепленные на сердечнике (но изолированные от него). Контакты якорька управления 3
в выключенном состоянии указателя поворота остаются разомкнутыми под действием
проволоки термореле, которая оттягивает якорек, преодолевая сопротивление пружины контакта
(эта пружина стремится замкнуть контакты); контакты 7 якорька-индикатора также остаются
разомкнутыми при выключенном реле под действием самой пружины якорька.
В цепь контактов якорька-индикатора включается индикаторная лампа, по которой
судят об исправности указателя поворота. После включения указателя поворота ток проходит
по якорьку управления, проволоке термореле, обмотке сердечника и нитям ламп указателя
поворота. Ток настолько мал (всего 0,8 а), что мигающие лампы не загораются и якорьки
не притягиваются к магнитному сердечнику. Этот ток, однако, вызывает нагрев проволоки
термореле; проволока вследствие этого удлиняется, контакты якорька управления замыкаются,
и проволока получается зашунтированной. Лампы сигнала поворота оказываются под
полным напряжением и загораются. Ток лампы вызывает столь значительное намагничивание
сердечника, что к нему с силой притягиваются оба якорька — как якорек управления, так и
якорек-индикатор. При этом загорается индикаторная лампа. Зашунтированная проволока тер-
361

мореле остывает и, преодолевая силу притяжения сердечника и сопротивление пружины
якорька управления, размыкает контакты последнего, после чего проволока (имеющая
большое сопротивление) вновь оказывается включенной в цепь. Якорек-индикатор отходит от
магнитного сердечника, его контакты размыкаются, индикаторная лампа и лампы указателя
поворота гаснут, после чего процесс повторяется.
Частота мигания ламп указателя поворота определяется силой пружины якорька
управления и термическими параметрами проволоки термореле. Однако вследствие того, что
изменение длины проволоки зависит от температуры, частота мигания ламп в некоторой степени
зависит от температуры окружающего воздуха; кроме того, от момента включения указателя
поворота до первой вспышки ламп должно пройти некоторое время, необходимое для нагрева
«проволоки термореле. Общий вид термореле описанного выше типа показан на фиг. 95.
В качестве примера указателя поворота с термореле, действие которого основано на
изменении формы биметаллической пружины, рассмотрим указатель поворота фирмы R. Bosch
! '
Фиг. 94. Схема термореле с нагревающейся
проволокой Tung-Sol:
/ — обмотка электромагнита, 2 — магнитный
сердечник; 3 — якорек управления, 4 — нагревающаяся
проволока, 5 — контакты якорька управления;
6 — контакты якорька-индикатора; 7 —
якорек-индикатор; 8 — индикаторная лампа; 9 —мигающие
лампы, 10 — аккумуляторная батарея; // —
выключатель сигналов поворота; 12 — изолятор
Фиг. 95.
Tung-Sol
Общий вид термореле
с нагревающейся
проволокой
(фиг. 96 и 97). Каждая из двух рядом установленных биметаллических пружин (пружины
•установлены на общей панели из изоляционного материала) имеет изолированную
нагревательную обмотку и серебряный контакт на своем свободном конце. При выключенном
зажигании контакты замкнуты. Биметаллические пружины устроены таким образом, что при
нагреве они изгибаются в одну и ту же сторону. Пссле того как перед началом движения
автомобиля водитель включил зажигание, ток от аккумуляторной батареи проходит через клемму
термореле, его замкнутые контакты и нагревательную обмотку одной (правой)
биметаллической пружины и замыкается на массу.
Правая биметаллическая пружина вследствие нагрева изгибается и размыкает контакты.
Вследствие этого ток проходит не через контакты, а через нагревательную обмотку левой
биметаллической пружины, которая была до этого зашунтирована. Однако ток при этом
уменьшается, так как обе нагревательные обмотки соединены последовательно. Результатом этого
является то, что левая биметаллическая пружина также нагревается и изгибается в том же
направлении, что и правая; в то же время правая пружина несколько остывает (так как по ее
нагревательной обмотке в это время проходит более слабый ток) и немного выгибается в
обратном направлении, навстречу левой. Таким образом, вновь происходит сближение контактов,
и они в конце концов замыкаются. После этого процесс вновь повторяется, причем работа
термореле рассматриваемого типа не зависит от температуры окружающего воздуха
(контакты все время замыкаются и размыкаются в одном и том же ритме). Термореле работает
до тех пор, пока зажигание остается включенным. Нагрев биметаллических пружин
происходит очень быстро, так что еще до того, как автомобиль сдвинется с места, указатель
поворота уже готов к работе.
Если в это время будет включен указатель, например, правого поворота (фиг. 96), то
в момент замкнутого состояния контактов термореле ток пойдет непосредственно на лампу
указателя, и она загорится. При размыкании контактов лампа погаснет.
Индикаторная лампа включена через выключатель указателя поворота последовательно
с соответствующей его лампой. Когда контакты термореле замкнуты, индикаторная лампа
оказывается зашунтированной; при размыкании контактов индикаторная лампа находится
под напряжением. Так как сопротивление индикаторной лампы значительно больше, чем
.лампы указателя поворота, то первая загорается тогда, когда вторая еще не горит вследствие
362

недостаточного тока, проходящего через ее нить. Таким образом, при включении указателя
поворота индикаторная лампа мигает в одном ритме с указателем, однако в то время, как
вторая то гаснет, то загорается, первая горит то ярче, то более тускло.
Если неисправен указатель поворота или его лампы, индикаторная лампа перестает мигать
и горит ровным тусклым светом, так как в этом случае через нее в одну из нагревательных
обмоток проходит лишь слабый ток. Таким образом, водитель предупреждается о
неисправности указателя поворота.
Термореле описанного типа имеет то преимущество, что частота мигания ламп не зависит
от температуры окружающего воздуха и лампы указателя поворота загораются и начинают
мигать сразу же после его включения.
По схеме, изображенной на фиг. 96, можно контролировать лишь работу одной лампы
указателя поворота. Для контроля за работой двух или нескольких мигающих ламп в схему
Фиг. 96. Схема устройства, вызывающего мигание
ламп указателей поворота, с термореле, действие
которого основано на изменении формы
биметаллических пружин:
/ — батарея; 2 — замок зажигания; 3 —
предохранитель; 4 — индикаторная лампа; 5 — выключатель
указателя поворота; 6 — мигающая лампа (оранжевый
свет); 7 — контакты; 8 — биметаллическая пружина;
9 — нагревательная обмотка; 10 — термореле.
Фиг. 97. Термореле с
биметаллическими пружинами и реле
индикаторных ламп (систем
Bosch):
/ — обмотка электромагнита;
2 — регулировочный винт реле
индикаторной лампы; 3 —
подвижный контакт реле индикаторной
лампы; 4 — регулировочный винт
контактов термореле; 5 — контакты
термореле; 6 — биметаллическая
пружина; 7 — нагревательная
обмотка; 8 — неподвижный контакт
реле индикаторной лампы.
©водят специальное реле (фиг. 97). Ток ламп проходит через обмотку этого реле, вследствие
чего его контакты замыкаются и размыкаются в одном ритме с контактами биметаллических
пружин термореле, вызывая мигание индикаторной лампы. Обмотка реле выполнена таким
образом, что при прекращении мигания одной из ламп указателя поворота проходящий по
обмотке ток оказывается слишком слабым для того, чтобы замкнуть контакты реле, и
индикаторная лампа перестает загораться.
При чисто электрическом принципе частота мигания ламп указателя
поворота определяется параметрами включенных в схему конденсатора
индуктивности и сопротивления. Особое реле управляет зарядом
конденсатора током батареи и его разрядом. Реле имеет три пары контактов и
включает как ток ламп указателей поворота, так и ток заряда конденсатора.
Емкость конденсатора должна быть довольно большой (около 40 мкф);
для того чтобы конденсатор при такой емкости получился не слишком
громоздким и дорогим, приходится использовать электролитический
конденсатор, а его емкость (и, следовательно, частота мигания ламп указателей
поворота) в значительной степени зависит от температуры. Устройства
описанного выше типа не имеют индикаторных ламп.
Главный выключатель батареи
Назначением главного выключателя батареи (фиг. 98) является
отключение от нее всей систехМы электрооборудования автомобиля. При обычной
схеме электрооборудования провода, соединяющие аккумуляторную бата-
363

рею со стартером и замком зажигания, все время остаются под напряжением
также и при нерабочем положении'автомобиля; поэтому короткое замыкание
в обнаженном месте одного из этих проводов может привести к полной
разрядке батареи и к пожару. Вследствие этого в непосредственной близости
от батареи на ее проводе ставят выключатель. Этот выключатель должен
быть рассчитан на значительный ток стартера и иметь такие размеры токо-
ведущих частей, чтобы
падение напряжения в нем было 3
минимальным.
Для предохранения
автомобиля от кражи главный
переключатель часто
снабжают замком.
Фиг. 98. Главный выключа
тель батареи.
Фиг. 99. Схема комбинированного сигнала с тремя
электросигналами и вспомогательным реле
включения:
/ — генератор, 2 — вспомогательное реле включения;
3 — первый сигнал; 4 — второй сигнал, 5 — третий
сигнал, 6 — выключатель для езды по городу (в городе
работает лишь первый сигнал), 7 — переключатель света,
8 — коробка предохранителей; 9 — кнопка сигнала.
Вспомогательные реле включения
Для уменьшения падения напряжения в длинных проводах и для
разгрузки простых выключателей включение чувствительных к изменению
напряжения потребителей (например, фар и комбинированных
электросигналов) производят через вспомогательные реле включения (фиг. 99). В этом
случае выключатель или нажимная кнопка и подведенные к ним провода
могут быть рассчитаны лишь на незначительный ток, необходимый для
включения реле, и в соответствии с этим токоведущие части выключателей
могут иметь небольшие размеры, а провода — небольшое поперечное
сечение. Провода с большим поперечным сечением, необходимые для подвода
тока непосредственно к потребителям, могут быть в этом случае небольшой
длины.
ПРЕДОХРАНИТЕЛИ ШТЕПСЕЛЬНЫЕ РОЗЕТКИ И ШТЕККЕРЫ
Предохранители
Назначением предохранителей является защита аппаратов и элементов
системы электрооборудования, в особенности аккумуляторной батареи,
генератора и проводки, от повреждений и опасности пожара при коротких
замыканиях. Наиболее угрожаемыми являются длинные провода, ведущие
к различным потребителям, так как такие провода иногда бывают
подвержены особенно значительным механическим и прочим нагрузкам; вследствие
этого подобные провода особенно нуждаются в защите предохранителями.
Провода между батареей и генератором, батареей и замком зажигания,
батареей и стартером бывают в большинстве случаев короткими и
прокладываются в защищенных местах; вследствие этого, как показал опыт, они
менее подвержены коротким замыканиям и, как правило, предохранителями
не защищаются.
364

Недопустимо, чтобы в результате перегорания плавкого предохранителя
безопасность данного автомобиля была поставлена под угрозу. По этой
причине, например, лампы каждой фары должны быть защищены отдельным
предохранителем, так как внезапное выключение обеих фар в результате
перегорания плавкого предохранителя представляет собой серьезную
опасность х. Каждый задний фонарь также для безопасности движения должен
быть защищен отдельным предохранителем. Лампы стояночного освещения,
напротив, могут быть защищены одним общим предохранителем.
Предохранители целесообразно объединять в общих коробках (фиг. 100),
к которым может быть обеспечен удобный доступ.
Коробки предохранителей могут быть расположены, например, на
переднем щите кузова. Плавкие предохранители обычно представляют собой
фарфоровые или стеатитовые стержни,
имеющие сбоку канавку, в которой
Фиг. 100. Коробка предохраните- Фиг. 101. Коробка с шестью автомати-
лей. ческими реле-ограничителями с биметал:
лическими пружинами (нижняя крышка
коробки снята).
уложена плавкая проволока; стержни зажимаются между упругими
контактами коробки предохранителей, Ток, при котором происходит
перегорание обычных предохранителей, рассчитанных на номинальный ток 8 а>
составляет 15 а; для мощных потребителей используются соответственно
предохранители с номинальным током 25 а, перегорающие при токе 40 а.
В некоторых случаях, в особенности в американских автомобилях,
вместо плавких предохранителей используют автоматические термореле.
В таких термореле биметаллическая пружина, нагреваемая проходящим
через нее током в случае, если ток превзойдет допустимую величину, резко
деформируется, и контакты цепи размыкаются. Обратное включение цепи
происходит или при нажиме кнопки, или (в некоторых системах)
автоматически после остывания биметаллической пружины. Если причина
перегрузки цепи не устранена, то автоматическое термореле вновь разомкнет
ток, и так происходит до тех пор, пока неисправность не будет устранена.
Благодаря рациональному конструктивному выполнению можно так
скомпоновать несколько автоматических термореле, что их блок по своим размерам
почти не будет превосходить обычной коробки с плавкими
предохранителями и может быть установлен в том же месте (фиг. 101).
Штеккеры и гнезда
Для включения переносных ламп используются одно- или двухщтыревые
щтеккеры и штепсельные розетки обычной конструкции, которые в
некоторых случаях комбинируют с другими устройствами (например, с задними
1 В настоящее время в цепи фар обычно используют не плавкие предохранители,
а автоматические предохранительные реле, которые работают как вибраторы и
ограничивают проходящий через них ток (20—25 а). Фары при этом мигают, но все же освещают
дорогу. Прим. ред.
365

фонарями). Штеккеры и штепсельные розетки для подключения
осветительных сетей прицепов нормализованы. Имеются четырех-, пяти- и семигнездные
конструкции (в соответствии с числом подлежащих соединению проводов).
В четырехгнездных конструкциях (фиг. 102) один контакт предназначается
для соединения с массой, другой — для подключения сигнала торможения
и два контакта служат для подключения задних фонарей: в семигнездных
конструкциях, кроме того, имеются еще контакты для индикатора
исправности шин и для проводов цепи зарядки аккумуляторной батареи прицепа.
На грузовых автомобилях большой
грузоподъемности и автобусах иногда устанавливают
соединители электропроводов; это делается в том случае,
когда из-за слишком большой длины или
вследствие условий прокладки приходится применять
составные провода или когда надо удлинить
существующую проводку.
На мотоциклах использование соединителей ПОЗ-
Фиг. 102. Соединительная воляет осуществлять раздельно полную сборку
панель на четыре провода, щасси и двигателя, а при ремонте легко и быстро
снимать и устанавливать двигатель. Однако при
этом необходимо обеспечить достаточную защиту мест соединения проводов
от попадания воды при мойке автомобиля (это достигается
соответствующей конструкцией соединителей или установкой защитных резиновых
колпачков).
ПРОВОДКА
На автомобилях преимущественно применяется однопроводная система
проводки, при которой вторым проводом служат металлические части
автомобиля — масса. Места с плохим или недостаточным электрическим
контактом между частями шасси и двигателя (например, из-за покрытия
деталей лаком, краской и вследствие их загрязнения, ржавчины, использования
упругой подвески двигателя на резиновых прокладках и т. п.) должны быть
зашунтированы металлическими шинами с достаточным поперечным
сечением.
При выборе поперечного сечения проводов вследствие невысокого
напряжения в системе приходится исходить главным образом не из условия их
нагрева, а из условия максимально допустимой величины падения
напряжения.
Из условия нагрева для проводов цепи стартера, нагрузка которого
большим током имеет лишь кратковременный характер, можно допускать
довольно высокое значение электрической нагрузки на единицу площади
поперечного сечения (20 а/мм2). Для других проводов эта величина не должна
превосходить 4,5—5,5 а/мм2. При очень длинных проводах необходимо
заботиться о том, чтобы падение напряжения в них оставалось в допустимых
пределах и не могло вредно отразиться на работе соответствующих
потребителей.
В проводах цепи стартера падение напряжения не должно превышать 5%
от номинального напряжения; в проводах цепи фар падение напряжения
не должно превышать 0,4 в при 6-вольтовой системе электрооборудования
и 0,6 в — при 12-вольтовой. Нижний предел площади поперечного сечения
проводов ограничивается условием их достаточной механической прочности;
так, для автомобилей наименьшая допустимая площадь поперечного сечения
проводов составляет 1 мм2, а для мотоциклов 0,5 мм2.
Провода на автомобиле работают в очень тяжелых условиях. Они
подвергаются сильной тряске, вибрации, воздействию как высокой, так и низкой
температуры, на них попадают топливо и масло, вода и грязь.
Все это необходимо учитывать при производстве проводов,
предназначенных для использования на автомобилях.
366

В качестве проводников всегда используются медные жилы,
обеспечивающие проводам в условиях тряски как достаточную подвижность, так и
достаточную прочность. Медная жила оплетается хлопчатобумажной оплеткой
и заключается в резиновую оболочку, поверх которой делается наружная
хлопчатобумажная оплетка, которая пропитывается специальным лаком,
позволяющим ей хорошо противостоять бензину и маслу.
Срок службы проводов на автомобиле в очень сильной степени зависит
от способа их прокладки. Температура свыше +60° С, которая возможна
при прикосновении проводов к горячим частям двигателя или в результате
нагрева до теплового излучения этих частей, очень вредна для изоляции;
нужно также избегать длительного воздействия на провода топлива, масла
и воды, для чего их следует прокладывать в соответствующих местах или
заключать в металлический шланг или металлическую трубу. Особенно
большое внимание необходимо уделять местам, где провода проходят через
отверстия в металлических деталях и где они крепятся к ним, так как в
указанных местах возможно протирание изоляции, и во избежание этого следует
предусматривать резиновые втулки или вести прокладку в трубах. При
прокладке необходимо следить также за тем, чтобы не возникали
резонансные колебания проводов, так как это приводит к их разрушению. Последнее
особенно относится к тяжелому проводу большого диаметра, соединяющему
стартер с аккумуляторной батареей, так как его раскачивание вызывает
расшатывание полюсного штыря батареи и нарушает его уплотнение в крышке
элемента.

VIII. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДИЗЕЛИ
Применение двигателя с воспламенением от сжатия (дизеля) для
автомобилей получает в последние годы все более широкое распространение. К
преимуществам дизеля по сравнению с карбюраторным двигателем относится
малый расход топлива и возможность работы на тяжелом топливе более
дешевых сортов. Кроме того, тяговые свойства двигателя, работающего с впрыском
топлива, выше, чем у двигателя, работающего с всасыванием топливно-
воздушной смеси. С падением числа оборотов двигателя количество
поступившего топлива в результате падения разрежения в карбюраторе будет
уменьшаться. Наоборот, при работе двигателя с впрыском топлива можно
при соответствующей характеристике топливного насоса увеличивать подачу
топлива по мере уменьшения числа оборотов двигателя. Это дает
непрерывное увеличение крутящего момента при уменьшающейся скорости движения
автомобиля на подъеме, что, в свою очередь, позволяет реже прибегать
к переключению передач. Приемистость автомобиля при работе двигателя
с впрыском топлива также улучшается.
Срок службы дизеля до капитального ремонта больше, чем
карбюраторного двигателя. Во время такта впуска в карбюраторном двигателе топливно-
воздушная смесь приходит в соприкосновение со всей поверхностью стенок
цилиндров. Так как бензин, поступающий в цилиндры двигателя, еще не
полностью испарился и содержится в потоке воздуха в виде мельчайших
взвешенных капелек, то он легко осаждается на стенках цилиндров, растворяя
масляную пленку. Поэтому износ стенок цилиндров холодного двигателя
является максимальным. Наоборот, у дизеля топливо попадает в цилиндры,
когда поршень находится в в. м. т. и закрывает всю поверхность стенок
цилиндра. Кроме того, струйка впрыскиваемого топлива попадает в среду сильно
нагретого воздуха, где она мгновенно испаряется. Почти во всем
пространстве сжатия впрыснутое топливо находится в условиях, обеспечивающих
его воспламеняемость. Благодаря принудительной дозировке топлива с
помощью впрыскивающего насоса в дизеле, распределение топлива по отдельным
цилиндрам, а следовательно, и их нагрузка более равномерны, чем в
карбюраторном двигателе.
Из-за более высоких рабочих давлений некоторые детали дизеля должны
иметь увеличенные размеры; другие (как, например, детали кривошипно-
шатунного механизма) должны быть изготовлены из высококачественных
материалов. Стоимость аппаратуры для впрыска топлива по сравнению
со стоимостью карбюратора очень велика. В результате вес и цена дизеля
значительно выше, чем карбюраторного двигателя. Из-за высоких давлений
вспышки в дизеле недостижимы плавность работы карбюраторного
двигателя. Особенно важно, что время подготовки рабочей смеси в дизеле очень
мало; поэтому его максимальное число оборотов значительно меньше, чем
у карбюраторного двигателя. Вследствие этого вес двигателя, отнесенный
к единице его мощности, у дизеля всегда выше, чем у карбюраторного
двигателя.
На основании изложенных выше причин дизели применяют почти
исключительно на грузовых автомобилях. В настоящее время их устанавливают
на грузовых автомобилях грузоподъемностью до 1,5 т. В отдельных
случаях они находят применение и на легковых автомобилях.
368

ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
Как уже упоминалось выше, времени на подготовку рабочей смеси в дизеле
крайне мало. Это обстоятельство вызвало появление камер сгорания самых
разнообразных типов для ускорения движения воздуха или газов в простран-.
стве сгорания. Процесс смесеобразования обусловливается тремя факторами:
впрыском, температурой в пространстве
сгорания и упомянутым движением или
завихрением воздуха.
Образование качественной рабочей
смеси предопределяется хорошим микро-
и макросмешением топлива с воздухом.
Под первым понимается равномерная
концентрация частиц топлива в
объемах кислорода или, другими словами,
гомогенность состава рабочей смеси.
Макросмешение в сильной степени
зависит от тонкости распыла топлива,
характера распределения температуры
и условий испарения в пространстве
сгорания.
Качество макросмешения
определяется характером проникновения
топлива в массу воздуха и в
основном зависит от направления струек
топлива в пространстве сгорания и от
вихревых движений воздуха.
Для обеспечения интенсивного
движения воздуха или газов пространство
сгорания должно быть в большей или
меньшей степени разделенным. Различают три основных вида пространств
сгорания: в одних процесс сгорания происходит полностью или в основном
в цилиндре двигателя, в других — преимущественно в особой камере, а
в третьих — распределяется между цилиндром и особой камерой. В
соответствии с такой классификацией имеются двигатели с непосредственным
Фиг. 1. Камера сгорания двигателя MAN
при непосредственном впрыске топлива.
Фиг. 2. Камера сгорания вихрекамерного
двигателя Ricardo.
Фиг. 3. Камера сгорания пред-
камерного двигателя Deutz.
впрыском топлива в цилиндр, в вихревую камеру и в предкамеру. На
фиг. 1—3 показаны типичные примеры этих трех конструкций. Все прочие
виды камер сгорания — с вспомогательной воздушной камерой, с камерой
в поршне и другие — представляют собой модификации или комбинации
указанных трех основных типов.
Конструкция камеры сгорания для непосредственного- впрыска топлива
(фиг. 1) наиболее близка к классический схеме дизеля. Вся масса
поступившего воздуха остается в цилиндре и в момент положения поршня в в. м. т.
почти целиком находится в углублении днища поршня. Для наилучшего
24 Бюссиен 644 369

проникновения топлива в массу воздуха центрально расположенная
форсунка направляет пять или шесть струек топлива на поверхность
углубления в поршне. Дальнейшее увеличение числа струек топлива
нецелесообразно, так как они в этом случае начинают мешать одна другой. Движение
воздуха в пространстве сгорания двигателей подобного типа в большинстве
случаев весьма незначительно. При отсутствии каких-либо специальных
вспомогательных устройств происходит медленное вращательное движение
поступающего воздуха вокруг оси цилиндра, вызываемое односторонним
г/л.с.ч
290
270
%250
^230
190
170
м/се
30
25
L- ?п
■ 15
к
j
V
ч 1
10
15
20
2S
\
\
V
%
1 2
'1
)
\ Ш
Ы К
N
/
П
^30
\
\
1
1
60
\
\
г
А
V
ч
у
<
12
!
0
V
,3
о
, ^
/
j
/
V
5
/
/
f 1 1
J/
/
s
:
;
\
\
Л
/
Г"*
5 7
л.
Иг
240
N
и
И
ЛЙ7
>
\
/1
330
ч
36
кг/см2
300^
-i:
гсек/см*
I
Фиг. 4. Величины окружной скорости воздушного вихря радиусом 80 мм:
1 — выпускной клапан; 2 — впускной клапан; 3 — завихряющий экран (ширма), установленный
В положении, соответствующем 270°; 4 — расход топлива; 5 — скорость воздуха; 6 — давление
заторможенной струи топлива на расстоянии 94 мм от форсунки; 7 — импульс силы топливной струи на
расстоянии 94 мм от форсунки.
и в большинстве случаев тангенциальным расположением впускного клапана
по отношению к цилиндру. В результате этого при таких камерах сгорания
создать двигатель с очень высоким числом оборотов невозможно. Скорость
вращательного движения воздуха, в свою очередь, определяет необходимое
количество струек впрыскиваемого форсункой топлива. Чем выше эта
скорость, тем меньше может быть число струек. Одним из лучших способов
увеличения скорости вращения воздуха является одностороннее
экранирование головки впускного клапана. На фиг. 4 показаны величины
получаемых с помощью экранирования клапана скоростей вращения воздуха
на расстоянии 80 мм от оси цилиндра. Максимальная скорость достигает
примерно 25 м/сек. Для получения более сильного завихрения воздуха
целесообразно уменьшить диаметр выемки в днище поршня и увеличить
ее глубину. В этом случае пространство сгорания будет иметь вид,
показанный на фиг. 5.
При движении поршня вверх воздух, находящийся в пространстве над
кромкой поршня, с силой устремляется в выемку днища поршня, в
результате чего образуются воздушные вихри, вращающиеся в плоскости,
перпендикулярной к оси цилиндра. Скорости вихрей, образующихся в результате
вытесняющего действия поршня с углублением в днище, изображены
кривыми фиг. 6. Они определяются отношением диаметра камеры сгорания а
370

к диаметру цилиндра D (л = -^-) и расстоянием Яо от днища поршня до
цилиндровой головки. Скорости имеют максимальные значения при
положении поршня немного не доходя до в. м. т. и достигают 80 м/сек. Практика
показала, что наилучшие результаты достигаются при £ = 0,5. При еще
меньших камерах сгорания длины струек впрыскиваемого топлива стано-
Фиг. 5. Камера сгорания в
поршне двигателя Saurer.
м/сек
-50° -40 -30 -20
Уго/i поборота коленчатого бала
6.М.Ш.
Фиг. 6. Скорости воздуха в камере сгорания
в поршне в зависимости от положения поршня
при различных значениях с и Ио.
вятся чрезмерно короткими. При таком соотношении диаметров
максимальные скорости составляют примерно 40 м/сек, а средняя скорость равняется
25 м/сек.
Изображенный на фиг. 5 двигатель Saurer двойного завихрения
с экранированными впускными клапанами и с сердцевидной камерой
сгорания в поршне работает с примерно одинаковыми окружными и
поперечными скоростями воздуха, обеспечивая при этом
удельные расходы топлива 160—170 г/л. с. ч. в
интервале 800—1700 об/мин.
Если двигатель Saurer (фиг. 5) работает с
экранированием клапанов и вытеснением воздуха, то при
шарообразной камере сгорания в поршне (фиг. 7)
наблюдается только вытесняющее действие поршня.
Преимущество такой камеры сгорания заключается
в малой теплоотводящей поверхности, возможности
применения форсунки с однодырчатым или
штифтовым распылителем и боковым расположением фор- фИг. 7. Шарообразная
сунки в цилиндровой головке. Завихрению воздуха камера сгорания в поршне
способствует и смещенное к одной стороне положе- (MAN),
ние щаровой камеры, придающее однозначный
характер направленности воздушного потока. Благодаря этому, а также
минимальным тепловым потерям достигаются весьма низкие цифры расхода
топлива.
В так называемом вихрекамерном двигателе (см. фиг. 2) в конце такта
сжатия почти весь воздух оказывается в этой шаровой вспомогательной
камере. В положении в. м. т. поршень подходит к стенке головки цилиндра
настолько близко, насколько это позволяют допуски на обработку и сборку.
Таким образом, в данной конструкции уже не цилиндр, а отделенная от
него камера представляет собой главное пространство сгорания. Хотя
находящийся над днищем порщня воздух также принимает некоторое участие
в процессе сгорания, так как несгоревшие или частично сгоревшие остатки
топлива попадают из вихревой камеры в цилиндровое пространство, все
же примерно 90% впрыснутого топлива сгорает в вихревой камере.
24* 371

Движение воздуха в камере, отделенной от цилиндра, обусловливается
исключительно движением поршня. Интенсивность движения воздуха
определяется положением и проходным сечением перепускного канала и
формой вихревой камеры. В конструкции, показанной на фиг. 2, тангенциальное
расположение канала по отношению к шаровой камере создает однозначное
вращательное движение воздушного потока в направлении против часовой
стрелки. Достигаемые при этом скорости воздуха зависят также от величины
проходного сечения перепускного канала и величины или диаметра
вихревой камеры. Эти скорости будут выше, чем скорости при непосредственном
впрыске, а в соответствии с этим и время, потребное для смесеобразования,
будет меньше. Вихрекамерный двигатель может быть поэтому более
быстроходным, чем двигатель, работающий с непосредственным впрыском топлива
в цилиндр. Для впрыска топлива в вихревую камеру могут быть применены
Фиг. 8. Камера сгорания вихрекамер-
ного двигателя с регулируемым
сечением перепускного канала (Herkules).
Фиг. 9. Камера сгорания вихре-
камерного двигателя с разделенным
впрыском (Perkins).
однодырчатые или штифтовые распылители, что способствует упрощению
конструкции форсунок. Вихревые камеры находят применение в самых
различных модификациях.
На фиг. 8 и 9 показаны еще две конструкции вихревых камер,
обладающих дополнительными особенностями. Камера сгорания двигателя Herkules
(фиг. 8) имеет регулируемое поршнем сечение перепускного канала.
Основная масса воздуха перепускается в вихревую камеру при положении поршня
в в. м. т. В этот момент поршень создает дополнительное сужение сечения
перепускного канала, что влечет за собой особенно большие скорости
воздуха, входящего в камеру. В двигателе Perkins (фиг. 9) форсунка, имеющая
два отверстия, впрыскивает топливо одновременно в вихревую камеру
и в цилиндр на горячую поверхность днища поршня. Подобная система
облегчает пуск двигателя. Недостатком ее является необходимость точной
фиксации положения форсунки в головке цилиндра.
В предкамерной конструкции (фиг. 3), работающей по принципу
двухступенчатого сгорания, в конце такта сжатия большая часть воздуха
находится еще в цилиндре, который и образует основное пространство сгорания.
В предкамере, куда подается весь заряд топлива, происходит лишь
частичное или вспомогательное сгорание. Предкамера в противоположность
вихревой камере аккумулирует энергию для распыливания топлива и смешения
его с воздухом. Объем предкамеры вмещает примерно лищь одну треть,
но не более половины всего поступающего для сгорания воздуха. Для
получения высоких скоростей истечения перепускные отверстия имеют
сравнительно весьма небольшие размеры. Количество топлива, сгорающего в
предкамере, зависит от имеющегося там количества кислорода. Воспламенение
происходит сначала в предкамере. В результате внезапного и сильного
повышения давления смесь из жидких, испарившихся и частично сгорев-
щих частиц топлива попадает в цилиндровое пространство. Число, размеры
и расположение перепускных отверстий должны быть подобраны таким обра-
372

зом, чтобы топливо хорошо смещалось со всей массой воздуха в камере
сжатия в цилиндре, после чего уже происходит окончательное его сгорание.
Так как энергия, образующаяся в предкамере в процессе
вспомогательного сгорания, значительно превышает количество энергии, потребной
для завихрения воздуха и газов в основном пространстве сгорания, то
воздух смешивается с топливом очень интенсивно и быстро. Вследствие этого
предкамерные дизели могут быть наиболее быстроходными.
Неблагоприятным обстоятельством являются значительные потери на дросселирование
в узких перепускных отверстиях предкамеры. Поэтому предкамерный
двигатель имеет более высокий расход топлива, чем вихрекамерный или
двигатель с непосредственным
впрыском. Возникающие в
перепускных отверстиях скорости
настолько велики, что часто
лежат в зоне надкритических
скоростей.
Во всех описанных выше
системах сгорания топливо
впрыскивается непосредственно
в пространство, где происходит
первая вспышка. Во всех
двигателях с разделенными
камерами воспламенение
происходит в камере, отделенной от
цилиндрового пространства, так
как в ней условия для
воспламенения, вследствие горячих
стенок камеры и горячих
остаточных газов, оказывается наи-
Фиг. 10. Камера сгорания двигателя с
вспомогательно-воздушной камерой (Lanova).
более благоприятными. То же
самое наблюдается и в том
случае, если впрыск топлива производится не в камеру, а в цилиндровое
пространство, как, например, у двигателя с вспомогательной воздушной
камерой (фиг. 10). В этом двигателе топливо попадает в камеру в результате
того, что оно, находясь перед входной горловиной камеры, увлекается
внутрь ее сильнейшим потоком воздуха в конце хода сжатия. В связи с этим
в двигателях подобного типа впрыск топлива производится значительно
ранее в. м. т. Первоначально считали, что сгорание топлива в двигателе
с воздушной камерой происходит в цилиндровом пространстве и что в
процессе сгорания в цилиндр поступает дополнительный свежий воздух из
камеры, обеспечивающий окончательное сгорание несгоревших или
неполностью сгоревших остатков топлива. Подобный процесс сопровождался бы,
однако, сильным догоранием, перегревом поршней и соответственным
высоким расходом топлива. Истечение воздуха из вспомогательной камеры
может происходить лишь после того, как давление в цилиндре станет ниже
давления конца такта сжатия. Прежде всего началось бы истечение из этой
камеры газов, проникнувших туда во время сгорания. Практически для
двигателя с вспомогательной воздушной камерой имеет место
предкамерный процесс с той лишь разницей, что топливо поступает в камеру не
непосредственно, а косвенным путем, и что в камеру попадает не весь заряд
топлива.
На процесс смесеобразования большое влияние имеет температура в
пространстве сгорания. Распыленное топливо необходимо предварительно
испарить, после чего сможет произойти его реакция с кислородом воздуха.
Поэтому, например, нецелесообразно, чтобы в двигателях с
непосредственным впрыском длины топливных струек точно соответствовали размерам,
т. е. радиусам камеры сгорания. Наоборот, крайне желательно, чтобы
струйки топлива попадали на горячее днище поршня. Это особенно эффек-
373

тшзно> если струйки топлива достигают в момент соприкосновения с днищем
поршня максимального распыления. В этом случае топливо очень быстро
испаряется и на днище поршня не происходит коксования и прогаров. Таким
■образом, по мере увеличения диаметра камеры сгорания или, другими
словами, диаметра цилиндра двигателя следует увеличивать давление впрыска
с тем, чтобы повысить пробивную силу топливных струек.
В двигателях с разделенными камерами также следует использовать
температурный фактор. Поэтому во многих случаях в камеры встраивают
специальные вставки. На фиг. 11 изображен вихрекамерный двигатель
с калильной вставкой. Эта стальная чашеобразная деталь, в которую
впрыскивается топливо, изолирована от стенок головки цилиндра воздушной
Фиг. 11. Камера сгорания вихрека-
мерного двигателя с калильной вставкой
(Oberhansli).
Фиг. 12. Камера сгорания предкамерного
двигателя с вставной камерой (Daimler-Benz).
прослойкой, в результате чего температура вставки поддерживается очень
высокой. Аналогичная тепловая вставка в предкамерном двигателе показана
на фиг. 12. Сходящиеся перед выходным отверстием предкамеры струйки
топлива образуют единую, с широким конусом распыла струю,
обеспечивающую хорошее смещение топлива с воздухом даже в случае одного
выходного отверстия из предкамеры. Температура стенок предкамеры может
быть повышена, если их изолировать полностью или частично от стенок
головки цилиндра, как это было показано выше для случая вихрекамерного
двигателя. Для получения еще более высокой температуры стенки
предкамеры в некоторых случаях омывают выпускными газами.
Температура стенок в камерах сгорания должна выдерживаться в
определенных пределах. При слишком низкой температуре не удается получить
положительного эффекта; если температура слишком высока, то это обычно
сопровождается падением мощности и повышением расхода топлива.
Последнее обстоятельство следует отнести за счет диссоциации топлива.
Качественные характеристики трех основных видов процессов сгорания
приведены в следующей таблице:
Характеристики процессов сгорания 1
Параметры
Непосредственный
впрыск
Вихревая камера
Предкамера
Пуск (при низкой температуре)
Использование вс здуха . . . .
Граница оборотности
Топливная экономичность . . .
Температура поршней . . . .
Очень хороший
Хорошее
Низкая
Очень хорошая
Низкая
Хороший Плохой
Очень хорошее
Высокая
Хорошая
Высокая
Очень высокая
Плохая
Очень высокая
1 Приводимое в таблице сопоставление автомобильных дизелей с разными видами
смесеобразования является не вполне полным и точным. Прим. ред.
374

Необходимо указать, что температура поршней в сильной степени зависит
ют вихревых движений воздуха и газов и от местных концентраций тепла
на днище поршня. Оба эти обстоятельства особенно сильно сказываются
в предкамерных конструкциях.
ВПРЫСК ТОПЛИВА
Для превращения в дизеле химической энергии топлива в тепло
требуется впрыснуть топливо, образовать рабочую смесь его с воздухом и сжечь
ее. Проблема впрыска топлива тесно связана с вопросом подготовки рабочей
смеси. Как уже указывалось, хорошее смесеобразование должно
удовлетворять двум требованиям: во-первых, на него должно затрачиваться
минимально короткое время, что необходимо для достижения высоких чисел
оборотов двигателя; во-вторых, в процессе смесеобразования должен быть
использован по возможности весь воздух, чтобы получить высокую
мощность двигателя. В связи с этим особый интерес представляет промежуток
времени, известный под названием задержки воспламенения и имеющий
важное значение в процессе впрыска.,
Задержкой воспламенения называется время от начала впрыска
топлива до начала его сгорания. Эта задержка влияет не только на оборотность
двигателя, но и на характер работы двигателя. Двигатели с большой
задержкой воспламенения работают очень жестко. В таких двигателях к моменту
начала воспламенения в камере сгорания имеется уже столь большое
количество топлива, что нарастание давления происходит весьма резко и
достигает очень больших значений.
Если бы удалось к моменту воспламенения иметь лишь незначительное
количество подготовленной для сгорания рабочей смеси, то работа
двигателя протекала бы значительно мягче. После того как воспламенение уже
(произошло, сгорание последующих порций впрыскиваемого топлива
происходит благодаря значительному выделению тепла с меньшей задержкой
воспламенения. В соответствии с уменьшением задержки воспламенения
интенсивность подачи топлива в процессе впрыска должна нарастать.
Поэтому во впрыскивающих топливных насосах закон подачи топлива
в большинстве случаев имеет нарастающую характеристику. Однако опыты
.показали, что если отказаться от мягкой работы двигателя и меньших
нагрузок, кривошипно-шатунного механизма, обусловливаемых нараста-
щей подачей в процессе впрыска, то при равномерной и даже нисходящей
характеристике подачи достигаются лучшие экономические и мощностные
показатели двигателя. Следовательно, количество впрыскиваемого топлива,
отнесенное к углу поворота кулачка привода насоса, не должно быть
чрезмерно большим. В то же время продолжительность периода впрыска не
должна быть слишком длительной, так как это повлечет за собой явления
догорания в двигателе, повышение температуры, снижение мощности и
увеличение расхода топлива. Для автомобильных двигателей
продолжительность периода впрыска топлива составляет 15—20° угла поворота
коленчатого вала. Момент начала впрыска при этом равен примерно 10° до в. м. т.
В последнее время стремятся сократить продолжительность впрыска
топлива до 10—15° угла поворота коленчатого вала и в соответствии с этим
начинать впрыск несколько позднее. Выбор этих параметров определяется
в основном характеристикой количественного регулирования топливного
насоса.
Для достижения особо мягкой работы двигателя рекомендуется резкое
дросселирование подачи топлива в начальный период впрыска. Еще более
эффективным средством является создание перерыва в процессе впрыска.
При этом вначале впрыскивается столь незначительное количество топлива,
что воспламенение его не может вызывать значительного повышения
давления в пространстве сгорания. Лищь после того как произойдет
воспламенение, т. е. когда уже будет пройден период его задержки, начинается впрыск
375

MM1
0,4
I
%-OJ
/
/
у
-и
!
/
A;
/
0 0,1
0,2 0,3 Q4
Подъем иглы
основного количества топлива. Выбирая соответствующим образом
количество предварительно впрыскиваемого топлива, а также интервал времени
между впрыском предварительной и основной порции топлива,
представляется возможным организовать протекание процесса сгорания по любому
желаемому закону. Изложенные требования обусловливают законы впрыска,
изображенные на фиг. 13.
Практическое осуществление этих законов вполне возможно.
Обеспечение закона нарастающей подачи топлива может быть достигнуто с помощью
любого норглального топливного насоса и распылителей путем подбора
соответствующего профиля кулачка. Обычно для этого применяют кулачки
выпуклой формы, а для получения особо резкого нарастания подачи
топлива — кулачки тангенциального профиля. Дросселирование подачи топ-
о лива достигается проще всего с помощью
особых распылителей, причем в этом случае
рекомендуется применение сильно выпуклого
кулачка. Наоборот, для получения
ступенчатой подачи топлива предпочтительнее
осуществлять регулирование не
распылителями, а топливным насосом, что обеспечивает
точность дозировки и интервалов между
предварительным впрыском и основным,
осуществляемых- принудительно, чисто
механическим путем. Для такого регулирования
0,5 мм можно применять как ступенчатые кулачки,
так и ступенчатые плунжеры.
Недросселируемая подача осуществляется
обычно с помощью однодырчатых
распылителей для двигателей с разделенными
камерами сгорания и многодырчатых — при
непосредственном впрыске. Для двигателей
с разделенными камерами сгорания часто
применяют форсунки с штифтовыми
распылителями, так как форма штифта позволяет
придать струе топлива конфигурацию, наиболее соответствующую данной
камере сгорания. В известной мере это достижимо и при форсунках
с однодырчатым распылителем, так как длина и ширина струи в
значительной мере зависят у них от диаметра и длины отверстия распылителя. При
этом давление впрыска имеет решающее значение при использовании
распылителей любых типов.
На фиг. 14 показан принцип работы дросселирующего распылителя.
Верхняя часть щтифта имеет цилиндрическую форму и работает в
отверстии распылителя со сравнительно небольшим зазором. В начале хода
иглы этот участок штифта дросселирует вытекающее топливо. При
дальнейшем подъеме иглы нижний профилированный участок щтифта входит в
отверстие распылителя, открывая тем самым его полное проходное сечение.
Профилированный хвостовик штифта определяет конус распыления струи
топлива. Для обеспечения воспламенения задросселированной порции
впрыскиваемого топлива прежде, чем начнется впрыск основной порции
топлива, необходимо, чтобы время движения иглы по задросселированному
участку было бы по меньшей мере равно времени задержки воспламенения
в двигателе. Время задержки воспламенения определяется, наряду с
характером распыления топлива и завихрения воздуха, в первую очередь
температурой в камере сгорания в конце такта сжатия. Поэтому при работе с
дросселирующими распылителями рекомендуется применять более высокие
степени сжатия, а также упоминавшиеся выше аккумулирующие тепло
вставки в камерах сгорания. При всех условиях сокращение периода
задержки воспламенения оказывает весьма благоприятное действие на работу
дросселирующего распылителя.
376
Фиг. 13. Зависимость
действительных проходных сечений для
дросселирующего штифтового и одно-
дырчатого распылителей от подъема
иглы:
/ — недросселируемый однодырчатый
распылитель; 2 — дросселируемый
штифтовой распылитель.

На фиг. 15 изображена форсунка фирмы Bosch в сборе. Игла
распылителя прижата к своему седлу давлением пружины. Во время впрыска игла
приподнимается силой давления топлива, подводимого к ней снизу, в
результате чего топливо выбрасывается из соплового отверстия. Следует
различать давление открытия иглы распылителя, максимальную величину
давления впрыска и давление закрытия иглы. Первый показатель определяется
исключительно величиной предварительного сжатия пружины; вторая
зависит от величины проходного сечения сопла, когда игла распылителя
доходит до своего упора. Давление открытия иглы в двигателях с
непосредственным впрыском составляет обычно 150—250 ату а
в двигателях с разделенными камерами сгорания 80—
150 am. В момент открытия сила давления топлива
приложена к площади кольцевого заплечика иглы,
образуемой площадью сечения плунжера за вычетом площади
седла иглы. После подъема иглы площадь седла также
подвергается давлению топлива. Так
как усилие, создаваемое пружиной,
остается постоянным, а площадь, к
которой прилагается сила, увеличивается,
то давление, определяемое условием
равновесия, падает. Давление в момент
Фиг. 14. Схема работы дросселирующего распы- Фиг. 15. Топливные форсунки (Bosch),
лителя Bosch.
закрытия иглы будет поэтому всегда меньше давления открытия. При
движении иглы вниз, т. е. при ходе закрытия распылителя, игла его будет
нагнетать топливо в двигатель; однако оно поступает в пространство
сгорания уже не в распыленном состоянии, а вытекает в виде капелек. Это
влечет за собой явления догорания в двигателе, а часто и закоксовывание
сопла. В связи с этим рекомендуется разгружать нагнетающие
топливопроводы, с тем чтобы давление в сопловом пространстве форсунки могло
возвращать топливо в питательную линию.
Разгружать нагнетательные топливопроводы необходимо еще по другой
причине. В условиях работы быстроходных автомобильных двигателей
впрыск топлива не является уже более статическим процессом, как в
тихоходных двигателях, а представляет собой динамический процесс —
демпфированные колебания, вызываемые движением плунжера топливного
насоса. Это колебательное движение устанавливается в нагнетательном
трубопроводе на участке между форсункой и насосом и постепенно затухает
в результате внутреннего трения и трения топлива о стенки трубопроводов.
При этом пиковые давления отраженных волн могут быть настолько велики,
что они вызовут уже после впрыска топлива вторичный, а иногда и
многократный повторный подъем иглы распылителя. В результате произойдут
крайне нежелательные по упомянутым выше причинам явления
дополнительного впрыска топлива. На фиг. 16 показаны различия в процессе впрыска
при малых и больших числах оборотов двигателя. Чем больше разгружен
нагнетательный топливопровод, т. е. чем больше топлива будет удалено
из линии после впрыска, тем эффективнее ослабляются волны давления.
Так как время распространения волны давления увеличивается с длиной
377

топливопровода, а демпфирование происходит интенсивнее при малом
диаметре трубопровода, то рекомендуется применять по возможности короткие
трубки малого диаметра.
С форсункой (фиг. 15) применяют обычно насос фирмы Bosch (фиг. 17),
который регулируется путем вращения плунжера. В плунжере профрезе-
рована косая канавка, обусловливающая, в зависимости от положения
плунжера, более раннее или более
позднее открытие перепускного
отверстия для топлива. При движении
плунжера вниз сначала в насосе создается
разрежение и лишь почти перед н. м.т.
приоткрывается впускное отверстие для
топлива. При ходе вверх плунжер
перекрывает это отверстие, и начинается
нагнетание топлива, заканчивающееся
в момент, когда косая кромка
плунжера приоткроет перепускное
отверстие. Таким образом, нагнетание
топлива начинается не с неподвижного
положения плунжера, а лищь после
того, как он прошел уже часть своего
пути и набрал некоторую скорость.
В результате этого при начале впрыска
подача топлива, отнесенная к 1° угла
поворота кулачка, или так называемое
время-сечение может легко оказаться
чрезмерно большим. Величину время-
сечения более точно определяют как
произведение площади поперечного
сечения плунжера на скорость его
движения. Профиль кулачка и диаметр
плунжера следует выбирать поэтому
в соответствии с величиной
время-сечения. С насосами подобного типа
работают как обычные,. так и
дросселирующие распылители.
Разгрузка нагнетающих
топливопроводов, особенно необходимая для
дросселирующих распылителей,
осуществляется с помощью нагнетательного
клапана насоса. Для этого под
конусом клапана имеется поршенек.
Пространство, в котором движется
поршенек, соединяется с нагнетательным
топливопроводом. Выбором
соответствующего размера этого поршенька для
данного давления и объема
топливопровода можно создать необходимую
разгрузку давления в нем.
Выше указывалось, что жесткость работы двигателя зависит в
значительной мере от задержки воспламенения топлива и закона топливоподачи
насоса. Большое влияние на жесткость работы двигателя оказывает задержка
впрыска. С повышением числа оборотов или с увеличением скорости
плунжера сжимаемость топлива, удлинение нагнетающих топливопроводов,
инерция столба топлива и возвратно-поступательно движущихся масс
форсунки все увеличиваются, и в результате впрыск топлива по мере увеличения
числа оборотов начинается все позже. Следовательно, при малых числах
оборотов двигателя впрыск начинается раньше, чем при больших числах
378
лллллллллллАА
Фиг. 16. Диаграммы давлений в
топливном насосе и в распылителе без разгрузки:
а — для малых чисел оборотов; б — для
больших чисел оборотов.

оборотов. При высоких числах оборотов поршень двигателя может в
известной мере опережать замедленный впрыск На малых же числах оборотов
холостого хода задержка воспламенения наиболее велика и распыление
наименее интенсивно; в этих условиях жесткость работы двигателя особенно
ощутима. Представлялось бы целесообразным поэтому изменять момент
начала впрыска автоматически в соответствии с изменением числа оборотов
двигателя таким образом, чтобы с уменьшением числа оборотов впрыск
начинался бы все позднее. Для уменьшения задержки впрыска целесообразно
применение коротких топливопроводов малого сечения.
Автоматическое изменение момента начала впрыска в соответствии с
изменением числа оборотов двигателя дорого и сложно. Поэтому практически
Фиг. 17. Топливный впрыскивающий насос (Bosch) с регулированием кромкой
плунжера.
вместо изменения момента окончания нагнетания топлива при неизменном
моменте начала его поступают наоборот, т. е. изменяют момент начала
впрыска. Для этого косую кромку на плунжере, осуществляющую отсечку
нагнетания топлива в конце рабочего хода плунжера, располагают на
лобовой части плунжера. В результате начало хода нагнетания изменится в
зависимости не от чисел оборотов, а от нагрузки двигателя, и притом так,
что с увеличением нагрузки впрыск будет начинаться раньше. Это является
целесообразным потому, что по мере увеличения нагрузки
продолжительность периода впрыска, а следовательно, продолжительность горения,
переходящего на ход расширения, увеличивается. Очень часто скоростные
и нагрузочные характеристики двигателя имеют однозначный характер.
Так, например, при холостом ходе числа оборотов и нагрузка двигателя
будут минимальными и мощность его расходуется лишь на преодоление
работы трения.
Выше указывалось на хорошие тяговые качества двигателя, работающего
-с впрыском топлива. Однако топливный насос обычной конструкции не
^обладает идеальными характеристиками. Насосы без всасывающего клапана
ло мере увеличения числа оборотов обеспечивают большее разрежение,
меньший перепуск при перекрытии впускного отверстия и меньшие потери
на утечки при нагнетании. Подача таких насосов с увеличением числа
оборотов возрастает. Однако, так как крутящий момент двигателя с падением
числа оборотов (например, при движении автомобиля на подъеме) должен
379

Положение кулаипа
Фиг. 18. Двухфазный впрыск (шведская
фирма Atlas).
расти, то и подача топлива насосом при падении числа оборотов также должна
увеличиваться.
Существуют различные способы воздействия на характеристику подачи
топлива насоса. Если с увеличением числа оборотов нагнетательные
топливопроводы будут больше разгружаться, чем при уменьшении числа
оборотов, то их необходимо при работе на высоких числах оборотов перед
началом впрыска больше заполнять топливом, чем при работе на малых
числах оборотов. Требуемый для заполнения объем топлива вычитается
из объема впрыскиваемого топлива. Этот объем, следовательно, растет с
с уменьшением разгрузки топливопроводов, т. е. с понижением числа
оборотов. Требуемого эффекта можно достигнуть с помощью так называемого
разгрузочного клапана, представляющего собой клапан с переменным
сечением, зависящим от величины хода клапана. Величина хода такого клапана
растет по мере увеличения числа
оборотов вследствие увеличения
время-сечения. С величиной же хода растет и
разгрузка топливопровода.
Недостаток подобных клапанов
состоит в том, что по мере изменения
величины разгрузки меняется и момент
начала впрыска и притом в
нежелательном направлении, т. е. с
увеличением числа оборотов происходит его
запаздывание.
Того же результата можно
достигнуть установкой в нагнетательной
линии обратного клапана,
отрегулированного на минимальные числа
оборотов. Так как с увеличением числа оборотов максимальное давление в
нагнетательном топливопроводе растет, то через обратный клапан начинает
вытекать все увеличивающееся количество топлива, что создает большую
разгрузку топливопровода.
Если регулирование работы топливного насоса производится косвенным
путем, то для разгрузки топливопровода можно применить эластичную
блокировку регулировочной рейки насоса. Под косвенной системой
регулирования понимают устройство с промежуточным включением регулятора
числа оборотов между педалью подачи топлива и топливным насосом. В этом
случае водитель воздействует на подачу топлива насосом не непосредственно,.
а изменяет лишь натяжение пружины центробежного регулятора. Если
установить натяжение пружин на самую большую подачу, то эти пружины
в результате уменьшения противодействующих сил центробежных грузов,,
т. е. при понижении числа оборотов, будут перемещать эластично
соединенную регулирующую рейку насоса в положение большей подачи.
Описанные выше системы обеспечивали впрыск топлива по закону
нарастающей подачи с дросселированием и без него. Возможность получить,
помимо ступенчатой или дросселированной подачи, также и прерывистую
подачу топлива дает так называемая система двухфазного впрыска
шведской фирмы Atlas. Как видно из фиг. 18, эта система работает с помощью
ступенчатого кулачка. На участке / кривой нет увеличения хода плунжера.
Подача топлива является таким образом прерванной. На участке //
происходит впрыск основной массы топлива. По данному методу впрыска можно
работать и при очень низких давлениях впрыска. При высоких давлениях
впрыска подача весьма малого количества топлива, требуемого для
предварительной фазы впрыска (при которой количество топлива не должно
превышать половины топливного заряда на холостом ходу двигателя), вряд ли
может быть осуществлена с помощью ступенчатого кулачка. Так как при
применении ступенчатого кулачка впрыск обеих порций топлива
осуществляется тем же самым плунжером, то его размеры выбираются в соответствии
380

с величиной основного топливного заряда, вследствие чего размеры для
правильной дозировки предварительного заряда оказываются чрезмерно
большими. При предварительном впрыске ход плунжера получается поэтому
настолько малым, что перекрытие всасывающего отверстия уже лищь с
трудом может обеспечить необходимую герметизацию.
По мере увеличения износа плунжера предварительный впрыск
нарушается и пропадает вовсе, так как износ плунжера возникает и оказывается
наиболее значительным именно на стороне всасывания. Давление впрыска
может быть выбрано очень низким вследствие того, что при работе по методу
двухфазного впрыска качество распыла топлива не имеет большого
значения. Так как количество предварительно впрыскиваемого топлива слишком
мало, чтобы создать значительное повышение давления после его сгорания,
то предварительный впрыск топлива можно производить очень рано, в
результате чего остается достаточно времени для его испарения. После того как
произойдет воспламенение и воздух, следовательно, нагреется, имеющееся
количество тепла для испарения топлива будет снова настолько велико, что
распыление топлива может быть довольно грубым. Поэтому при данном
способе работы ограничиваются давлением открытия нагнетательного клапана
60—70 am. Однако возникает опасность проникновения выпускных газов
в сопловое отверстие и закоксовывания его, так как давление закрытия этого
клапана будет еще более низким. Во избежание этого форсунку снабжают
дифференциальной иглой, поверхности которой при открывании иглы
находятся под давлением топлива. При закрытии иглы, наоборот, разгружается
лищь верхний большой заплечик ее, тогда как малый нижний заплечик
не разгружается вследствие применения обратного клапана. Уменьшение
поверхности, находящейся под давлением топлива при закрытии иглы,
значительно увеличивает давление закрытия. Таким образом, в данном случае
форсунка в противоположность рассмотренным ранее форсункам имеет
давление закрытия иглы выше давления ее открытия.
Для получения надежного двухфазного впрыска, необходимо, чтобы
в результате предварительного впрыска в системе не возникали какие-либо
отраженные волны. Для этого нагнетательный клапан насоса выполняется
в виде двойного клапана, открывающегося не только в направлении топли-
воподачи, но и в сторону насосного пространства. Отраженные от форсунки
волны давления попадают в это пространство, гасятся в нем и не могут давать
дальнейших отражений.
Для устранения чрезмерной чувствительности системы впрыска,
обусловливаемой слишком малой величиной хода плунжера при предварительной
фазе впрыска, целесообразно вместо ступенчатого кулачка пользоваться
двухступенчатым плунжером или двумя плунжерами. Диаметры плунжеров
должны быть подобраны так, чтобы для обеих фаз впрыска был гарантирован
достаточный ход нагнетания.
По сравнению с карбюратором насосы для впрыска топлива
представляют собой довольно сложные и дорогие приборы. Для ухода за ними
владелец автомобиля вынужден обращаться в специализированные мастерские.
Поэтому американская фирма Bosch разработала конструкцию упрощенного
топливного насоса (фиг. 19). Этот насос имеет один единственный плунжер
даже для многоцилиндровых двигателей, который, помимо дозировки
количества впрыскиваемого топлива, создания требуемого давления и управления
моментом начала впрыска, распределяет также топливо по отдельным
цилиндрам двигателя. Для этого плунжеру сообщается не только возвратно-
поступательное, но и вращательное движение. В таких насосах не требуется
регулировать количества топлива, подаваемые к отдельным цилиндрам
двигателя, так как подача осуществляется все время одним и тем же плунжером.
Кроме того, отпадает необходимость применения специальной втулки или
гильзы для плунжера. Плунжер смонтирован непосредственно в корпусе
насоса; в случае значительного износа плунжер можно заменить другим,
имеющим диаметр, увеличенный на 0,1—0,2 мм. Возможна также замена
381

плунжера вместе с корпусом насоса, что может выполнить любой
водитель.
Уменьшение подачи топлива и изменение момента начала впрыска,
вызываемое износом плунжерной пары насоса, оказывают одинаковое
влияние на работу всех цилиндров двигателя. Количество подачи топлива
определяется работой регулятора, а момент начала впрыска одноцилиндрового'
топливного насоса легко установить непосредственно на двигателе. Это
освобождает от необходимости пользования услугами специальной мастерской
по ремонту дизельной аппаратуры или по крайней мере иметь стенд для регу-
Фиг. 19. Одноплунженрый
впрыскивающий топливный насос (American-Bosch).
Фиг. 20. Комбинированный
насос-форсунка (General Motors).
лировки топливных насосов. Недостатком одноплунжерного насоса,
несомненно, является меньший его срок службы, обусловливаемый большим
числом ходов его плунжера, пропорциональным числу цилиндров двигателя.
При очень высоком числе оборотов (или впрысков) и при обычных
конструкциях топливной аппаратуры сильно изменялись бы законы подачи
топлива форсунками. Во избежание этого наиболее целесообразно совсем
отказаться от топливопроводов, находящихся под давлением, и произвести
объединение насоса и форсунки в один агрегат (фиг. 20). Трудность при
создании таких насос-форсунок заключается в конструкции привода и
необходимости единой регулировки насоса и форсунки. По конструктивным
соображениям в этом случае рекомендуется по возможности высокое
расположение кулачкового валика.
РЕГУЛИРОВАНИЕ
Работа дизеля без регулятора невозможна, так как характеристики
подачи топливных насосов по числам оборотов не имеют устойчивого
характера. В предыдущих разделах уже упоминалось, что нормально количество
подаваемого насосом топлива растет с увеличением числа оборотов и что
с помощью специальных мер эту характеристику можно изменять. Создание
382

насоса с постоянной для всех чисел оборотов подачей невозможно, так как
потери на дросселирование во время хода всасывания насосов и потери
на утечки во время хода нагнетания изменяются в зависимости от числа
оборотов.
Регулирование может быть прямым и косвенным. В первом случае
водитель сам воздействует на управляющую подачей рейку топливного насоса,
а регулятор лишь поддерживает постоянными предельные (минимальные
и максимальные) числа оборотов двигателя. Во втором случае водитель
воздействует только на регулятор, который сам устанавливает величину подачи
для всех нагрузочных и скоростных режимов. Прямое (двухрежимное)
регулирование отличается простотой и дешевизной. Преимуществом
косвенного (всережимного) регулирования является то обстоятельство, что
водителю приходится меньше работать педалью подачи топлива, так как
вследствие установки регулятора на определенные числа оборотов они
автоматически поддерживаются постоянными. Кроме того, косвенное регулирование
дает возможность наиболее просто осуществить регулирование крутящего
момента, например методом эластичной блокировки, как это было описано
в предыдущем разделе.
Наибольшее распространение все еще имеют центробежные регуляторы.
В таких регуляторах для изменения количества подаваемого насосом топлива
используется уменьшение и увеличение центробежной силы в зависимости
от числа оборотов двигателя. Центробежный регулятор состоит из щарнирно
закрепленных на вращающемся валике грузов. Эти грузы создают, в
зависимости от числа оборотов, определенное, направленное наружу усилие.
Для удержания грузов в равновесии применяются пружины с определенным
предварительным натяжением. С изменением числа оборотов центробежные
грузы меняют свое положение, так как натяжение пружины не зависит
от числа оборотов и остается неизменным. В результате регулирующая рейка
топливного насоса смещается и соответствующим образом изменяет подачу
топлива. Это изменение всегда противоположно характеру изменения числа
оборотов двигателя. Так, например, если по какой-либо причине числа
оборотов двигателя начинают внезапно расти, то перемещение центробежных
грузов из их исходного положения в новое, соответствующее увеличенной
центробежной силе, будет смещать муфту регулятора или регулирующую
рейку топливного насоса в положение «уменьшение подачи» и притом
до тех пор, пока предварительное натяжение пружин не приведет систему
снова в равновесие и не будет достигнуто первоначальное число оборотов.
В случае падения числа оборотов двигателя описанный процесс будет
происходить в обратном порядке.
Для того чтобы регулятор пришел в действие, требуется некоторое
определенное изменение числа оборотов двигателя. Эта так называемая
чувствительность регулятора в сильной степени зависит от диапазона числа
оборотов, в которых работает регулятор, и от внутренних гасящих сил в его
системе. Регуляторы, имеющие привод с большим передаточным
отношением, и регуляторы с минимальным трением реагируют на изменение числа
оборотов очень быстро и в соответствии с этим работают с минимальным
коэффициентом неравномерности. Под коэффициентом неравномерности в
данном случае понимают разницу в числе оборотов между работой на холостом
ходу и при полной нагрузке.
Для косвенного регулирования применяют так называемый всережимный
регулятор, который регулирует работу двигателя на всем диапазоне его
чисел оборотов. Если водитель желает перейти от одного скоростного
режима двигателя к другому, то он должен или изменить натяжение
пружины, или должен сместить точку приложения передаточного рычага между
регулятором и топливным насосом, что равносильно изменению точки
приложения силы, создаваемой регулятором.
Схема всережимного регулятора с перемещением оси вращения рычага,
передающего усилие от регулятора, показана на фиг. 21. При изменении
383

положения рычага 4 управления переместятся кривошип 2, рамка 1
переводного рычага и переводной рычаг 5, а с ним и ось его вращения. Для того
чтобы при достижении рейкой топливного насоса своих предельных
положений к центробежным грузам не требовалось прилагать значительного усилия
для преодоления сил пружин, усилия от рычага управления к
промежуточным рычагам передаются через дополнительные пружины 3. Эти пружины
при значительном перемещении рычага управления нагружаются после того,
как произойдет блокировка топливоподачи. Сила пружин 3 добавляется
к силе пружин регулятора или вычитается из нее. После того как
восстановится состояние равновесия регулирующей системы, пружины 3
разгружаются .
Если желательно упростить сложную систему промежуточных рычагов
всережимного регулятора, то следует применить систему двухрежимного
регулирования. При такой системе водитель непосредственно сам переме-
Фиг. 21. Всережимный регулятор.
Фиг. 22. Двухрежимный регулятор.
щает рейку топливного насоса с помощью педали подачи топлива, а
регулятор служит для ограничения допустимых минимальных (холостых) и
максимальных чисел оборотов двигателя и поддержания их на соответствующем
уровне. Схема подобного двухрежимного регулятора показана на фиг. 22.
Ось рамки переводного рычага сидит на эксцентрике. Вращение эксцентрика,
осуществляемое при помощи педали подачи топлива, смещает рейку
топливного насоса 2, причем шарнир 1 на рычаге муфты регулятора служит осью
вращения рейки. Центробежные грузы снабжены двумя пружинами, из
которых наружная действует постоянно. Эта пружина очень мягкая и служит для
уравновешивания действия грузов на малых числах оборотов холостого
хода двигателя. С увеличение числа оборотов центробежные грузы
расходятся до тех пор, пока они не вступят в контакт с внутренней пружиной.
Эта пружина очень жесткая и имеет большое предварительное натяжение.
Усилие от предварительного натяжения обеих пружин в данном положении
центробежных грузов соответствует максимально допустимым числам
оборотов двигателя. Между обоими предельными положениями, при которых
вступают в действие пружины, регулятор не реагирует на изменение режимов
работы двигателя, и регулирование осуществляется водителем путем
перемещения эксцентрика.
Центробежные регуляторы представляют собой довольно сложные и
дорогие устройства; поэтому уже давно пытались найти более дешевые способы
регулирования двигателя. Наиболее простым по конструкции является
пневматический регулятор (фиг. 23). В этом регуляторе для привода рейки
топливного насоса используется переменное разрежение во впускной трубе
двигателя, зависящее от числа оборотов. Регулятор состоит из камеры,
разделённой воздухонепроницаемой мембраной на две части. Пространство 4
соединено с атмосферой и давление в нем постоянно. Пространство 3
соединено шлангом с впускной трубой двигателя и давление в нем меняется в
соответствии с изменением давления во впускной трубе. Изменение этого
давления заставляет перемещаться мембрану, непосредственно связанную с рейкой
384

насоса. Сила, уравновешивающая действие мембраны, создается пружиной 2.
Чтобы получить требуемое число оборотов, во впускной трубе двигателя
установлена дроссельная заслонка, приводимая в действие водителем при
помощи педали подачи топлива и создающая требуемое для перемещения
мембраны регулятора разрежение. Каждому положению дроссельной
заслонки соответствует определенное число оборотов двигателя. Так,
например, если при определенном положении дроссельной заслонки число оборотов
двигателя начнет расти, то будет увеличиваться и разрежение, вследствие
чего мембрана переместится в положение, соответствующее уменьшению
подачи топлива. Это будет продолжаться до тех пор, пока не наступит состоя-
Фиг. 23. Пневматический регулятор (Bosch).
ние равновесия между усилиями мембраны и пружины для данного
положения дроссельной заслонки. Если число оборотов двигателя начнет падать,
то процесс изменения количества топливоподачи будет происходить в
обратном порядке. Таким образом, при пневматическом регулировании, точно так
же как и при центробежном, установленное заранее число оборотов
поддерживается строго постоянным. Данный способ регулирования является
косвенным, так как водитель воздействует только на регулятор, но не на
топливный насос.
Дроссельная заслонка установлена в специальном диффузоре 1.
Действие этого диффузора обусловливает значительное усиление разрежения
в месте установки штуцера шланга регулятора, вследствие чего потери для
двигателя из-за дросселирования незначительны. Особенно эффективно
действие диффузора при полностью открытой дроссельной заслонке, когда
величина разрежения очень невелика. Без диффузора вряд ли вообще можно
было бы добиться точного ограничения максимальных чисел оборотов.
В штуцере шланга регулятора, входящем в диффузор, установлена
дополнительно небольшая трубка Вентури, которая вступает в действие, если вал
двигателя случайно начнет вращаться в обратном направлении. Так как
штуцер шланга установлен позади дроссельной заслонки, то при вращении
вала двигателя в обратном направлении мембрана регулятора окажется уже
под действием не разрежения, а избыточного давления, потому что в этом
случае впускная труба двигателя будет выполнять функции выпускной.
В результате подача топлива насосом увеличилась бы и число оборотов
25 Бюссиен 644 385

двигателя начало бы расти. Наличие дополнительной трубки Вентури
обеспечивает и в этом случае образование разрежения в штуцере шланга мембраньг
и уменьшение подачи топлива насосом.
Как уже упоминалось, при полностью открытой дроссельной заслонке
разрежение во впускной трубе незначительно. Без трубки Вентури регулятор
реагировал бы лишь на большие изменения числа оборотов двигателя
и на режимах высоких чисел оборотов работал бы крайне инертно. Обратное
явление происходит при закрытой дроссельной заслонке. В этом случае
регулятор реагирует на малейщие изменения числа оборотов двигателя, и при;
пружине с очень пологой характеристикой число оборотов двигателя
неизменно выходило бы за допустимые пределы вследствие чрезмерного
перемещения рейки топливного насоса. Это, в свою очередь, приводит к длительному
отклонению скоростных режимов двигателя от установленных. Так как
перестановочная сила мембраны сравнительно невелика и нормальная рабочая
пружина регулятора должна быть в соответствии с этим очень мягкой,,
то целесообразно применение дополнительной более жесткой пружины,
вступающей в действие в диапазоне малых чисел оборотов двигателя. Это
позволяет устранить чрезмерную чувствительность регулятора при малых числах
оборотов и на холостом ходу двигателя.
Пневматический регулятор применяется преимущественно для малых
двигателей, в которых требуются незначительные перестановочные усилия
для топливного насоса. Для крупных топливных насосов размеры камеры,
и мембраны пневматического регулятора выходят за пределы допустимых.
Одним из серьезных недостатков пневматического регулятора является
возможность двигателя пойти вразнос при негерметичности системы.
Наоборот, при применении гидравлических регуляторов возможно
получение очень больших перестановочных усилий. Принцип работы такого
регулятора состоит в воздействии давления жидкости на поршень, нагруженный
силой давления пружины. Давление жидкости должно изменяться в
соответствии с числами оборотов; это возможно, например, в том случае, если
насос будет нагнетать регулирующую жидкость через дросселирующее
устройство в цилиндре или поршне регулятора. Установка на требуемое
число оборотов может быть осуществлена изменением натяжения пружины
или изменением сечения дросселирующего отверстия. И в том и в другом
случае дросселирующее сечение будет постоянным для данного числа
оборотов и изменение числа оборотов повлечет за собой изменение дросселирующего
давления в ту или иную сторону. Вследствие изменения давления поршень
регулятора будет перемещаться в направлении увеличения или уменьшения
подачи топлива до тех пор, пока в результате установки требуемой подачи
вновь не будет достигнуто равновесное состояние между нагруженным
давлением жидкости поршнем и пружиной регулятора. Насколько прост
по своей конструкции гидравлический регулятор, настолько сложна система
гидравлического регулирования, требующая дополнительных приборов.
Так как вязкость регулирующей жидкости должна быть по возможности
постоянной, то присоединение регулятора, например, к системе
циркуляционной смазки двигателя невозможно. Требуется иметь специальный насос
и специальную жидкость со стабильной вязкостью, как, например, глицерин.
В качестве регулирующей жидкости применяют и дизельное топливо.
Температуру топлива можно поддерживать более или менее постоянной,,
если обеспечить для него отдельную систему циркуляции. В этом случае
в качестве насоса для регулирующей жидкости можно использовать насос
для подачи топлива, добавив к нему еще одну втулку и плунжер.
Делались попытки применить для гидравлического регулятора топливо*
из обратной линии впрыскивающего топливного насоса. Однако в этом случае
количество проходящего в единицу времени топлива будет зависеть
не только от числа оборотов, но и от нагрузки двигателя. При этом исчезает
чисто скоростная зависимость и регулятор будет иметь сравнительно большую*
и колеблющуюся степень неравномерности. Однако подобная система исклю-
386

чительно проста и дешева и обычно удовлетворяет требованиям
автомобильных установок.
Всем системам гидравлического регулирования свойственна зависимость
их работы от вязкости регулирующей жидкости. Если даже температура
жидкости будет в процессе работы поддерживаться примерно постоянной
и не зависимой от рабочего состояния двигателя, то все же почти невозможно
избежать разницы в работе в условиях лета и зимы. При применении в
качестве регулирующей жидкости дизельного топлива эта разница может
достигнуть для максимально допустимых чисел оборотов 20%. Таким образом,
в особенно жаркие дни двигатель будет развивать чрезмерно высокие числа
оборотов, а в особенно холодные дни автомобиль не сможет развить своей
нормальной скорости.
По этим причинам, как было упомянуто ранее, наибольшее
распространение до настоящего времени имеют центробежные регуляторы.
РАСЧЕТ И КОНСТРУКЦИЯ
Расчетноеопределение мощности, рабочего объема, давлений, температуры,
степени сжатия, к. п. д. и прочих параметров дизеля аналогично определению
таковых4 для карбюраторных двигателей (см. раздел «Карбюраторные
двигатели»).
Вопросы конструкции отдельных элементов и узлов двигателя также
весьма обстоятельно изложены в разделе «Карбюраторные двигатели».
Поэтому в данном разделе дается лишь сравнение конструкций дизельных
и карбюраторных двигателей и в основном тех отдельных их элементов,
которые обладают существенными отличиями.
Вследствие более высоких величин давлений в пространстве сгорания
конструкция дизеля оказывается более тяжелой, чем карбюраторного
двигателя. Толщина стенок картера и усилительных ребер должна быть для дизеля
большей. При изготовлении коленчатого вала дизеля обязательно применение
материала, обладающего высокой прочностью. Так как максимальные
значения нагрузок на подшипники очень высоки (200—300 кг/см2), применение
обычных вкладышей с заливкой баббитом не представляется возможным.
Вместо баббита применяются свинцовистые бронзы твердостью до 100
по Бринелю. С увеличением твердости подшипникового сплава растет
и износ шеек коленчатого вала. Коленчатые валы автомобильных дизелей
следует поэтому подвергать закалке. Целесообразным является применение
закалки пламенем газовой горелки или токами высокой частоты. Глубина
закаленного слоя составляет обычно несколько миллиметров с тем, чтобы
при смене подшипников можно было еще несколько раз прошлифовывать
шейки вала. Твердость закаленной шейки HRc ^ 60.
Вследствие высоких изгибающих нагрузок коленчатые валы должны
иметь опоры между всеми коленами. Лишь для двухцилиндровых двигателей
допускается применение вала без промежуточной опоры. В редких случаях
применяются трехпорные коленчатые валы для четырехцилиндровых
двигателей. В соответствии с более высокими напряжениями шейки и колена валов
дизелей должны иметь большие сечения.
Обычно коленчатый вал изготовляется горячей штамповкой из одного
куска. Составные коленчатые валы необходимы лишь при применении
подшипников качения. Надежное соединение отдельных частей составного
коленчатого вала достигается по системе Hirth, представляющей собой
соединение на мелких шлицах торцовых поверхностей соединяемых частей.
Широко применяется прессовая посадка щек вала на шейки, в особенности
после того, как это прессовое соединение стало легкоразборным (путем
нагнетания масла между стыковыми поверхностями под давлением 1000 am и выше),
что позволяет производить смену подшипников.
Шатуны изготовляются из сталей высокой прочности обычно методом
горячей штамповки. Обработка отверстия в нижней головке шатуна должна
25* 387

производиться с большой точностью, с тем чтобы вкладыши подшипников
соприкасались с ним всей своей поверхностью. Плоскость разъема крышки
нижней головки с телом шатуна часто делается косой, чтобы дать
возможность вынимать лоршень с шатуном в сборе через отверстие цилиндра.
Необходимо обеспечить особо надежное соединение крышки с телом шатуна.
Вкладыши подшипников стальные, залитые центробежным способом
сравнительно тонким слоем свинцовистой бронзы. Наружный диаметр
вкладышей на 0,01—0,05 мм больше диаметра отверстия в головке шатуна, что
обеспечивает их надежную глухую посадку. При чистовом растачивании
отверстия во вкладыше под размер с заданным допуском вкладыш
зажимают в головке шатуна. В верхнюю головку шатуна под поршневой палец
запрессовывают бронзовую втулку.
Поршневой палец из закаленной стали должен иметь полированную
поверхность; крепление пальца в отверстиях бобышек поршня обычно
плавающее. Необходима надежная смазка поршневого пальца.
Для изготовления поршней применяются почти исключительно
алюминиевые сплавы, содержащие для повышения износостойкости кремний.
Преимуществом поршней из легких сплавов является их малый вес и хорошая
теплопроводность, примерно в 3 раза большая, чем у чугуна. Поэтому при
одинаковых числах оборотов и нагрузках двигателя алюминиевые поршни
имеют значительно более низкую температуру, чем чугунные. Обычно
поршни изготовляются отливкой, в отдельных случаях — штамповкой.
Зазоры поршней в цилиндре должны увеличиваться по направлению к
днищам поршней в соответствии с более высокой их температурой. Поэтому
поршни имеют в нижней части цилиндрическую поверхность, а ближе к
верхней части — шлифуются на конус. Возле бобышек под поршневой палец,
где сконцентрирована большая масса металла, поверхности поршня сошли-
фовываются. Часто телу поршня придают овальную форму; при работе
двигателя на больших нагрузках в результате тепловых деформаций поверхность
поршня приобретает нормальную цилиндрическую форму.
Из-за более высоких давлений в цилиндре дизеля требуется более
эффективная герметизация поршней, чем у карбюраторного двигателя. Поршни
дизеля имеют поэтому по меньшей мере три компрессионных кольца
и по одному маслосъемному кольцу под поршневым пальцем и над ним.
Более высокие нагрузки в дизеле воздействуют в основном на кривошипно-
шатунный механизм и на картер двигателя. Поэтому выше упоминалось лишь
об этих элементах двигателя. Ясно, что головка цилиндра двигателя
и шпильки ее крепления в соответствии с более высокими рабочими
давлениями также должны иметь усиленную конструкцию. Подвергается также
изменению и система распределения. Однако различия этих элементов
у дизеля и у верхнеклапанного карбюраторного двигателя незначительны
и в данном разделе поэтому не рассматриваются.
СМАЗКА
Коренные и шатунные подшипники коленчатого вала дизеля имеют,
подобно карбюраторному двигателю, циркуляционную смазку под давлением.
Для наилучшего отвода тепла от подшипников масло подается к ним в
большом количестве. Распределительные масляные канавки во вкладышах
подшипников излишни. Наоборот, целесообразными являются расположенные
сбоку «масляные карманы». При применении подшипников качения
обязательно требуется дозированная смазка.
Для смазки поршня и втулки поршневого пальца в верхней головке
шатуна достаточно разбрызгивания смазки, вытекающей из шатунных
подшипников. Смазка поршней и поршневых пальцев регулируется числом
и конструкцией маслосъемных колец. Смазка впускного и выпускного
клапанов должна производиться возможно экономичнее; чрезмерно обильная
смазка может повлечь за собой закоксовывание тарелок клапанов и заедание
388

стержней клапанов. В общем процессы смазки дизеля протекают по тем же
законам, что и у карбюраторных двигателей.
Смазка является одной из важнейших проблем для двигателей
внутреннего сгорания, поскольку поверхности трения двигателей подвержены
не только значительным давлениям, но и очень высокой температуре. Приго-
рание поршневых колец в значительной мере зависит от качества смазки.
Масла, обладающие большой склонностью к разложению или образованию»
осадков, не пригодны для дизеля. К таким маслам относятся очень густые
масла. Жидкие масла должны быть рекомендованы еще и потому, что в дизеле
в результате более сильного прорыва газов в картер и наличия большого
количества остаточных продуктов сгорания непрерывно повышается вязкость
масла. Наоборот, в карбюраторных двигателях происходит разжижение
смазки как результат проникновения бензина в картер, в особенности при
холодном двигателе. В связи с этим применение более вязких масел
допустимо скорее для карбюраторных двигателей, чем для дизелей. Во всяком
случае явление полимеризации под действием температуры, а также
окисление и старение смазки в результате соединения с кислородом происходят1
в равной мере и в карбюраторных двигателях. В дизеле эти явления под
действием более высоких давлений протекают более ускоренно. Поэтому
для дизелей целесообразно применять масла типа SAE 30. Обычно как летом,
так и зимой можно использовать масла типа SAE 20. Следует иметь в виду,
что при высокой температуре различия в вязкости масел становятся все
меньшими.
Прорыв газов между стенками цилиндров и поршнями в картер
оказывает большое влияние на увеличение вязкости картерного масла. Поэтому
число поршневых колец должно быть у дизеля достаточно большим.
Не только поршневые кольца, но и сами поршни должны способствовать
повышению герметичности. При прорыве газов из камеры сгорания в картер
происходит постепенное падение давления по высоте поршня. Это изменение
давления зависит от высоты поршня и от величины его монтажных зазоров
в цилиндре. Прорыв газов уменьшается с увеличением высоты поршня
и с уменьшением его зазоров в цилиндре. Если бы, например, удалось
сделать поршень (имеющий в цилиндре минимальный, обусловливаемый
температурными условиями зазор) настолько большим по высоте, чтобы у его
нижней кромки давление прорвавшихся газов падало до давления в картере,
то явление прорыва газов было бы устранено полностью. Практически это,
к сожалению, оказывается невозможным.
ОХЛАЖДЕНИЕ
Большим преимуществом воздушного охлаждения перед водяным
является упрощение эксплуатации двигателя. Если для работы двигателя
с водяным охлаждением требуются топливо, смазка, воздух и вода, то для
двигателя с воздушным охлаждением вода не нужна. Другими
преимуществами воздушного охлаждения являются: отсутствие опасности
возникновения трещин и разрушении в двигателе при замерзании воды, ускорение
прогрева двигателя при пуске и уменьшение в связи с этим износа, отсутствие
радиатора, накипи и загрязнения в системе охлаждения, ржавления и
коррозии материала, а также отсутствие опасности проникновения воды
в цилиндры или картер двигателя.
Опасным для двигателя с водяным охлаждением является кипение
охлаждающей воды и образование паровых мешков. Если не обеспечен надежный
отвод пара из системы охлаждения, то в результате местных перегревов
возможно заедание поршней или появление трещин в двигателе. Опасность
перегрева, разумеется, имеется и в двигателе с воздушным охлаждением,
особенно при движении на подъеме, когда из-за перегрузки число оборотов
двигателя начнет падать. С уменьшением числа оборотов будет понижаться
производительность вентилятора и ухудшаться охлаждение, во избежание

чего необходимо прибегать к своевременному переключению передач. В этом
заключается существенный эксплуатационный недостаток воздушного
охлаждения. Чтобы обеспечить достаточную подачу охлаждающего воздуха,
приходится длительно работать при высоком числе оборотов двигателя. Таким
образом, для автомобилей с двигателями воздушного охлаждения требуется
более частое переключение передач, чем для автомобилей, имеющих двигатели
с водяным охлаждением.
К этому следует добавить, что для привода вентилятора необходим
больший расход мощности, чем для системы водяного охлаждения. Обычно при
воздушном охлаждении стоимость всей системы оказывается более высокой,
чем при водяном охлаждении. Иногда при воздушном охлаждении требуется
еще автоматическое предохранительное устройство, выключающее двигатель
или сигнализирующее каким-либо иным способом о нарушении работы
вентилятора, например при обрыве приводного ремня.
Недостатком воздушного охлаждения является плохая теплопередача
от металла к воздуху. Коэффициент теплопередачи от металла к воздуху
составляет примерно 1/80—1/100 коэффициента теплопередачи от металла
к воде. В связи с этим требуется большое количество воздуха для
охлаждения, оребрение цилиндров, а также применение направляющих кожухов
вокруг цилиндров для воздушного потока. Результатом этого является
значительный шум при работе двигателя с воздушным охлаждением. В то время
как системы водяного охлаждения цилиндров представляют собой рубашки
С двойными стенками, промежуток между которыми заполнен водой,
являющейся хорошей акустической изоляцией, цилиндры воздушного охлаждения
имеют ребра, действующие как большие мембраны.
В конструктивном отношении недостатком воздушного охлаждения
является увеличение расстояний между осями цилиндров и невозможность
создания моноблочной конструкции цилиндров. В эксплуатационном
отношении недостатком воздушного охлаждения являются большие зазоры поршней
в цилиндре и деформации цилиндров. При водяном охлаждении эти
деформации значительно меньше, так как поверхность цилиндров равномерно
омывается потоком охлаждающей воды. При воздушном же охлаждении
распределение скоростей воздушного потока по поверхности цилиндров крайне
неравномерно и, в частности, сторона цилиндров, противолежащая подводу
воздуха, охлаждается обычно хуже. Необходимо поэтому с особой
тщательностью правильно распределять в отношении скорости и количества
охлаждающий воздушный поток по поверхности цилиндров.
И при водяном охлаждении тепло, отводимое от двигателя, в конечном
счете, отдается воздуху. Однако, благодаря применению воды или какой-либо
иной жидкости как промежуточной среды, удается использовать более
высокие коэффициенты теплопередачи от твердого тела к жидкости, а затем,
увеличивая поверхность охлаждения и повышая теплоотдачу применением
очень тонких металлических стенок, создавать интенсивный переход тепла
от воды к воздуху. Для обеих фаз подобного охлаждения не требуется
затраты мощности.
Плохой отвод тепла и необходимость подачи больших количеств воздуха
для охлаждения делают систему воздушного охлаждения пригодной только
для двигателей малой мощности. Для таких двигателей подобное охлаждение
имеет неоспоримые преимущества. Если для охлаждения двигателя
оказывается достаточным поток встречного воздуха, то по своей простоте
воздушное охлаждение является непревзойденным. Во многих случаях, в
особенности на очень малых автомобилях, установка водяного радиатора
оказывается почти невозможной. Воздушное охлаждение нашло известное
распространение и на более крупных автомобилях.
В отношении износостойкости двигателя обе системы охлаждения
примерно равноценны. Износ двигателя зависит от качества ухода за
автомобилем и правильной его эксплуатации.
390

ПУСК ДИЗЕЛЯ
Без специальных вспомогательных устройств возможен пуск двигателей
лишь с непосредственным впрыском; во всяком случае это справедливо при
низкой температуре окружающего воздуха. Так как для большинства
автомобильных дизелей требуются высокие скорости воздушного потока в
пространстве сгорания, они представляют собой двигатели с разделенными
камерами сгорания и должны поэтому иметь вспомогательные устройства для
воспламенения. Ниже рассматривается вопрос зависимости пусковых свойств
от конструкции дизеля.
Наихудший пуск имеют предкамерные дизели, как имеющие самые
высокие скорости воздуха в перепускных каналах и наибольшие тепловые потери.
Без свечи накаливания или какого-либо иного подогревательного устройства
предкамерный дизель вообще не может быть пущен. После длительной
стоянки обязательно требуется достаточное предварительное накаливание
лусковой свечи. Лишь при хорошо прогретом двигателе удается иногда
пустить двигатель без применения пусковой калильной свечи. Вихрекамер-
ные дизели с их просторным перепускным каналом, соединяющим камеру
с цилиндровым пространством, при удачном расположении форсунки и при
температуре окружающего воздуха выше 0° пускаются в большинстве
случаев без приспособления для калильного зажигания.
Наилучший пуск среди всех двигателей с разделенными камерами
сгорания имеют двигатели с вспомогательно-воздушной камерой. Так как в
двигателях этого типа впрыск топлива производится непосредственно в
пространство сжатия в цилиндре, для них так же, как и для двигателей с
непосредственным впрыском, не требуются вспомогательные устройства для пуска.
В предкамерных и вихрекамерных двигателях можно добиться
улучшения пусковых свойств, если принять меры к тому, чтобы по крайней мере
часть впрыскиваемого топлива попадала непосредственно в цилиндровое
пространство. Если расположить форсунку таким образом, чтобы струйки
топлива были направлены по оси перепускных отверстий или горловины,
и соответственно подобрать величины давления впрыска, сечения и длины
форсунки, расстояния распылителя от устья камеры и размеры каналов,
то можно добиться того, что при малом (пусковом) числе оборотов двигателя
форсунка будет подавать топливо через перепускные отверстия камеры прямо
в цилиндр. При высоком числе оборотов двигателя попадание топлива
непосредственно в цилиндр невозможно, так как вследствие больших скоростей
поступающего в камеру воздуха топливная струя не попадает из камеры
в цилиндр. Таким образом, предкамерные и вихрекамерные двигатели
работают в эксплуатации как двигатели с разделенными камерами сгорания.
Воспламенение у них происходит в камере и они могут поэтому работать
с очень высоким числом оборотов. При пуске же воспламенение происходит
в цилиндре, где условия для этого более благоприятны, чем в камере. Так как
воздух является особенно плохим проводником тепла, то процесс сжатия
в цилиндре протекает адиабатически, что обеспечивает наличие в цилиндре
достаточной для воспламенения температуры. С увеличением размерности
цилиндров температурные условия становятся все более благоприятными.
Кроме того, с увеличением объема цилиндра отношение поверхности
охлаждения к его объему становится все меньшим и, следовательно, отвод тепла
уменьшится. Незначительные завихрения воздуха в цилиндре также
уменьшают теплопередачу, и в результате потери тепла в двигателях
непосредственного впрыска значительно меньше, чем в двигателях с разделенными
пространствами сгорания.
ЧЕТЫРЕХТАКТНЫЕ И ДВУХТАКТНЫЕ ДИЗЕЛИ
Все сказанное выше об автомобильных дизелях относилось исключительно
к четырехтактным двигателям, являющимся наиболее распространенными.
Двухтактные двигатели нашли широкое применение лишь для карбюратор-
391

ных двигателей малой и очень малой мощности, в первую очередь для
двигателей с кривошипно-камерной продувкой (самые простые и дешевые
двухтактные конструкции двигателей). Тем не менее применение двухтактного
процесса для карбюраторных двигателей нецелесообразно, так как крайне
неэкономично производить продувку цилиндра свежей рабочей смесью. Даже
при лучших системах продувки бесполезно теряется 25—30% свежей рабочей
смеси. В этом отношении двигатели, работающие с впрыском топлива, в
которых продувка производится чистым воздухом, в значительно большей мере
подходят для двухтактного процесса, чем карбюраторные двигатели. Имеются
конструкции двигателей с искровым зажиганием, работающие с впрыском,
бензина. Однако работа с впрыском бензина по сравнению с впрыском
дизельного топлива представляет определенные затруднения, главным образом
из-за низкой температуры кипения топлива, а также из-за проблемы смазки
деталей впрыскивающей топливной аппаратуры.
Казалось бы5 что дизель как двигатель, работающий с впрыском топлива,
вполне пригоден для работы по двухтактному циклу, тем не менее
двухтактные дизели не получили особо широкого распространения. На первый взгляд
это кажется особенно странным, так как увеличение мощности при
применении двухтактного процесса по сравнению с четырехтактным весьма
значительно. Для двигателей с одинаковым рабочим объемом и числом оборотов-
увеличение мощности достигает в среднем 70%. Трудность заключается
в особенностях работы двигателя по двухтактному циклу. Если раньше
наиболее сложно было организовать хороший газообмен, то теперь эта задача
разрешена. Решающее влияние на надежность в работе и срок службы
двухтактного двигателя оказывает его значительно более высокая рабочая
температура. Это обстоятельство сильно усложняет работу деталей поршневой
группы в основном из-за ухудшения свойств смазочного масла вследствие
высокой температуры. Довольно сложно осуществить отвод тепла, так как
циркуляция охлаждающей воды оказывается недостаточной, потому что
сплошная поверхность стенок цилиндров нарушена наличием в них
газораспределительных окон. Таким образом, применение конструкции
двухтактного двигателя зависит в первую очередь от решения проблем смазки и
охлаждения. Особенно справедливо это для двигателей с газообменом
исключительно через окна в стенках цилиндров. Двигатели с клапанным
распределением, получившие известное распространение в зарубежных странах, имеют
преимущества в отношении температурных режимов и условий смазки.
Определенными преимуществами обладают и двигатели с наддувом, которые,
наряду с лучшим использованием тепловой энергии, меньшей тепловой
нагрузкой поршня, лучшей смазкой и охлаждением, могут работать с
большим избытком воздуха.
Для четырехтактного двигателя требуется вдвое меньшее число
впрысков, чем для двухтактного, и число его оборотов может быть в связи с этим
значительно повышено по сравнению с числом оборотов двухтактного
двигателя, что частично компенсирует потери, обусловленные числом эффективных
ходов поршня, отнесенных к единице времени. К этому необходимо еще
добавить, что более низкая рабочая температура и лучший коэффициент
наполнения цилиндров, в свою очередь, повышают мощностные показатели
четырехтактного двигателя.
Процесс газообмена в двухтактном двигателе должен совершаться
примерно за время поворота коленчатого вала на 120°, тогда как в
четырехтактном двигателе газообмен осуществляется примерно в течение поворота вала
на 360°. В результате время-сечение для выпуска должно быть в двухтактном
двигателе очень велико. Обычно приходится поэтому применять по нескольку
выпускных клапанов в цилиндре. В результате головка цилиндра
двухтактного двигателя становится такой же сложной по конструкции, как и у
четырехтактного. Изготовление клапанов и механизма их привода становится
одинаково трудоемким. Картер двухтактного двигателя с продувочными
каналами является даже более сложным, чем картер четырехтактного двига-
392

теля. К этому следует еще добавить наличие продувочного насоса с его
приводом. В этих условиях возникает вопрос, не будет ли целесообразнее
применять четырехтактный двигатель с наддувом, который при равной сложности
и стоимости в производстве и почти при равной мощности (при более высоком
числе оборотов) с двухтактным клапанным двигателем будет обладать
большей надежностью в работе, свойственной четырехтактному процессу.
НАДДУВ
Применение наддува для дизеля является одним из эффективных средств
для повышения его мощности. Для карбюраторных двигателей этот путь
повышения мощности менее целесообразен, так как продувка цилиндров
неизбежно связана со значительными потерями рабочей смеси, тогда как
в дизеле при продувке теряется лишь чистый воздух.
Термическая нагрузка цилиндров, и в особенности поршней, при
применении наддува возрастает незначительно, так как величина избытка воздуха
в процессе сгорания остается неизменной или даже несколько увеличивается.
Более высокие механические нагрузки на кривошипно-шатунный механизм
при наддуве в большинстве случаев не выходят из пределов допустимых.
Кривошипно-шатунный механизм рассчитывается на величину максимального
давления при сгорании, которое возрастает по мере увеличения мощности
незначительно, тогда как среднее эффективное давление растет
пропорционально мощности.
Привод нагнетателя может быть механическим или осуществляться путем
использования энергии выпускных газов двигателя. В некоторых случаях
применяется система комбинированного привода, например с применением
муфты свободного хода. Наиболее экономичным является, конечно,
использование для привода нагнетателя энергии выпускных газов. В этом случае
для повышения мощности используется теряемая бесполезно энергия; при
механическом же приводе приходится затрачивать на него часть полезной
мощности двигателя. При применении наддува с использованием энергии
выпускных газов снижается и расход топлива двигателем. Специального
регулирования нагнетателя, работающего от выпускных газов, не требуется,
так как по мере повышения числа оборотов и нагрузки двигателя
увеличивается и количество выпускных газов, проходящих через турбину, и число
оборотов турбины. Производительность нагнетателя растет с увеличением
числа его оборотов, в результате чего поступление воздуха в двигатель будет
автоматически соответствовать развиваемой им мощности. Как показывает
опыт, некоторое запаздывание этого процесса не имеет существенного
практического значения.
Наиболее эффективен наддув при использовании энергии выпускных
газов в четырехтактных двигателях, у которых температура выпуска выше,
чем у двухтактных двигателей. К. п. д. турбины зависит в основном от
температуры рабочего газа. В двухтактных двигателях в результате
проникновения в выпускную систему продувочного воздуха температура снижается
и в связи с этим сокращается объем газа, что влечет за собой уменьшение
термического к. п. д. турбины.
Положительный эффект наддува четырехтактного двигателя
обусловливается двумя факторами: улучшением наполнения цилиндров вследствие
увеличения веса воздушного заряда и удалением остаточных газов из
пространства сгорания. Последнее особенно эффективно для двигателей с
непосредственным впрыском, так как в двигателях с разделенными камерами
удаление остаточных газов не может быть полным. При полном удалении
остаточных продуктов сгорания не только увеличивается заряд свежего
воздуха, но и снижается температура начала такта сжатия, что позволяет
получить дополнительное повышение веса воздушного заряда в цилиндре.
Для получения надежной продувки мертвого пространства цилиндра
необходимо значительно увеличить перекрытие впускного и выпускного
клапанов в в. м. т. Если в четырехтактных двигателях, работающих без наддува,
393

перекрытие клапанов составляет 20—30° поворота коленчатого вала, то в
двигателях с наддувом перекрытие клапанов делают равным 60—100° и выше.
В результате этого в отдельных цилиндрах многоцилиндровых двигателей
при применении общего выпускного трубопровода может нарушиться
рабочий процесс, так как во время продувки одного цилиндра в другой будет
открыт выпускной клапан и отработавшие газы под высоким давлением
(5—7 ати) проникнут в общий трубопровод и оттуда в цилиндр, в котором
идет продувка. Во избежание этого четырех- и шестицилиндровые двигатели
снабжают двумя, а восьмицилиндровые двигатели — четырьмя выпускными
трубопроводами. Это количество трубопроводов необходимо из-за того, что
процесс продувки продолжается в течение поворота коленчатого вала
на 120°. В этом случае можно применять один газопровод на каждые три
цилиндра.
Для того чтобы продувка цилиндра вообще могла быть осуществлена,
должен быть обеспечен перепад давления продувочного воздуха от входа
его во впускной клапан до выхода его через выпускной клапан или входа
в выпускной трубопровод. Этого можно достигнуть, увеличив размеры
выпускного трубопровода. Однако такой способ не экономичен.
Неэкономичность .его состоит в том, что высокие скорости истечения выпускных газов
через выпускные клапаны сначала резко снижаются, а затем в сопловом
венце турбины должны быть снова высокими. Расширение газов в ресивере
большого объема связано не только с падением давления, но и с тепловыми
потерями. В этом случае турбина находится под непрерывным воздействием
газов. Более экономичным является метод импульсивной работы. Для этого
выпускным газопроводам придают по возможности малые проходные сечения,
а сопловой венец турбины делают возможно широким, что позволяет
сохранить высокие скорости выпускных газов. Несмотря на большие размеры
соплового венца, турбина будет работать с большими скоростями газа,
во-первых, благодаря высокой температуре и большим объемам выпускных
газов, а, во-вторых, вследствие высокой скорости этих газов на входе в
сопловой венец турбины. В результате достигают требуемых высоких чисел
оборотов турбины, а следовательно, и необходимой производительности
нагнетателя. Кроме того, вследствие сравнительно больших сечений соплового
венца турбины пиковые импульсные давления выпускных газов настолько
быстро снимаются, что противодавление в сборных ресиверах к началу
периода продувки оказывается практически равным нулю. Таким образом,
при описываемом способе работы турбина получает отдельные, быстро
следующие один за другим импульсы газа высокого давления и высокой
температуры в промежутках между периодами продувки цилиндров. При этом
удается избежать смешения высокоэффективных выпускных газов из одного
цилиндра с менее эффективной смесью выпускных газов и продувочного
воздуха из другого цилиндра. При таком способе работы тепло, отводимое
из цилиндров потоком продувочного воздуха, а также выдуваемые
из цилиндров остаточные газы оказывают дополнительное воздействие
на работу турбины.
Описанный импульсивный метод работы обеспечивает в общем более
высокий к. п. д., чем работа с перманентным газовым потоком,
характеризуемым более низким температурным потенциалом. Импульсивный метод
работы турбины в известной мере аналогичен рабочему процессу двигателя
внутреннего сгорания, при котором преобразование тепловой энергии
в работу точно так же происходит в условиях наивысшей температуры (в
пределах примерно 2000—1000° С), тогда как промежуточные рабочие такты,
при которых происходит охлаждение рабочего тела, обеспечивают
умеренную, допустимую для материала поршней среднюю температуру.
Давление наддува в цилиндрах при применении одноступенчатого
центробежного нагнетателя составляет 0,1—0,3 ати 1 и зависит от совершенства
1 В настоящее время это давление составляет 0,3—0,8 ати. Прим. ред.
394

конструкции нагнетателя и степени использования энергии выпускных газов.
Наддув в указанных пределах именуют наддувом низкого давления. Если
желательно перейти к наддуву высокого давления, который во многих
случаях доводится уже до величины в несколько атмосфер, то становится
необходимым применение многоступенчатых турбин и нагнетателей с
промежуточным охлаждением. Однако и при указанных выше величинах Давления
наддува достигают повышения мощности двигателя на 50—100%*. При
подобном способе наддува требуются наименьшие затраты, так как кривошипно-
шатунный механизм остается неизменным и переделке подлежат лишь органы
распределения, трубопроводы и органы впрыска топлива. Так как
продолжительность впрыска должна быть сохранена неизменной, то время-сечение,
представляющее собой произведение площади сечения плунжера (см2) на его
скорость (см/сек) или интенсивность подачи топлива (см21сек), должно быть
увеличено. Это означает увеличение диаметра плунжера топливного насоса
при сохранении профиля кулачка его привода. Сечение сопла топливной
форсунки точно так же должно быть соответствующим образом увеличено.
Система для наддува двигателя состоит из одноступенчатой турбины,
объединенной в общем агрегате с одноступенчатым нагнетателем. Этот
агрегат присоединен непосредственно к выпускному трубопроводу двигателя.
При одноступенчатом наддуве отпадает необходимость промежуточного
охлаждения воздуха, поэтому такие системы являются наиболее простыми
и дешевыми. Для автомобильных дизелей применяют лишь устройства для
наддува низкого давления. Наддув высокого давления используется для
двигателей большой мощности, например для судовых.
В заключение необходимо провести сравнение наддува в двухтактных
двигателях с наддувом четырехтактных. Обычный двухтактный двигатель
представляет собой двигатель, работающий с продувкой. Поэтому лучшего
наполнения цилиндров, благодаря дополнительной продувке, как в
четырехтактном двигателе, не получается. Увеличение мощности при применении
наддува для двухтактного двигателя не так велико, как для четырехтактного.
К этому следует добавить, что простота конструкции, являющаяся одним
из крупнейших преимуществ двухтактного двигателя с чисто щелевым
распределением, также не сохраняется, так как выпуск должен начинаться
и заканчиваться до начала и конца продувки. Для того чтобы осуществить
распределение по такой несимметричной распределительной диаграмме,
требуется применение особых вспомогательных распределительных органов.
В этом случае двухтактный двигатель с клапанным распределением имеет
преимущество перед двухтактным двигателем с чисто щелевым
распределением и представляет собой двигатель с наддувом, так как давление в его
цилиндре равно полному давлению, развиваемому продувочным насосом.
На основании изложенного определяется простейшая система наддува
для двухтактных двигателей — одноступенчатый наддув продувочным
насосом в сочетании с несимметричной распределительной диаграммой.
Эффективность подобного способа, которая, однако, не слишком велика,
обусловливается его простотой. Если нужно добиться больших результатов, то
двигатель следует снабдить дополнительным нагнетателем, как это делается
в четырехтактных конструкциях. В этом случае также надо отдать
предпочтение нагнетателю, работающему от выпускных газов, так как при этом не
требуется приводного механизма и не расходуется полезной мощности
двигателя.
Вторая ступень при двухступенчатом наддуве в известной мере создает
эффект, аналогичный эффекту продувки в четырехтактном двигателе. Таким
путем и в двухтактном двигателе можно достигнуть повышения мощности
на 30—50%.
Наиболее простым конструктивным вариантом является последовательное
соединение нагнетателей, т. е. такое, при котором газотурбинной нагнетаю-
* Практически в пределах до 50%. Прим.ред.
Я95

щий агрегат подает воздух в продувочный насос. Так как при пуске
двигателя будет работать только продувочный насос, то он в этот период будет
просасывать воздух через бездействующий еще турбонагнетатель. При малом
числе оборотов во время пуска двигателя к. п. д. продувочного насоса и без-
того очень невелик; повышенное же сопротивление на всасывании ухудшила
бы к. п. д. еще больше. Поэтому создан другой метод наддува,
предусматривающий засасывание воздуха продувочным насосом непосредственно из
окружающей среды. Система простых обратных клапанов позволяет осуществлять
подачу воздуха сначала непосредственно в двигатель, а затем переключать
ее на нагнетатель. Переключение происходит в момент, когда давление
нагнетателя, работающего от выпускных газов, превысит давление, развиваемое
продувочным насосом. Это значит, что в диапазоне нормальных нагрузочных
режимов двигатель работает почти с обычной одноступенчатой продувкой
и лишь тогда, когда нагрузка достигнет определенного высокого уровняг
происходит переключение на двухступенчатый наддув.
Ввиду небольшой эффективности, высокой стоимости и сложности наддув
двухтактных двигателей не получил большого распространения.
КОНСТРУКЦИИ ДИЗЕЛЕЙ
Наибольшее распространение имеет конструктивная схема двигателя
с рядным вертикальным расположением цилиндров. Эта схема применяется'
и для современных автомобилей с передним расположением двигателя.
В новейших автомобилях, предназначенных для пассажирских перевозок^
например в автобусах, очень часто применяют и другие схемы расположения
двигателя, а следовательно, и другие его конструктивные схемы.
Обычный рядный двигатель в применении к грузовым и легковым
автомобилям имеет в большинстве случаев шесть или четыре цилиндра. Восьми-
цилиндровые конструкции встречаются крайне редко. Длина их оказывается-
столь значительной, что целесообразнее делать их двухрядными. Если
двигатель располагают под полом кузова, то применяют двигатели с
противолежащими цилиндрами. Для заднего расположения преимущество имеет
V-образные двигатели.
Горизонтальные и V-образные двигатели выполняют обычно восьми-
цилиндровыми и двенадцатицилиндровыми. реже шестицилиндровыми.
Двенадцатицилиндровые конструкции применяются преимущественно для
автомотрисе. Двигатели, расположенные под полом, если они имеют число
цилиндров меньше восьми, изготовляют горизонтальными, рядными. Если
в V-образном двигателе число цилиндров меньше шести, то рекомендуется
делать угол между рядами цилиндров равным 90°, так как в этом случае*
можно с помощью противовесов уравновесить силы инерции первого порядка.
В других случаях между рядами цилиндров применяются углы 45 и 60°*.
Особое место среди двигателей разнообразных конструкций занимают
одноцилиндровые. Подобные двигатели по сравнению с многоцилиндровыми
имеют преимущества. Так, например, в одноцилиндровом двигателе
отпадает необходимость координировать количество и момент начала впрыска
топлива. При одноцилиндровой конструкции двигателя ничто не
препятствует применению впрыскивающих топливных насосов с любыми системами
регулирования, как, например, с регулированием дросселированием или
изменением величины хода плунжера насоса. Даже при весьма примитивной'
системе регулирования с помощью косого приводного кулачка требуются
при одноцилиндровом двигателе, имеющем лишь один кулачок, такие
незначительные усилия для перемещения кулачка, которые может обеспечить
регулятор.
Диаметр плунжера топливного насоса не оказывает заметного влияния
на процесс топЛивоподачи. Независимо от величины рабочего хода плунжера
* Угол 90° между рядами цилиндров применяется в настоящее время и для шести- к
восьмицилиндровых двигателей. Прим. ред.
396

Фиг. 24. Поперечный разрез двигателя MAN с шаровой камерой сгорания.
397

или от перекрытия отсечных кромок при регулировании поворотом плунжера
работа регулятора сводится, в конечном счете, к поддержанию требуемых
чисел оборотов. Каким образом осуществляет регулятор или, вернее,
топливный насос подачу топлива на различных нагрузочных режимах —
практически безразлично. Поэтому имеются случаи, когда, например, дизель с
рабочим объемом 500 см3 работает с одним плунжером топливного насоса
диаметром 8 мм, что для многоцилиндрового двигателя с таким же рабочим
объемом вряд ли возможно.
Одноцилиндровые двигатели выполняют как вертикальными, так и
горизонтальными. Для одноцилиндровых двигателей, в особенности
горизонтальных, довольно часто применяют так называемое испарительное охлаждение,
представляющее собой простейшую систему, но обеспечивающую тем не менее
весьма энергичное охлаждение, так как отвод тепла при испарении особенна
интенсивен.
Двухцилиндровые двигатели представляют собой переходную ступень
от одноцилиндровых конструктивных схем к многоцилиндровым схемам.
Благодаря простоте, прочности и надежности одно- и двухцилиндровые
двигатели широко применяют в тракторах, особенно сельскохозяйственных,
учитывая, что условия эксплуатации их являются весьма тяжелыми.
СУЩЕСТВУЮЩИЕ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Четырехтактные дизели, имеющие преимущественное распространение,
выполнены почти исключительно с разделенными камерами сгорания, тогда
как двухтактные дизели работают обычно по принципу непосредственного
впрыска. При непосредственном впрыске камера сгорания должна быть
расположена по оси цилиндра, а форсунка иметь центральное положение.
В двухтактных двигателях с продувкой через окна это требование легко
осуществляется, так как головка двигателя не имеет органов клапанного
распределения. В четырехтактных двигателях и двухтактных с клапанным
распределением центральное расположение впрыскивающей форсунки
весьма затруднительно. Приходится прибегать к смещению камеры сгорания
в сторону, в результате чего она принимает форму вихревой камеры или
предкамеры. При таких камерах можно получить более высокие скорости
газов и более высокие числа оборотов, чем при непосредственном впрыске.
Так как быстроходность двухтактных двигателей с клапанным
распределением ограничивается значительными инерционными усилиями в
распределительном механизме, то для них предпочитают применение непосредственного
впрыска. Этот метод обеспечивает лучшую топливную экономичность и более
низкую температуру поршней, что особенно ценно для двухтактных
двигателей.
По изложенным причинам с непосредственным впрыском работает лишь
незначительное количество четырехтактных двигателей. В случае, если
четырехтактные двигатели все же применяют, то их пространство сгорания
выполняют обычно крайне компактным и размещают частично в днище
поршня. Вследствие вытесняющего действия поршня в этом случае создаются
повышенные скорости воздушного потока. При такой конструкции процесс
сгорания происходит частью в поршне, а частью в цилиндре.
Четырехтактный двигатель конструкции MAN показан на фиг. 24 и 25. Пространство
сгорания имеет ферму шара и расположено в днище поршня. По этим двум причинам потери
тепла особенно малы и крайне незначителен и расход топлива. Двигатель имеет все
преимущества двигателей с непосредственным впрыском, как, например, низкий расход топлива
и пуск без применения свечей накаливания. Кроме того, этот двигатель может работать
с однодырчатым распылителем и развивать высокие числа оборотов, так как вследствие
аккумулирования тепла камерой сгорания и сильного завихрения воздуха в ней, создаваемого
односторонним расположением шаровой камеры и наличием сужения на входе в нее,
задержка воспламенения] оказывается весьма малой. Этим же объясняется мягкая работа
двигателя.
399

Ниже приведена техническая характеристика двигателей MAN.
Техническая характеристика двигателей MAN
Параметры
D1548G
Число цилиндров
Диаметр цилиндров в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объем в л
Мощность в л. с. и соответствующее ей число
оборотов в минуту
Крутящий момент в кгм и соответствующее
ему число оборотов в минуту
Диаметр подшипников в мм:
коренных
шатунных
Фазы распределения в град, угла поворота
коленчатого вала:
впуск:
открытие до в. м. т
закрытые после н. м. т
выпуск:
открытие до н. м. т
закрытие после в. м. т
Размеры двигателя в мм:
длина
высота
ширина
Сухой вес в кг
ПО
140
8,0
120/2000
47/1200
86
80
2
25
40
8
1192
1160
785
675
6
115
140
8,72
130/2000
50/1200
86
80
2
25
40
1192
1160
785
675
S (V-образ-
ный 90°)
115
140
Н,6
180/2000
70/1100
86
80
2
25
40
8
1118
1250
1190
900
Как видно из фиг. 26, в широком диапазоне чисел оборотов и нагрузок расход топлива
не только низок, но и весьма постоянен. С уменьшением числа оборотов крутящий момент
возрастает, что обусловливает
особенно хорошие тяговые качества
двигателя. Первоначальные опасе-
Ме/1.С
130
120
110
100
90
80
70
60
50
40
Ре
кг/см2
7
5
Ье
г/л. ел
170
160-
Ре
у
у
*~—«
ввьг
1—■—.
У
.у
у
у
у'
X
у
..^
В=г.
у
$'
V
-
у
у
>
,у
у
■■
<У*
У
у*
у*
т -
be
**'
«с;
---^
Ма
100%
90%
75%
кгм
100%
ния чрезмерного нагрева поршней
и пригорания колец на практике
не подтвердились. Для
четырехтактных двигателей шаровая камера
в днище поршня, безусловно,
представляет собой приемлемую и
удачную конструкцию пространства
сгорания. Для двухтактных
двигателей применение подобной камеры,
вероятно, представляло бы
затруднения.
Общая компоновка двигателя
и конструкция кривешипно-шатун-
ного механизма соответствуют
конструкции деталей, апробированных
в течение долгого времени, а именно:
семиопорный распределительный
вал, привод к клапанам при
помощи толкателей, штанг
толкателей и коромысел, мокрые гильзы,
поршни из легкого сплава и шатуны
с косым разъемом для крышки
нижней головки. Привод к
распределительному валу шестеренный,
расположен в передней части двигателя
и хорошо доступен. Привод
вентилятора и водяного наесса
производится клиновидными ремнями.
Смазка двигателя циркуляционная, под
давлением.
В двигателе Henschel (фиг. 27 и 28) впрыск топлива также производится непосредственно
в главное пространство сгорания, расположенное в головке цилиндра. Так как это
пространство непосредственно соединено с цилиндровым пространством без всяких переходов или
сужений, то его можно рассматривать как продолжение цилиндра и считать, что в данном
двигателе происходит непосредственный впрыск. В камере сгорания против форсунки предус-
400
Щ 75% 35-
75%
90%
800 1000 1200 МО 1600
Фиг. 26. Рабочие характеристики
1800
п об/мин
двигателя MAN.

Фиг. 27. Поперечный разрез двигателя Henschel с вспомогательной
воздушной камерой.
26 Бюссиен 644
401

Фиг. 28. Продольный разрез двигателя Henschel с
вспомогательной воздушной камерой.

мотрен дополнительный объем, продувкой которого создается мощное завихрение в пространстве
сгорания. Очень часто этот дополнительный объем, как и в данном случае, в свою очередь»
подразделяется на две части, что дает возможность особенно эффективно воздействовать на
процесс продувки. Talc как впрыск топлива производится в открытое пространство сгорания,
то для пуска двигателя не требуется применения калильных свечей. Преимуществом этого
двигателя является также особенно мягкая его работа вследствие низкой степени сжатия
(1 : 15) и незначительной величины задержки воспламенения, присущей двигателю с
непосредственным впрыском и дополнительным завихрением. Продувочное отверстие в
горизонтальной плоскости не должно лежать на главной оси пространства сгорания, а должна
быть соответствующим образом смещено в сторону с тем, чтобы обеспечить однозначное
вращательное движение воздушного вихря. В данном двигателе, в отличие от обычных
двигателей с непосредственным впрыском, также не требуется применение форсунок с
многодырчатыми распылителями.
Общая компоновка двигателя и конструкция кривошипно-шатунного механизма
соответствуют описанным выше. Каждые два смежных цилиндра имеют общую головку с
впускным каналом и впускными клапанами в середине и с камерами сгорания и выпускным»
клапанами по краям. Подобная схема дает совершенно симметричную конструкцию головки,
что является целесообразным в отношении ее термических и механических напряжений*
Ниже приведена техническая характеристика двигателя Henschel.
Техническая характеристика двигателя Henschel
Модель двигателя 513DC
Число цилиндров 6
Мощность (при 2200 об/мин) в л. с 140
Диаметр цилиндра в мм ПО
Ход поршня в мм 150
Рабочий объем в л 8,55-
Степень сжатия 15
Максимальный крутящий момент (при 1200 об/мин) в кгм 55
Порядок работы цилиндров 1—5—3—6—2—4
Емкость системы водяного охлаждения в л 22
Емкость масляной системы в я 9
Удельный расход топлива (при 1200 об/мин) в г/л. с. ч 185
Сухой вес двигателя в кг 625
Фазы распределения в град., угла поворота коленчатого вала:
впуск:
открытие до в. м. т 17
закрытие после н. м. т 42
выпуск:
открытие до н. м. т 42
закрытие после в. м. т 17
Зазор клапанов при прогретом двигателе в мм:
впускного , 0,3
выпускного 0,4
Угол седла клапана в град 90
Зазор стержня клапанов в мм:
впускного 0,05—0 085
выпускного • 0,07—0,106*
Начало впрыска до в. м. т. в град : . . . . 47
Давление впрыска в кг/см2 - 120
Диаметр маховика в мм 4601
Число зубьев на венце маховика 160
Зазор между поршнем и головкой в в. м. т. в м 0,9—1,2*
Давление масла в кг/см2 2,5—4,0
Зазор в подшипниках в мм:
шатунных 0,08—0,12
коренных 0,10—0,14
В результате раннего начала впрыска, уже во время хода сжатия, перед входом в дсба*
вочную камеру создается облачко распыленного топливного тумана, энергично увлекаемого
в эту камеру воздушным потоком, так как наибольшее количество воздуха, отнесенное к^1°
поворота коленчатого вала, поступает в дополнительную камеру как раз перед в. м. т.
Оба описанных выше двигателя характеризуются тем, что впрыск топлива
происходит у них непосредственно в главное пространство сгорания,
представляющее собой так называемое открытое пространство сгорания,
соединение которого с цилиндром не имеет сужений или имеет очень
незначительные сужения.
На фиг. 29 и 30 изображен американский двигатель Herkules, в котором весь заряд
топлива также впрыскивается в основное пространство сгорания, которое, однако, отделено от
цилиндра узкой горловиной, что позволяет считать его разделенной камерой сгорания. Этотг
26* 403

двигатель, применяемый фирмой Ford, представляет собой вихрекамерную конструкцию с
шаровой камерой сгорания и тангенциальным перепускным каналом. Так как по возможности
весь засасываемый двигателем воздух должен поступать в шаровую камеру, ее и следует
■рассматривать как основное пространство сгорания. В противоположность почти всем другим
конструкциям, в данном двигателе вихревая камера расположена не в головке цилиндра,
а в блоке цилиндров, и проходное сечение перепускного клапана из камеры в цилиндр меняется
в соответствии с положением поршня. В результате во время поступления воздушного потока
Фиг. 29. Поперечный разрез
вихрекамерного двигателя
Herkules (США).
в камеру сечение перепускного клапана непрерывно сужается и скорость потока соответственно
-возрастает. Наличие интенсивного завихрения воздуха позволяет повысить число оборотов
двигателя. После того как произошло воспламенение, поток выходящих из камеры газов
автоматически регулируется: по мере падения давления в вихревой камере увеличивается
проходное сечение перепускного канала и сопротивление перепуску газов в цилиндр
уменьшается. Общая компоновка двигателя аналогична описанным ранее конструкциям. Ниже
■приведена техническая характеристика двигателя Herkules.
Техническая характеристика двигателя Herkules
Диаметр цилиндра в мм 92,07
Ход поршня в мм 101,6
Число цилиндров 6
Рабочий объем в л 4,08
Мощность в л. с:
при 3000 об/мин 90
„ 2000 '„ 65
Среднее эффективное давление в кг/см2".
при 3000 об/мин 6,6
„ 2000 „ 7,15
Литровая мощность в л, с.1л 22
404

Фиг. 30. Продольный разрез двигателя Herkules (США).

Удельный вес двигателя в кг/л, с 5
^Максимальное давление сгорания в кг/см2 70
Минимальный расход топлива в г/л. с. . . 185
Начало впрыска до в. м. т. в град. ... 30
Максимальный крутящий момент (при
2000 об/мин) в кем 25
Максимальное усилие на поршень в кг . . 4600
Вес движущихся возвратно-поступательно
деталей в одном цилиндре в кг 3,33
Емкость масляной системы в л 9
Смазка коренных и шатунных
подшипников, поршневых пальцев, подшипников
распределительного вала, штанг,
толкателей и коромысел клапанов Под давлением
Топливоподача Впрыскивающий насос, работающий от
собственного распределительного вала, с
встроенным топливоподающим насосом. Топливный
фильтр, установленный между топливным
баком и топливоподающим насосом
Система охлаждения Циркуляционная, от насоса с шестеренным
приводом с передаточным отношением
1 : 1,28. Термостат, установленный в выходном
патрубке насоса
Блок цилиндров Чугунный, с сухими цилиндровыми гильзами
Головка цилиндров Общая, на все цилиндры; стальная
штампованная крышка. Высота головки 79,4 мм.
Число шпилек крепления головки 30; диаметр
шпилек 14,3 мм
Поршни Отлиты под давлением из легкого сплава,
термически обработанные. Маслосъемных колец 2
Поршневые пальцы Плавающего типа; диаметр 28,6 мм
Коленчатый вал Штампованный, с поверхностной закалкой,
работает в подшипниках со стальными
вкладышами, залитыми свинцовистой бронзой
Число коренных подшипников 7
Диаметр коренных подшипников в мм . . 69,85
Длина коренных подшипников в мм:
переднего 47,62
заднего 50,80
среднего 52,40
промежуточных ♦ . . 31,80
Число болтов крепления коренных
подшипников 14
Диаметр болтов коренных подшипников
в мм 17,46 и 14,3
Шатуны Штампованные, термически обработанные с
каналом для смазки поршневого пальца
Диаметр шатунного подшипника в мм . . 60,3
Длина шатунного подшипника в мм . . . 38,1
Длина шатуна в мм 198,85
Число болтов крепления крышки нижней
головки шатуна 2
Диаметр шатунных болтов в мм 14,3
Распределительный вал Отлит из специального сплава, термически
обработанный. Подшипники из листовой
стали, залитые сурьмяным сплавом
Число подшипников распределительного
вала • 5
Диаметр подшипиков распределительного
вала в мм 44,45
Длина переднего, заднего и среднего
подшипников в мм . . . . * 31,75
Длина промежуточных подшипников в мм 23,8
Впускной клапан Из стали SAE 3140
Диаметр впускного клапана в мм .... 39,7
Выпускной клапан Из хромо-кремниевой стали
Диаметр выпускного клапана в мм . . . . 28,6
Регулятор Вакуумный, регулирующий числа оборотов
в интервале 400—3000 в минуту
Система пуска и освещения 12-вольтовая в США, в Европе стартер
24-вольтовый
Диаметр выпускного трубопровода в им . 50,8
406

Система подогрева Для низкой температуры в США применяется
форсунка для впрыска топлива во впускную
трубу и калильные свечи. В Европе для
подогрева применяются два фланца с
электроподогревом впускной трубы
Вентилятор Шестилопастный, с ременным приводом
Воздухоочиститель Фильтр с масляной ванной
Вес двигателя в кг 360
На фиг. 31 даны кривые мощности и крутящего момента в зависимости от числа оборотов.
Расход топлива достигает оптимума 182 г/л. с. ч. примерно при 2000 об/мин. Максимум
крутящего момента соответствует этому же числу оборотов.
Как уже указывалось, вихревые камеры в большинстве случаев
размещаются в головке цилиндра. На фиг. 32 показана конструкция вихрекамер-
ного двигателя,
обладающего некоторыми
особенностями.
лс.
80
70
60
50
40
30
20
10
0
be г/лсч
280
260
240
220
200
180
М^нем
26
24
7г
20
IS
400
ч,
1
1
\
800
i-2
/
|
1
/200
/
(
/
1600
/
/
2000
/
I
\
***
2400 поб/мин
Фиг. 31. Рабочие
характеристики двигателя Herkules.
Фиг. 32. Двигатель Kamper с цилиндрической
вихревой камерой.
Вихревая камера на фиг. 32 не видна; она расположена в головке сбоку и соединена
тангенциальным каналом с цилиндровым пространством. Отличие этой камеры от шаровой
камеры Ricardo состоит в том, что она сплющена по бокам и имеет форму коробки. Такая форма
камеры обеспечивает беспрепятственное вихреобразование, тогда как в шаровой камере этот
вихрь непрерывно меняет свой диаметр в поперечном направлении к плоскости своего
вращения. Впрыск топлива производится вдоль камеры по направлению к ее горловине.
Воздушный поток захватывает распыленное топливо. Благодаря хорошо организованному
вращательному движению воздушного потока камеры этого типа получили название цилиндрических
вихревых камер. Несколько необычной для дизеля является трехопорная конструкция четырех-
коленчатого вала, применяемая при высоком числе оборотов обычно лишь для
карбюраторных двигателей. Противовесы на перпендикулярных щеках вала разгружают коренные
подшипники, что особенно важно для наиболее нагруженного среднего подшипника. Свободные
силы инерции уравновешены смещением кривошипов на 180°. В целом конструкция весьма
компактна и проста.
Ниже приведены основные показатели двигателя
Основные показатели двигателя Kamper
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объем в л ' '
Число оборотов коленчатого вала в минуту
Мощность в л. с
Удельный расход топлива в г/л. с. ч. (при средних числах оборотов)
Расход топлива на 100 км пробега автомобиля в л
100
142
4,46
2500
86
190
12—14
407

Расход масла в г/л. с. ч 2—3
Расход масла на 100 км пробега автомобиля в л 0,3
Порядок работы цилиндров 1—3—4—2
Степень сжатия 18,5
Емкость масляного картера в л 13
Открытие впускного клапана до в. м. т в град 8—10
Закрытие выпускного клапана после в. м. т 15—18
Зазор клапанов при прогретом двигателе в мм 0,3
Благодаря быстрому и качественному смесеобразованию в цилиндрической вихревой
камере двигателя Kamper и незначительному дросселированию газового потока в горловине
камеры, двигатель работает исключительно мягко, со сравнительно невысокой степенью
сжатия и может развивать очень высокие числа оборотов.
В отличие от описанных выше конструкций на фиг. 33 и 34 изображен двигатель Klockner-
Humboldt-Deutz, в котором топливо подается не в главное пространство сгорания, а во
вспомогательную камеру. В эту камеру попадает меньшая часть поступающего воздуха. В
данном случае объем предкамеры сравнительно велик, в результате чего энергия перетекания
очень значительна. Поэтому воздух в цилиндре не требуется концентрировать в углублениях
днища поршня, противолежащих перепускным отверстиям предкамеры, и можно работать
с поршнем, имеющим плоское днище. Вследствие полного использования воздуха эти
двигатели работают с минимальным избытком его и допускают значительную перегрузку.
Значительное дросселирование в перепускных отверстиях предкамеры создает увеличение
запаздывания воспламенения и несколько жесткую работу. Указанный недостаток может быть смягчен
повышением степени сжатия и применением задросселированных распылителей. Эти способы
дают возможность в значительной мере регулировать протекание процессов смесеобразования
и сгорания.
Двигатель Klockner—Humboldt—Deutz имеет отдельные головки цилиндров и мокрые
гильзы, что дает возможность в случае необходимости производить быстро смену этих деталей.
Коленчатый вал с шлифованными и закаленными шейками работает на семи коренных
подшипниках и снабжен противовесами, закрепляемыми болтами. Крышки нижних головок
шатунов укреплены на мелких шлицах, обеспечивающих плотную посадку и делающих
излишним применение прецизионного болтового крепления. На переднем конце коленчатого вала
имеется гаситель крутильных колебаний, что позволяет безопасно работать с любым числом
оборотов. Ниже приведены основные данные двигателя:
Мощность в л. с 180
Вес в кг 1100
Удельный вес в кг/л, с 6,5
Удельный расход топлива в г/л. с. ч. 190
Число оборотов коленчатого вала в минуту 1800
Рабочий объем в л 13,54
Литровая мощность в л. с./л 12,2
Диаметр цилиндра в мм 130
Ход поршня в мм 170
Степень сжатия 20
Среднее эффективное давление в кг/см2 6,1
Давление впрыска в кг/см2 130
Начало впрыска до в. м. т. в град 25—30
Двигатель Mercedes—Benz (фиг. 35) принадлежит к числу немногочисленных до
настоящего времени дизелей для легковых автомобилей. Предкамера этого двигателя имеет шаровук>
форму и центрально расположенную горловину, лежащую вдоль общей оси с форсункой.
Шаровая форма предкамеры обеспечивает наиболее совершенное смесеобразование и
распространение пламени и минимальные тепловые потери. Сравнительно широкий и имеющий форму
сопла перепускной канал сводит к минимуму потери процесса истечения. Главным
пространством сгорания служит широкое корытообразное углубление в днище поршня, в которое
входит горловина предкамеры. Обращает внимание крайне малый зазор между днищем поршня
и кромкой горловины предкамеры. Наиболее узким сечением при положении поршня в в. м. т.
будет кольцевое сечение между торцом горловины предкамеры и дном углубления в поршне.
Этот кольцевой зазор является дросселирующим сечением для выходящей из предкамеры
газовой струи. Зазор увеличивается по мере движения поршня вниз и уменьшения давления
в предкамере. Сопротивление перетеканию потока в горловине и сила удара струи о днище
поршня ослабевают по мере удаления поршня от в. м. т. Так как по мере выравнивания
давления в предкамере и цилиндре величина сечения, соединяющего оба эти пространства, также
растет, то закон истечения газов из предкамеры вполне соответствует условиям их состояния
в главном пространстве сгорания.
Расположение перепускного канала и форсунки на одной оси облегчает пуск двигателя,
так как при малом числе оборотов двигателя часть топлива попадает непосредственно'
в цилиндр. Для защиты распылителя от чрезмерных тепловых нагрузок применена изолирующая
пластинка из хорошо отводящего тепло материала, например меди. Коленчатый и
распределительный валы трехопорные. Противовесы коленчатого вала откованы вместе с валом
и имеют одинаковые размеры.
408

Фиг. 33. Поперечный разрез предкамерного двигателя Klockner-
Humboldt-Deutz.
409

я
I
410

Фиг. 35. Предкамерный двигатель для легковых автомобилей Mercedes-Benz.

Осевая фиксация коленчатого вала осуществляется средним коренным подшипникомг
вследствие чего вал может свободно удлиняться в обе стороны. Двигатель не имеет вставных
цилиндровых гильз. Если износ цилиндров достигает максимально допустимого пределаг
необходимо подвергнуть блок расшлифовке и установить поршни соответственно увеличенного*
диаметра. Поршни имеют лишь по одному маслосъемному кольцу, расположенному выше
поршневого пальца. Система смазки обычная, циркуляционная, под давлением. Масляный насос
шестеренного типа, горизонтальный, с приводом от шестерни на распределительном валу.
Впускные и выпускные клапаны, как у всех дизелей, верхние, подвесные. Привод клапанов
нормальный, при помощи толкателей, штанг толкателей и коромысла. Головка цилиндра
общая на все четыре цилиндра. Для регулирования топливоподачи применяется описанный
выше пневматический регулятор.
Двигатель характеризуется простотой конструкции. В то же время он является
наиболее быстроходным из существующих дизелей; максимальное число оборотов его 3400 в минуту.
Рабочий объем одного цилиндра равен 442 см3, что делает его одним из самых
малолитражных дизелей. Двигатель имеет следующие основные показатели:
Диаметр цилиндра в мм 75
Ход поршня в мм 100
Рабочий объем в л .... * 1,77
Мощность при 3200 об/мин в л. с 40
Крутящий момент (при 2000 об/мин) в кгм ч ' 10,5
Максимальное среднее эффективное давление в кг/см2" 7,3
ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ
Дальнейшее конструктивное развитие дизелей сводится в первую очередь
к повышению мощности. Повышение числа оборотов описанных двигателей
открывает большие возможности для увеличения мощности. В этом
отношении особенно перспективны двигатели с разделенными пространствами
сгорания и в первую очередь предкамерные. Вряд ли можно ожидать
значительного повышения среднего эффективного давления, так как при
давлениях, превышающих 7 кг/см2, работа дизеля протекает уже с минимальным
избытком воздуха. Применение наддува, несомненно, имеет большое будущее.
Дальнейшее повышение мощности возможно при применении
двухтактного процесса, причем решающее значение имеют вопросы эксплуатационной
надежности и срока службы. Применение двухтактных дизелей в последнее
время увеличилось.

IX. ДВУХТАКТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ С ЗАЖИГАНИЕМ
ОТ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ИСКРЫ И ДИЗЕЛИ
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
В четырехтактном двигателе все четыре такта, из которых состоит цикл его работы —
впуск, сжатие, расширение и выпуск, совершаются в цилиндре над днищем поршня.
Отдельные такты, хотя в некоторых случаях и перекрывают во времени один другой (при наличии
так называемого перекрытия клапанов), однако в основном совершаются в разное время.
Преимущество четырехтактного цикла заключается в том, что он обеспечивает устойчивую
работу двигателя в более широком диапазоне скоростных режимов; недостатком является
то обстоятельство, что полный рабочий цикл совершается в нем за два оборота коленчатого
вала, причем топливо сгорает лишь во время второго оборота, а в течение всего первого
оборота совершаются вспомогательные такты впуска и сжатия. Вследствие этого теоретически
мощность четырехтактного двигателя должна (при прочих равных условиях) быть вдвое
меньшей, чем двухтактного; кроме того, четырехтактный двигатель работает с большей
степенью неравномерности; для более равномерной работы автомобильный двигатель
выполняют многоцилиндровым, причем кривошипы вала должны быть соответствующим образом
расположены один относительно другого. Наличие двух тактов, требующих для своего
осуществления затраты энергии (выпуск и впуск), а также привод механизма газораспределения
вызывают некоторое снижение механического к. п. д.
Конструкции многоцилиндровых двигателей отличаются одна от другой главным образом
относительным расположением цилиндров и кривошипов коленчатого вала (рядные, V-образ-
ные, Н-образные, Х-образные, звездообразные двигатели и т. д.) для обеспечения наибольшей
равномерности распределения рабочей смеси по цилиндрам, наивыгоднейшего порядка работы,
умеренной нагрузки на подшипники и выгодных значений критических чисел оборотов
(имеются в виду критические числа оборотов в отношении крутильных колебаний и
бесперебойной работы системы зажигания).
Рабочий цикл двухтактного двигателя состоит из двух совершенно
необходимых тактов: сжатия и расширения. Очистка цилиндра от продуктов
сгорания частично осуществляется за счет энергии выпускных газов, причем такт
расширения заканчивается примерно уже за 65° до н. м. т. (по углу поворота
кривошипа), что достигается открыванием соответствующих выпускных
органов. Вследствие того, что вслед затактом расширения непосредственно
следует такт сжатия, для подачи свежего заряда смеси в рабочий цилиндр
остается очень мало времени (-&г сек. в тяжелых стационарных дизелях
и -^q- сек. в автомобильных двигателях J.
При поступлении в цилиндр свежий заряд должен одновременно
завершить очистку цилиндра от продуктов сгорания. Процесс подачи свежего
заряда и очистка им цилиндра должны протекать с возможно большей
эффективностью и при минимальных потерях. Это является основной проблемой,
которую приходится решать при создании двухтактных двигателей (особенно
большие трудности возникают при продувке цилиндра рабочей смесью в
карбюраторных двигателях). Процесс засасывания свежего заряда в продувочный
насос и подачи этого заряда в цилиндр протекает в течение весьма короткого
времени.
Для засасывания свежего заряда и его подачи в цилиндры обыкновенно
используются поршневые или ротативные продувочные насосы или нагнега-
тели (последние чаще всего используются в дизелях, где вследствие
особенностей самого рабочего процесса требуются нагнетатели с более высокой
413

производительностью). Число оборотов вала продувочного насоса обычна
равно числу оборотов коленчатого вала двигателя. Продувочный насос
засасывает свежий заряд в то время, когда в цилиндре совершается такт сжатия;
во время такта расширения продувочный насос осуществляет сжатие
свежего заряда, а в момент, когда поршень рабочего цилиндра переходит
от такта расширения к такту сжатия, продувочный насос подает свежий
заряд в цилиндр. Во многих случаях между продувочным насосом и цилиндром
вводят ресивер, с помощью которого можно ослабить пульсации и
обеспечить поддержание более или менее постоянного давления свежего заряда
во время продувки.
Двухтактные двигатели появились в результате стремления создать более простую
конструкцию, поэтому в качестве автомобильных и мотоциклетных силовых агрегатов широкое
распространение получили лишь двигатели с кривошипно-камерной продувкой. В этом случае
рабочий поршень служит одновременно и поршнем продувочного насоса, а полостью, в
которую засасывается и в которой сжимается свежий заряд, служит герметизированная
кривошипная камера. Перепуск свежего заряда из камеры в цилиндр происходит через окно-
в поршне и продувочный канал. Вследствие того что при конструктивном выполнении
данного вида двигателя неизбежно наличие значительного вредного пространства, коэффициент
подачи продувочного насоса получается не особенно высоким; однако в легких двигателях
этот недостаток более чем компенсируется компактностью, простотой и дешевизной конструкции.
Хорошо сконструированный и качественно изготовленный двухтактный
двигатель обладает по сравнению с четырехтактным следующими
преимуществами:
1) Большей простотой конструкции (особенно это относится к двигателям
с кривошипно-камерной продувкой).
2) Более высокой литровой мощностью.
3) Большей равномерностью хода.
4) Меньшим удельным весом.
Примечание. Указанные в пп. 2—4 преимущества объясняются удвоением числа
рабочих ходов, в то время как среднее индикаторное давление получается меньшим, чем
в четырехтактном двигателе.
5) Менее шумной работой.
6) Простотой ухода и технического обслуживания.
К этим основным преимуществам при соответствующем выполнении кри-
вошипно-шатунного механизма и продувочного насоса добавляются
следующие:
7) Малая чувствительность кривошипно-шатунного механизма к
превышению расчетного числа оборотов.
8) Более короткая подготовка к пуску и более легкий пуск.
9) Возможность применения простой и надежной в эксплуатации системы
смазки (добавление масла к топливу).
Кроме того, при рациональном выборе схемы продувки следует еще
указать на то, что минимальный удельный расход топлива получается при
нагрузках, составляющих -~ т- от максимальной, т. е. таких, которые
наиболее часто встречаются в процессе эксплуатации.
Однако, наряду с перечисленными выше преимуществами, двухтактный
двигатель имеет следующие недостатки:
1) более высокий по сравнению с четырехтактным двигателем расход
топлива при нагрузках, меньших -^- и больших -т- от максимальной
(что объясняется неизбежными потерями при продувке);
2) значительно более высокие тепловые напряжения и трудность отвода
тепла (в особенности от поршня) вследствие удвоения числа рабочих ходов;
3) низкие значения крутящего момента при малых числах оборотов;
4) менее устойчивая работа двигателя при малых числах оборотов
и при минимальных числах оборотов холостого хода;
5) трудности, связанные с уравновешиванием двигателей, что объясняется
не вполне благоприятными в этом отношении формами коленчатых валов;
414

6) необходимость в специальном продувочном насосе (за исключением
двигателей с кривошипно-камерной продувкой).
Двигатель с кривошипно-камерной продувкой и щелевым распределением
имеет все перечисленные выше преимущества, чем и объясняется его
наиболее широкое распространение среди двухтактных автомобильных и
мотоциклетных двигателей.
УПРАВЛЕНИЕ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
Общее устройство
Газораспределение чаще всего осуществляется при помощи окон,
расположенных в стенках цилиндра; в некоторых более дорогих конструкциях
стационарных и транспортных двигателей иногда используются также и
клапаны, золотники и т. п. Расположение органов газораспределения
относительно оси цилиндра определяет собой схему продувки. Если, например,
впускные и выпускные органы расположены на противоположных концах
цилиндра (по высоте), то
поток газов проходит через
цилиндр без изменения
направления своего движения,
т. е. имеет место
прямоточная продувка (фиг. 1, а и б
Фиг. 1. Основные виды устройства органов газораспределения
двухтактных двигателей:
а — клапанно-щелевая прямоточная схема продувки с выпуском через
окна; б — клапанно-щелевая прямоточная схема продувки с выпуском
через клапаны; в — щелевая контурная схема продувки.
и фиг. 4). Схема продувки, изображенная на фиг. 1, а (прямоточная
продувка с нисходящим потоком), не используется вследствие того, что
сечение впускных органов в этом случае получается ограниченным, для
чего, в свою очередь, требуется повышение давления продувочного воздуха;
кроме того, для такой схемы характерны также неблагоприятные условия
выпуска. Схема, показанная на фиг. 1, б (прямоточная продувка с
восходящим потоком), дает хорошие результаты; однако она не допускает высоких
чисел оборотов и вызывает удорожание конструкции. Такая схема в
сочетании с ротативным нагнетателем успешно и во все возрастающем объеме
применяется на протяжении ряда лет в стационарных и транспортных дизелях.
Схема со встречно-движущимися поршнями (фиг. 4) используется в известных
дизелях Junkers, а также в стационарных и судовых двигателях, в особенности
американских и английских.
В настоящее время в основном используются двигатели с щелевым
распределением (фиг. 1, в); автомобильные и мотоциклетные двухтактные двигатели
других видов пока не привились. В рассматриваемой схеме выпускные
и продувочные окна расположены приблизительно на одном уровне по высоте
цилиндра вблизи н. м. т., и управление их открытием и закрытием осуще-
415

ствляется самим поршнем. При таком расположении окон продувочные газы
перемещаются по контуру цилиндра, делая поворот на 180° у головки
цилиндра (другие схемы продувки см. на фиг. 13 и 14).
В двигателях с поперечной продувкой и с поршнем, управляющим
газораспределением, расположение окон получается таким, что их открытие
и закрытие происходят симметрично относительно н. м. т., т. е. что выпускные
окна закрываются настолько же позже впускных или продувочных, насколько
они открываются раньше них (симметричная диаграмма распределения).
Такое положение приводит к почти полному выравниванию давления
в цилиндре (давление свежего заряда) с давлением окружающей среды (кроме
двигателей с очень высокой средней
скоростью поршня). Для того чтобы избежать
бесполезного уноса большой части свежего
заряда во время продувки, необходимо
создать некоторое противодавление на
выпуске pz. Лишь в двигателях повышенной
мощности для лучшего отвода тепла
допускают повышение уноса свежего заряда; эти
двигатели работают почти при свободном
выпуске (двигатели гоночных автомобилей).
При симметричной диаграмме распределения
дозарядка невозможна в отличие от схем,
изображенных на фиг. 1, аи б, имеющих
Продувка
Фиг. 2. Схема двигателя с криво-
шипно-камерной продувкой по щелевой
контурной схеме.
о.)
Фиг. 3. Двигатели с параллельным расположением
цилиндров и общей камерой сгорания:
а — Valveless; б — Puch; в — Zoller.
несимметричное расположение и соответствующие параметры впускных
и выпускных органов.
В двигателях с кривошипно-камерной продувкой управление впуском
свежего заряда в кривошипную камеру также осуществляется поршнем (его
нижней кромкой). Фазы распределения симметричны относительно в. м. т.;
диаграмма распределения такого двигателя с выпускным, продувочным
и впускным каналами показана на фиг. 2. Впуск свежего заряда в
кривошипную камеру может быть довольно просто осуществлен асимметрично по
отношению к в. м. т, путем использования золотника, связанного с коленчатым
валом, что приводит к существенному повышению коэффициента
наполнения. Однако этот метод используется еще недостаточно.
В двухтактных двигателях стремятся получить несимметричную
диаграмму распределения, что позволяет снизить потери свежего заряда во время
продувки, а также осуществить дозарядку (см. фиг. 37 и 38). Несимметричная
диаграмма распределения может быть получена путем использования
клапанов (фиг. 1, а и б) подобно тому, как это принято в четырехтактных
двигателях, или установкой в одном цилиндре двух поршней. В последнем случае
оба поршня могут перемещаться параллельно и могут быть связаны с одним
и тем же коленчатым валом или с двумя различными валами (двигатель
416

с параллельным расположением цилиндров и общей камерой сгорания,
фиг. 3, а, б и в), или могут перемещаться навстречу один другому (двигатель
со встречно-движущимися поршнями, фиг. 4). Последняя схема
обеспечивает отличное уравновешивание двигателя и предоставляет большую свободу
в выборе параметров несимметричности диаграммы распределения по впуску
и выпуску, а также позволяет осуществлять эффективную продувку; однако
эта схема требует наличия двух коленчатых валов, которые должны быть
соединены между собой (в дизеле Junkers соединение осуществлено при
помощи зубчатых колес).
Схема, изображенная на фиг. 3, б, использована в мотоциклетном
двигателе Puch. Двигатели гоночных машин обычно имеют главный и прицепной
шатун (фиг. 3, в); при такой
конструкции практически можно получить
любые параметры несимметричности
впуска и выпуска.
Используемые в настоящее время
диаграммы распределения как симме-
2*см2сек/м3
400
300
\
Фиг. 4. Двигатель с встречно-движущимися
поршнями (Ochelhauser-Junkers).
200
100
О W00 2000 3000 п об/мин
Фиг. 5. Зависимость удельного время-
сечения от числа оборотов.
тричные, так и несимметричные имеют постоянные фазы распределения.
Это означает, что они рассчитаны лишь на некоторый, довольно узкий
диапазон скоростных режимов (обычно на средние числа оборотов). При меньших
числах оборотов время-сечение получается слишком значительным (унос
свежего заряда во время продувки), а при больших числах оборотов —
недостаточным (неполное удаление отработавших газов, дросселирование
свежего заряда, фиг. 5). Это приводит к неудовлетворительной работе и
повышенному расходу топлива при малых числах оборотов и к перегреву при
больших (заклинивание поршней). Правильный выбор параметров органов
распределения может быть осуществлен лишь в результате длительных
испытаний, так что при создании двухтактных двигателей доводка имеет особенно
большое значение. Осуществление рабочего процесса всего лишь за два такта
приводит к тому, что современные двухтактные двигатели не могут, подобно
четырехтактным, обеспечить «чистую» работу на всех скоростных режимах;
вследствие этого они больше всего пригодны там, где требуется ограниченный
диапазон скоростных режимов (например, в качестве стационарных
двигателей). Это, однако, не означает, что двухтактные двигатели не могут
работать и в широком диапазоне скоростных режимов. Идеальным решением
является предложенная Н. J. Venediger несимметричная диаграмма
распределения с переменными фазами, при которой в зависимости от числа оборотов
и нагрузки изменяются углы открытия впускных и выпускных органов и их
сечения.
Время-сечение
Для удовлетворительного осуществления газообмена двухтактного
двигателя, так же как и для четырехтактного, необходимо произвести расчет
время-сечений органов распределения. Под термином время-сечение имеется
в виду интеграл
z
где
f — проходное сечение в данный момент;
/ — время.
27 Б юсе иен 644
417

Вместо время-сечения может быть также использовано понятие угол-
сечение (в м2 град):
W=
см2
Так как ср = 6 nt, то W = 6 nZ. Величина W не зависит от числа
оборотов. Определение угол-сечений производится графическим способом, причем
по оси абсцисс откладывают градусы поворота кривошипа, а по оси
ординат — соответствующие перемещения поршня Sf (фиг. 6). Произведение
ширины соответствующих окон на площади заштрихованных площадок будет
характеризовать угол-сечения выпускных, продувочных окон и т. д. Однако
в случае, если ширина окон не является постоянной по всей их высоте,
графический способ становится неприменимым. При клапанном
распределении и в других подобных случаях при расчете вместо перемещений поршня
пользуются перемещениями
клапанов, а вместо ширины окон —
длиной окружности клапана. Наиболее
рациональным является приводимый
ниже метод расчета. При его
использовании, однако, надо внимательно
следить за тем, чтобы в зависимости
от направления движения поршня
использовалось соответствующее
уравнение.
Параметры распределения. Высота
окон, выраженная в долях хода
поршня, обозначается буквой о;
суммарная ширина всех окон одного
вида, например выпускных, выра-
¥1
-<ра-Ч>$ н.мж +(ps+<pa
Угол поворота кривошипа
Фиг. 6. Графический способ определения
угол-сечений W.
женная в долях длины окружности цилиндра ти£>, обозначается буквой <]>.
Индексы: а —выпускные окна, s — продувочные окна, е — органы впуска
в кривошипную камеру или в отдельный продувочный насос.
Повышение максимального числа оборотов двухтактных карбюраторных
двигателей привело к существенному увеличению размеров выпускных
и продувочных окон и каналов. Этим, наряду с повышением степени
сжатия, прежде всего и объясняется общее повышение литровой мощности
двухтактных двигателей после возобновления их производства в 1948 г.
Средние величины относительной высоты а окон, соответствующей углу
поворота кривошипа ср, и относительной ширины ф окон следующие:
аа = 0,26 ч-0,28; ?а = 70 -г- 75°; фа = 0,20-^0,24;
os = 0,18 -г- 0,22; os = 60 -г- 65°; ^ = 0,24 ~- 0,28;
ое = 0,28 ч- 0,32; уе = 70 4- 80°; фв = 0,22 -- 0,30.
Углы открытия и закрытия органов распределения обычно определяются
графическим методом. Формулы, приводимые ниже, дают возможность точно
определить значения этих углов аналитическим путем. Если / — длина
шатуна, a S — ход поршня, то (имея в виду, что л = -^-) для органов
распределения (выпускных и продувочных окон с относительной высотой j),
управляемых верхней кромкой поршня, будем иметь
COS
= j -i/j A+ i + ii
• Л Г A2 A "*" ' A
Величина а представляет собой расстояние между верхней кромкой окна
и кромкой поршня, осуществляющей управление, при нахождении поршня
в н. м. т. (см. фиг. 2), причем это расстояние должно быть выражено в долях
хода поршня.
418

В некоторых двигателях нижние кромки окон оказываются ниже, чем
управляющая кромка поршня, когда он находится в н. м. т.; в таких случаях
геометрические размеры окон не определяют действительных значений оа
и о5, и последние приходится корректировать.
Управление впуском свежего заряда в кривошипную камеру
осуществляется нижней кромкой поршня. Необходимо следить за тем, чтобы верхняя
кромка впускного окна находилась на некотором расстоянии от нижних
кромок группы выпускных или продувочных окон (имеется в виду
относительное расстояние т, выраженное в долях хода поршня); это нужно для того,
чтобы при нахождении поршня в в. м. т. цилиндр был отделен от кривошипной
камеры нижней кромкой поршня. Расстоянию т соответствует угол ср',
расстоянию ае + т — угол сре, причем оба угла отсчитываются от в. м. т.
Из приводимой ниже формулы можно определить угол ср', если вместо т
в нее подставить т, и угол <?е, если вместо т подставить уе + ^
1 ,1/1 2 4(1 —/я)
COS cs ИЛИ COS ее = • ; f- I/ -Ya" " Г" + * H ^ •
' 'e A r A A A
Время-сечение выпуска Za. Время-сечение выпуска Z = Zx + Z2
(индекс 1 означает ход поршня от в. м. т. к н. м. т., а индекс 2 — от н. м. т.
к в. м. т.).
При движении поршня от н. м. т. к в. м. т., при постоянной ширине
окон tya и числе оборотов п будем иметь следующее выражение для
элементарного время-сечения выпуска (см. фиг. 2):
a (1)
где
представляет собой уравнение движения поршня. При
т. е.
dt = ^do, (3)
имеем
raS — S')d?. (4)
Так как Za — 2Za2, то после интегрирования выражения (4) в пределах
от ср = 0 (н. м. т.) до ср = +срл получим
Za = 4" (30£S) % [ (2а
а - 1 + -А-)i ?e + sin 9а - 4- sin 2cpa] . (5)
Величины D и S лучше всего выражать в см, поэтому размерность Za будет см2/сек; угол ср
должен быть выражен в радианах.
Уравнение (5) можно переписать в виде
где К — постоянная двигателя;
F (а) — выражение, заключенное в квадратные скобки в уравнении (5).
Как видно из фиг. 5, зависимость время-сечения от числа оборотов
выражается'гиперболической кривой.
27* 419

Иногда вместо время-сечения Z в см2 сек или м2 сек рассматривают
не зависящее от числа оборотов угол-сечение VT в см2 град или м2 град; при
этом исходят из уравнения
Ж?° = 6ndt. (6)
Итак, имеем
откуда
[( ±) ^] (7)
Так как выпускные каналы расширяются сразу же за выпускными окнами, то время-
сечение Za или угол-сечение Wa представляют собой действительные величины.
Время-сечение продувочных okohZ9 и продувочных каналов Zsk. Для время-
сечения продувочных окон имеем в соответствии с уравнением (5):
Zs = ±{30DS)^s[(2vs- I + -*-) ?j +Sin?,-Asin2?s] ; (8)
W8 = 6nZs. (9)
При этом следует иметь в виду существенное различие между чисто
геометрическими значениями время-сечения или угол-сечения продувочных
окон и действительными значениями время-сечения или угол-сечения
продувочных каналов.
Если продувочный канал выходит в цилиндр под углом а к горизонтали
и если его ось пересекается с осью цилиндра под углом (90 — а)°, то время-
сечение продувочного канала
Zsk = cosaZs. (10)
При многих схемах продувки, в частности, при некоторых контурных,
ось продувочного канала в плане не пересекается с осью цилиндра. Так,
например, в контурной схеме продувки Schnurle (фиг. 13) продувочные
каналы пересекаются с плоскостью, проходящей через ось цилиндра,
симметрично по отношению к этим каналам под углом 7; как правило,
27 = 90 -- 120°.
В этом случае для получения истинного время-сечения продувочного
канала Zsk9 которое только и определяет количество поступающего в цилиндр
свежего заряда, следует брать вместо ширины продувочных окон tyDiz
расстояние рфОтг; это расстояние определяется по черт.ежу и представляет собой
ширину окон по перпендикуляру к направлению потока свежего заряда.
При почти повсеместно применяемой в настоящее время контурной продувке
по схеме на фиг. 13 коэффициент р имеет величину 0,70—0,80, а угол
а = 20 — 30° (cos а ^ 0,9).
Действительное время-сечение каждого продувочного канала
Zsft = pcosaZ,. (11)
Действительное время-сечение для всех продувочных каналов
получается путем простого суммирования время-сечений отдельных продувочных
каналов.
При обычных контурных схемах продувки действительное время-сечение продувочных
2
каналов Zsk составляет —~- время-сечения продувочных окон Zs.
о
Продувка начинается несколько позже момента открытия продувочных каналов.
Вследствие этого вводят понятие «эффективное время-сечение продувки», в течение которого в цилиндр
действительно поступает свежий заряд. В быстроходных двигателях эффективное время-сече-
420

ние составляет всего лишь 0,65—0,75 от действительного время-сечения продувочных
каналов ZSk-
При контурной продувке (фиг. 13) эффективное время-сечение продувочных окон
составляет, таким образом, всего лишь 45—50% от геометрического время-сечения.
Время-сечение впуска Ze. При постоянной по всей высоте ширине
впускных окон tye и при числе оборотов п
Ze = 4" (30DS) «fe
sin
+ т) - 1 - -Ц (<?« - ?') + sin ?, -
• (sin 2ze — sin 2?') -f 2аеср' ;
Wr = 6nZ,.
(12)
Геометрические соотношения приведены на фиг. 7. Последнее заключенное в круглые
скобки выражение в уравнении (12) относится к прямоугольной части заштрихованной
площадки от —ср' до + ?'; остальные заключенные в круглые скобки выражения относятся
к части заштрихованной площадки, которая
ограничена кривыми.
Вычисленные по уравнению (12)
время-сечения впуска представляют собой действительные
величины.
Время-сечение предварения
выпуска Zv (от —<ра до — ср5, фиг. 2). Время-
сечение предварения выпуска (фиг. 6)
= 4" (15DS)
— ?s) + Sin ?a — Sin
g- (sin 2сра + sin 2cpc) I .
Фиг. 7. Определение угол-сечений №
впускных окон при кривошипно-камер-
ной продувке.
По этой же формуле может быть вычислено время-сечение запаздывания
выпуска (от +<ра до +<Ря» Фиг- 2).
Удельное время-сечение Z* и удельное угол-сечение IF*. Чтобы можно
было сравнивать параметры газораспределения двигателей различных типов,
время-сечения относят к 1 ж3 рабочего объема; получающиеся при этом
величины называются удельными время-сечениями. Если рабочий объем
цилиндра выражен в см3, то
Z* - 106
vh
и соответственно
Наиболее удобно выражать удельное время-сечение 2* в см2 сек/мг и удельное
угол-сечение W* в м2 град/м3 (в градусах поворота кривошипа).
В современных двигателях величины Z* и W* изменяются в следующих
пределах при 5000 об/мин:
Z* = 120 ч- 160 еж2 шс/ж3; №fl - 350 ч- 480 ж2 град/м3;
Vs= 90-и 120
^= 60 -~ 80
Z* = 200 и- 300
= 270 -f- 350
= 180-^220
W\ = 450 -r- 700
421

Пример. Мотоциклетный двигатель с рабочим объемом 175 см8 и воздушным
охлаждением со схемой продувки согласно фиг. 13 имеет следующие параметры:
5 = 66 мм; оа = 0,273; оа = 0,197; ае = 0,34; т = 0,09;
D = 58 мм; уа = 70,5°; <ps = 60°; <?е = 82°; <р' = 42°;
А = 0,265; фа = 0,203; ф5 = 0,270; ф* = 0,275; фе = 0,22;
я = 5000 об/мин; fa = 6,65 еле2; Д = 6,0 еж2; fe = 9,8 еж2.
После внесения всех необходимых поправок с помощью приведенных формул в
геометрические размеры окон, полученные путем снятия отпечатков на бумаге, были получены
следующие значения время-сечений, удельных время-сечений и удельных угол-сечений при
5000 об/мин:
Za = 0,0206 см2сек; Ъ*а = 117,5 см2 сек/м*: Wa = 352.ж2 ерад/м3
Zs = 0,0167 » Zs= 95,2 » IF* = 285 »
,Zsk = 0,0108 » Zsk= 61,5 » И7*Л=184
Ze = 0,0550 » Ze" = 313 » 1*^ = 939 »
Величины время-сечений впуска в кривошипную камеру очень велики. Максимальное
среднее эффективное давление ре составляет 4,5 кг/см2 при п = 2600 об/мин; при
п = 5000 об/мин давление ре снижается до 3,4 кг/см2. Удельный расход топлива ge до числа
оборотов 4500 в минуту составляет свыше 450 г/э. л. с. ч., т. е. является очень высоким.
Время-сечение продувки Zs выбрано правильно. При п = 5000 об/мин средняя скорость
продувочных газов составляет около 90 м/сек (см. фиг. 10); объем поданного в цилиндр свежего
заряда составляет при этом V,, = 0,0108 см2 сек х 9000 см/сек & 97 см3, т. е. около 55%
теоретического рабочего объема кривошипной камеры или цилиндра. Величины такого
порядка обычны при кривошипно-камерной продувке и при п = 5000 об/мин (см. фиг. 20).
При столь высоком числе оборотов около 10% поступившего в цилиндре свежего заряда
теряетоя при продувке (унос), и таким образом коэффициент наполнения цилиндра
составляет около 0,5.
ГАЗООБМЕН
Процесс понижения давления после такта расширения в основных чертах
протекает одинаково как в двухтактном, так и в четырехтактном двигателе.
Однако в четырехтактном двигателе размеры выпускных органов выбираются
исходя из условий выталкивания отработавших газов, в то время как в
двухтактном двигателе их выбирают такими, чтобы сразу же после понижения
давления обеспечить начало продувки. Этого, однако, особенно трудно
достигнуть в двигателе со щелевым распределением и поперечной продувкой
(см. фиг. 1, в) вследствие трудностей, связанных с расположением обеих
групп окон вблизи одной и той же мертвой точки. В этом отношении более
удобны схемы, показанные на фиг. 1, а и фиг. 4; то же относится в основном
и к двигателю MAN со щелевым распределением и контурной схемой
продувки (см. фиг. 12), в котором выпускные окна расположены над
продувочными и могут вследствие этого занимать значительную часть длины
окружности цилиндра. В быстроходных транспортных двухтактных двигателях,
несмотря на относительно большую высоту окон, особенно трудно обеспечить
достаточно быстрое понижение давления после такта расширения (с
увеличением давления pt это давление возрастает примерно по линейному закону,
фиг. 8) за время движения поршня от момента открытия выпускных органов
до момента открытия продувочных.
Весь процесс понижения давления может быть разделен на три периода.
1. От момента открытия выпускных органов до момента возникновения
критического отношения давлений
1= °'53 -^°'56 (nP*k= ЬЗч- 1,4)
между противодавлением pz позади окон и давлением в цилиндре р.
422

2. От момента возникновения критического отношения давлений
до момента, пока поршень окажется в н. м. т.
3. От н. м. т. до момента закрытия выпускных органов.
В течение первого периода истечение отработавших газов через выпускные
органы происходит со звуковой скоростью
2g
k+l
■ pv
(13)
Поэтому поток отработавших газов обладает значительной кинетической
энергией. Процесс расширения находящихся в цилиндре газов, имеющих
объем Vl9 протекает адиабатически, вследствие
чего объем V1 вначале возрастает от Vc + (1—
— 3q) Ун Д° Ус "Ь (1 —Qs) Vfi> чт0 составляет
в карбюраторных двигателях около 8%, а в
дизелях— около 10%. Если пренебречь
изменением объема в связи с перемещением поршня,
то можно без особого труда последовательно
рассмотреть процесс понижения давления.
Сразу же после начала выпуска в цилиндре
возникают колебания давлений и скоростей.
При открытых выпускных органах происходит
положительное отражение волн давления и
отрицательное отражение волн скоростей.
а
4
3
2
1
^^
о
2
6 р, am
Фиг. 8. Давление в цилиндре
в момент открытия выпускных
органов.
Это означает, что волны повышенного давления возвращаются в цилиндр
в виде волн пониженного давления, в то время как при отражении волн
скоростей скорость удваивается. При полностью закрытой выпускной трубе
положение было бы обратным; в действительности возможны промежуточные
случаи, т. е. характер отражения волн давлений и волн скоростей зависит
от величины сопротивления выпускной системы. Вследствие значительной
длины установки (колебательной системы, фиг. 9) изменение состояния при
6 5
Фиг. 9. Схема впускной и выпускной систем двухтактного двигателя:
1 — воздухоочиститель; 2 — нагнетатель; 3 — нагнетательный трубопровод;
4 — ресивер; 5 — впускной сборник; 6 — цилиндр; 7 — выпускной сборник;
8 — первый глушитель; 9 ~ выпускной трубопровод; 10 — второй
глушитель.
понижении давления нельзя рассматривать как статический процесс. В связи
•с этим конструкция выпускной системы оказывает особенно большое влияние
на работу двухтактного двигателя.
Трубопровод между двигателем и глушителем должен быть коротким;
что касается длины присоединенной к глушителю выпускной трубы, то
наилучшие результаты получаются в тех случаях, когда ее длина в несколько раз
превышает длину трубопровода между двигателем и глушителем. При
невыгодных для колебательных процессов параметрах наблюдаются неожиданные
«провалы» некоторых точек кривых мощности и расхода топлива; эти
«провалы» следует иногда относить также к колебательным процессам между
цилиндром и продувочным насосом и, что бывает еще чаще, к колебательным
процессам в самом продувочном насосе. Между цилиндром и продувочным
насосом подобные явления наблюдаются реже потому, что путь газов между
бими в большинстве случаев является коротким. Вследствие этого частота
колебаний становится такой большой, что процесс изменения состояния
можно рассматривать почти как статический. Это в особенности справедливо
423

в отношении двигателей с кривошипно-камерной продувкой, в которых путь
газов между продувочным насосом и цилиндром является наиболее коротким.
Если обозначим давление, объем и температуру в любой момент процесса
понижения давления соответственно через /?, V и Т, если индексом 1
обозначим состояние газов в момент открытия впускных органов и будем исходить
из k — 1,4, R = 30 (газовая постоянная), коэффициента истечения
I* = 0,85 -г- 0,90, то для статического процесса потребное в каждый данный
момент первого периода процесса понижения давления время-сечение
выпускных органов
\fa*t =
= м2/сек;
0'143
(14)
(15)
Для 7\ может быть ориентировочно принято значение 1000° абс. Кривая
понижения давления получается в результате того, что различные отноше-
Р
агпа
3,0
2,2
\
1
в
Открьп
' 4Mb/Л
\
\
Л
\
V
\
\
с ния —- подставляются в уравнение(Н)
и для каждого из них вычисляется
I2Q потребное время-сечение. При этом
необходимо следить за тем, чтобы
не было превышено значение р
во
Р \
~\Ра 'Vs ti.fi т * iff +(pa
Фиг. 10. Процессы выпуска и продувки:
р — давление отработавших газов; с — скорость
продувочных газов.
, е. критическое отношение -J—
Pi '
При pz = 1,1 ата критическое отно-
40 шение р будет достигнуто при р =
~ Pz Г~ёг) ~ ^№ ата. С этого мо-
а мента начнется второй период
процесса понижения давления, во время
которого скорость газов выражается
уравнением
(16)
Величины время-сечений, потребных в каждый данный момент второго
периода процесса понижения давления, могут быть получены на основании
сопоставления скорости w2 [уравнение (16)] с весом выходящих в течение
элементарного промежутка времени dt газов и с величиной jjfdt, в результате
чего может быть получена кривая понижения давления до момента, пока
поршень придет в н. м. т. Второй период представляет меньший интерес,
чем первый, так как основные явления совершаются во время первого
периода.
Как видно из фиг. 10, процесс понижения давления захватывает
значительную часть теоретического времени продувки, так как в момент открытия
продувочных окон еще нет критического отношения давлений. Отработавшие
газы устремляются в продувочный насос и повышают давление продувки
на величину рх (см. фиг. 15 и 22), уменьшая тем самым время-сечение
продувки на некоторую величину, что снижает количество свежего заряда,
поступающего из продувочного насоса в цилиндр. При обычных для
быстроходных двигателей величинах удельных время-сечений предварения выпуска
Z* = 2 -f- 5 см2 сек/м3 продувка начинается лишь вблизи н. м. т. Это, однако,
не создает для продувки невыгодных условий, так как приводит к
накапливанию некоторого запаса продувочных газов, которые затем с большей
скоростью врываются в цилиндр. При этом получается мощный импульс и, кроме
424

того, вследствие некоторого запаздывания фактического начала продувки
уменьшается опасность, что слишком рано и слишком быстро приблизившиеся
к выпускным органам продувочные газы будут унесены из цилиндра.
Выравнивание давления в цилиндре и давления продувки наступает лишь в конце
второго периода понижения давления, т. е. тогда, когда поршень уже
находится вблизи н. м. т.
В течение третьего периода, т. е. периода, когда поршень перемещается
в направлении в. м. т. в отношении статического процесса, давление
в цилиндре при нормальных условиях становится равным противодавлению
на выпуске, в то время, как давление продувки достигает максимума, после
чего начинает более или менее быстро понижаться (скорость понижения
давления продувки зависит от конструкции продувочного насоса). Продувочные
газы устремляются в цилиндр; если обозначить давление и объем
продувочных газов через р и V, а давление в цилиндре через pz, то скорость
поступления продувочных газов в цилиндр при умеренном давлении продувки
составит
/l -pf м/сек; (17)
*b = ?24-^"7^, (18)
где Т\ — температура продувочных газов при их прохождении через
продувочные окна.
Третий период характеризуется потерями продувочных газов, т. е. их
уносом (продувочные газы подхватываются потоком отработавших газов и
уносятся вместе с ними через выпускные окна; кроме того, часть продувочных
газов смешивается с отработавшими и также уносится).
Процесс расширения в продувочном насосе протекает почти
изотермически; это особенно справедливо по отношению к двигателям с кривошипно-
камерной продувкой, которые характеризуются интенсивным теплообменом
между цилиндром и кривошипной камерой. Приблизительное значение k
составляет 1,1. Такое расширение требует более высоких значений время-
сечений, чем адиабатический процесс. Минимальное время-сечение при
изотермическом процессе выражается уравнениями
\fsdt\=
XL
j- in '^°±-Л мУсек\ (19)
с = & I/ I — -- mi сек, \zu/
f Pi
где pt и Vt — соответственно давление в полости продувочного насоса
и ее объем;
pz — давление в цилиндре.
Следует исходить из средних значений давлений.
Потребное время-сечение при адиабатическом процессе выражается
следующими уравнениями:
k—l
У
I
^44-
где vi — удельный объем продувочных газов в продувочном насосе;
ф — коэффициент истечения.
425

Уравнения (21)—(23) справедливы лишь при k — 1,4.
Изотермическое расширение обеспечивает больший выход продувочных
газов из полости продувочного насоса, чем адиабатическое. Однако оно
в то же время приводит к снижению коэффициента наполнения полости
продувочного насоса при всасывании в него свежего заряда. Этот недостаток
стремятся по возможности исправить интенсивным охлаждением.
Площадь, ограниченная кривой с (фиг. 10), характеризует объем
введенных в цилиндр продувочных газов.
Во время процессов расширения как при выходе из цилиндра
отработавших газов, так и при поступлении в него продувочных газов в цилиндре
создаются колебания, оказывающие влияние на процесс продувки.
Вследствие этого главное требование к истечению продувочных газов заключается
в том, чтобы это истечение протекало как можно более стабильно,
т. е. не уменьшалось вследствие помех, вызываемых колебаниями давления.
ПРОДУВКА
Прямоточная продувка цилиндра по схемам фиг. 1, а и б и фиг. 4
(называемая еще продольной продувкой) не связана с какими-либо особыми
трудностями; процесс продувки в этих случаях протекает почти автоматически.
При продувке параллельно расположенных цилиндров с общей камерой
сгорания (см. фиг. 3, б), несмотря на то, что в этом случае путь продувочных
газов также предопределен, уже возникают серьезные затруднения. В этом
случае не удается без особых мероприятий обеспечить полную продувку
обоих цилиндров; у общей стенки остаются непродутые зоны и происходит
неизбежное дросселирование потока продувочных газов в головке цилиндров
(в особенности это относится к дизелям вследствие характерных для них
умеренных значений Vc). Широко распространенное мнение о том, что
б параллельных цилиндрах с общей камерой сгорания имеет место
прямоточная продувка, является ошибочным. В действительности продувку в таких
цилиндрах следует рассматривать как контурную с той, однако, оговоркой,
что между восходящим и нисходящим потоками газов имеется твердая
перегородка, обеспечивающая стабильное протекание процесса продувки.
Наибольшие затруднения, однако, возникают при осуществлении
контурной щелевой продувки по схеме фиг. 1, в, т. е. схемы, в которой как
выпускные, так и продувочные окна расположены в нижней части одного
и того же цилиндра. При такой схеме потоки продувочных газов имеют
особенно сильную тенденцию к тому, чтобы пройти по кратчайшему пути от
продувочного окна к выпускному (в некоторые моменты, связанные с
колебаниями давления в цилиндре, выпускное окно стремится засасывать газы).
Все предложенные до сих пор контурные схемы продувки отличаются одна
от другой главным образом решением вопроса о предотвращении
«закорачивания» потока продувочных газов, чтобы получить продувку, при которой
поток продувочных газов вначале устремляется вверх к головке цилиндра,
а затем, изменив свое направление на обратное, идет вниз. В соответствии
с современной газодинамикой для решения этого вопроса должно быть
обеспечено выполнение следующих трех условий:
1) продувочные газы должны вводиться в цилиндр в направлении
от выпускных окон;
2) отдельные струи продувочных газов должны быстро сливаться в один
общий поток;
3) поток продувочных газов сразу же после введения в цилиндр должен
упереться в его твердые части (поршень, стенки) и двигаться вдоль них как
можно дольше.
Эти условия долгое время оставались неизвестными. Конструкторы
исходили из представления о «подковообразном» потоке продувочных газов при
расположении продувочных окон напротив выпускных (фиг. 11). В таком
цилиндре с поперечной продувкой имеются, однако, три вида потоков проду-
426

вочных газов: во-первых, желаемый «подковообразный» поток вдоль контура
цилиндра (фиг. И, а); во-вторых, «петлевой» поток (фиг. 11,6) (так как газы
в некоторой степени стремятся двигаться вдоль днища поршня) и, в-третьих,
«короткозамкнутый» поток (фиг. 11, в). Поток газов получается
нестабильным, неустойчивым.
В области транспортных двигателей в качестве средства против
неустойчивости газового потока после того, как эта неустойчивость была обнаружена,
долгое время использовался поршень с козырьком (см. фиг. 14, а). Однако
такая конструкция поршня, делающая его чрезмерно массивным, создает
большие затруднения при создании двигателей повышенной мощности
с характерными для них высокими механическими и термическими
напряжениями.
При гладком днище поршня (см. фиг. 14, б) желаемый характер
потока продувочных газов может быть обеспечен путем отсасывания
граничных слоев газового потока при помощи вспомогательных
ттт
5)
в)
Фиг. 11. Характер потоков продувочных газов
при контурных (поперечных) схемах продувки.
Фиг. 12. Контурная
схема продувки
фирмы MAN.
выпускных окон, расположенных над продувочными; однако этот способ используется лишь
в дизелях большой мощности.
Три приведенных выше условия были впервые воплощены в контурной продувке фирмы
MAN (фиг. 12). Группа выпускных окон расположена над группой продувочных окон, причем
обе группы занимают большую часть длины окружности цилиндра. Вследствие этого к началу
продувки обеспечивается значительное снижение давления, поэтому давление продувки может
быть невысоким. Это так и должно быть, так как в рассматриваемом случае выпускные окна
продолжают все еще оставаться полностью открытыми после того, как продувочные окна
уже снова закрылись. В результате невысокого давления продувки данная схема может быть
использована лишь при продувке воздухом 1 и не пригодна для быстроходных двигателей.
В отношении характера потока продувочного воздуха данная схема дает отличные результаты.
Продувочным воздухом омывается весь контур цилиндра, причем воздух возвращается
почти в то же самое место, откуда он был введен в цилиндр. Рассматриваемая схема была
введена фирмой MAN в 1925 г. в двухтактных дизелях. В 1933 г. подобная схема продувки
была применена также и по отношению к двухтактным карбюраторным двигателям,
благодаря чему такие двигатели были значительно усовершенствованы.
В схеме продувки, предложенной Schnurle, продувочные окна
расположены по обе стороны от выпускных окон на одной примерно с ними высоте;
продувочные газы вводятся в цилиндр в направлении стенки, расположенной
напротив выпускных окон (фиг. 13, а). Могут быть также вспомогательные
продувочные окна (фиг. 13, а и б). При данной схеме продувки обеспечивается
выполнение всех трех перечисленных выше условий, однако в меньшей
степени, чем при продувке по схеме MAN. Вследствие нормального
расположения групп окон по высоте данная схема может быть использована как в
карбюраторных двигателях, так и в дизелях с любым максимальным числом
оборотов, чем и объясняется особенно широкое ее распространение в
карбюраторных двухтактных двигателях. Поперечная продувка, осуществляемая
поршнем с козырьком, полностью вытеснена контурной петлевой продувкой,
что объясняется экономическими, конструктивными и эксплуатационными
1 Т. е. лишь в дизелях. Прим. ред.
427

преимуществами последней. Эти преимущества сводятся в основном к
следующему:
а) более высокие коэффициенты продувки (см. фиг. 19), что позволяет
получить более высокую мощность и снизить расход топлива; возможность
увеличения степени сжатия;
б) снижение веса двигателя вследствие возможности использования
поршня с гладким днищем (т. е. такого же поршня, как и в четырехтактных
двигателях); малое тепловое расширение поршня из-за меньшей поверхности
нагрева его днища, что позволяет уменьшить тепловой зазор между
цилиндром и поршнем;
а) 5) в)
Фиг. 13. Контурные схемы продувки
Schniirle.
о) 5) в)
Фиг. 14. Поперечные схемы продувки:
а —с использованием поршня с козырьком; б— с
использованием поршня без козырька; в —
перекрестная схема продувки.
в) больший срок службы двигателя вследствие меньшей склонности
поршневых колец к пригоранию г и более мягкой работы (благодаря
уменьшению теплового зазора между цилиндром и поршнем); уменьшение нагрузки
на подшипники, улучшение приемистости двигателя в диапазоне малых
чисел оборотов.
Таким образом, введение контурной петлевой продувки привело к
значительному повышению качества автомобилей и мотоциклов с двухтактными
двигателями.
Для того чтобы также иметь возможность использовать поршни с гладким
днищем, некоторые фирмы, выпускающие двухтактные двигатели для
автомобилей и мотоциклов, применяли давно известную схему перекрестной
продувки (иногда в несколько улучшенном варианте); при этой схеме группы
выпускных и продувочных окон расположены крест-накрест вблизи н. м. т.
(например, как показано на фиг. 14, в).
При перекрестной схеме достигается лишь частичная стабилизация потока продувочных
газов, причем эта стабилизация тем лучше, чем выше число оборотов, вследствие чего при
низких числах оборотов необходимо обеспечивать высокий коэффициент наполнения
кривошипной камеры (это может быть достигнуто, например, путем использования на впуске
в камеру золотникового клапана, при котором получается несимметричная диаграмма
распределения).
Принято, что потоки продувочных газов движутся по определенным,
заранее заданным направлениям; в хорошо сконструированных двигателях
при искусственной продувке их установившимся потоком газов (т. е. при
моделировании) действительное направление потока более или менее совпа-
1 Менее высокая температура поршня. Прим, ред.
428

Фиг. 15. Изменение давления
продувки ps в пределах одного
цикла:
/ — закрытие впускных органов;
// _ открытие выпускных органов;
/// — открытие продувочного
канала; IV — закрытие продувочного
канала; V — закрытие выпускных
органов; VI — открытие впускных
органов; VII — закрытие впускных
органов; / — при полной нагрузке;
2 — при нагрузке 50% .
Ps
атм
0,5
0,3
0,2
0,1
-0
0,1
0,2
0,3
I \
/A
"У j
A
[n/\
J/ \
л ^
(I \ /
к
n •
>\ 1
4;
N
\YL
I ■
i
Ж ^
ft'
' 0 60 120 180 2W 300 360 60
в.м.т. н.м.т.
Чго/i поворота кривошипа
Ps
amu
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
'аз
0,2
0,1
Pi
Jz
у
^^
^^
^s
/
у
У
/
1
/
/
/
/
J
y^
/
/
/
/
y^
/Д _
-ол
Фиг. 16. Зависимость давления
продувки ps от коэффициента
избытка | продувочных газов /.s
и числа оборотов п.
W00 2000 3000 ./7 об/пин
Фиг. 17. Зависимость давления
продувки ps от коэффициента избытка
продувочного воздуха \s (точками
отмечены результаты измерений) :
/ — кривошипная камера,
используемая в качестве продувочного насоса;
// — отдельный поршневой
продувочный насос.
Ps>Pz
amu
9
%?
1,0
0,8
0,6
9
0,2
n=3000 об/мин
i - • -
■art
У
у?
m "■
I
-r
J
Ps
I
li
Pz
i
1
1 J
/
17-
.—■
/
/
1
j
j
—
_
0 0,2 Qfi 0,6 0,8 1,0 1,2 As
429

дает с теоретическим. Однако в работающем двигателе все процессы имеют
не статический, а динамический характер, и продувка в основном сводится
к простому вытеснению из цилиндра отработавших газов. Продувка
осуществляется тем эффективнее, чем ближе действительное направление потока
продувочных газов к теоретическому (стабильность потока), а выдерживание
теоретического направления может быть достигнуто лишь при движении газов
вдоль стенок цилиндра. При отсутствии этого условия продувочные газы
смешиваются с отработавшими, и продувка сводится лишь к разбавлению
последних. Именно так получается при перекрестной схеме (фиг. 14, в).
Получению хорошей стабильности способствует, по крайней мере в
первый период продувки, высокое давление продувочных газов. На фиг. 15
показано изменение давления продувки за полный цикл работы двухтактного
двигателя с рабочим объемом цилиндра 300 см3 с контурной продувкой при
п = 3500 об/мин и Xs — 0,65. Максимальное давление продувки зависит
от числа оборотов и от коэффициента избытка продувочного воздуха Xs
и может быть подсчитано по следующей формуле:
Л = Л+0,4.1(Г7Х2/1а, (24)
где pi — 0,15 -г- 0,30 ати (фиг. 16).
На фиг. 17 показана зависимость давления продувки от коэффициента
избытка продувочного воздуха Xs при использовании продувочных насосов,
различных видов.
Требования к процессу продувки
1. Высокая стабильность потока продувочных газов при любых числах оборотов и любом
характере колебаний в выпускной системе.
2. Высокое значение количественного коэффициента продувки t]s.
3. Высокое значение качественного коэффициента продувки т]5.
4. Высокий плоскостный и пространственный коэффициенты продлвки (сведение к
минимуму размеров непродутых зон в цилиндре).
5. Зависимость коэффициентов, указанных в пп. 2—4, от числа оборотов.
6. Не слишком большое влияние коэффициента избытка продувочного воздуха на
эффективность продувки.
7. Не слишком большое влияние давления продувки и количества продувочных газов,
на эффективность продувки.
8. Потоки продувочных газов должны омывать свечу зажигания также и при малых
нагрузках двигателя (в частности, при холостом ходе).
9. Процесс продувки не должен существенно ухудшаться при образовании некоторого-
количества отложений в продувочных каналах или при не вполне точном исполнении
последних.
10. Остающиеся в цилиндре отработавшие газы должны по возможности равномерно
распределяться по всему объему цилиндра.
Требования к конструктивному выполнению системы продувки
1. Отсутствие в цилиндре ярко выраженных «выпускных» (горячих) и «продувочных»»
(холодных) частей.
2. Потоки продувочных газов должны омывать по возможности большую часть площади
дни*ща поршня.
3. Во всех случаях должна быть обеспечена возможность рационального (в
конструктивном отношении) устройства продувочных каналов.
4. Удобство обработки продувочных каналов.
До введения в практику контурной продувки по схеме фиг. 13, а основное внимание
уделялось требованиям к самому процессу продувки, изложенному выше. В этом отношении
контурная продувка по схеме фиг. 13, а в полной мере отвечает требованиям, изложенным
в пп. 2—8 и 10, не вполне отвечает требованию п. 1 и совсем не отвечает требованию п. 9.
При дальнейших попытках повысить среднее эффективное давление и число оборотов,
а также при попытках снизить удельный расход топлива (например, путем введения
непосредственного впрыска топлива в цилиндры двигателей с зажиганием от электрической искры,
что связано с увеличением теплового напряжения цилиндров и поршней), основными являются
требования к конструктивному выполнению системы продувки. В особенности это будет
относиться к тому случаю, когда в автомобильных и прочих транспортных двигателях
воздушное охлаждение получит широкое распространение.
Контурная продувка по схеме фиг. 13, а совершенно не отвечает п. 1 требованиям
конструктивного выполнения системы продувки, в недостаточной мере соответствует пп. 3 и 4
430

и частично отвечает п. 2. Вследствие этого при использовании схемы, изображенной на;
фиг. 13, а, в быстроходных двигателях повышенной мощности, в особенности в дизелях,
с воздушным охлаждением, в поршнях и цилиндрах на «выпускной» (горячей) стороне
возникают неисправности (см. п. 1). Этот недостаток при одновременном повышении
стабильности потока продувочных газов (п. 1. «Требования к процессу продувки») может быть
устранен путем устройства дополнительного, параллельного оси .цилиндра продувочного канала;
(фиг. 13, б), расположенного в плане между двумя выпускными каналами. При таком Т-
образном расположении каналов происходит интенсивное всестороннее охлаждение поршня
и цилиндра, улучшение очистки цилиндра от отработавших газов и «тройная» стабилизация,
делающая всю систему продувки мало чувствительной к неточностям исполнения органов1
распределения. Вследствие этого может быть осуществлено выполнение всех изложенных выше
требований.
Коэффициенты продувки
Коэффициенты продувки определяют на основании следующих
параметров:
Vh — полный рабочий объем цилиндра;
V е = (1 — аа) Vh — полезный рабочий объем цилиндра;
V k — объем камеры сгорания;
Vs — общий объем введенных в цилиндр продувочных газов;
Vn — объем фактически оставшихся в цилиндре продувочных газов;
Vr — количество оставшихся в цилиндре влажных отработавших газов;
Vг — то же, в пересчете на сухой, газ;
Vа— количество влажных отработавших газов, удаленных из цилиндра через
выпускные органы;
v'a — то же, в пересчете на сухой газ;
у'
f = у коэффициент влажности;
СО2 — содержание СО2 в отработавших газах (после пересчета на сухой газ) перед,
открытием выпускных органов;
СО2 — содержание СО2 в отработавших газах (после пересчета на сухой газ),
находящихся в выпускной трубе;
СО2 — содержание СО2 в свежем заряде перед моментом воспламенения.
Исходя из приведенных выше параметров, имеем: коэффициент избытка продувочного*
воздуха
количественный коэффициент продувки
1 —■
со2
"col
качественный коэффициент продувки
коэффициент остаточных газов
Ч
СО2
Col
со;
со:
2 / 1 \
Плоскостный или пространственный коэффициент эффективности
продувки представляет собой отношение пронизываемых потоками продувочных
газов площадей или объемов к общей площади поперечного разреза цилиндра
или к его объему. Эти коэффициенты могут быть получены лишь в результате
продувания модели цилиндра установившимся газовым потоком. При
хороших схемах продувки эти коэффициенты в зависимости от \s и моментов
открытия окон составляют 0,50—0,85.
431

Наивысшими значениями количественного и качественного
коэффициентов продувки, которые удается достигнуть в наиболее удачных
конструкциях, являются 0,75—0,82.
В процессе продувки часть свежего заряда смешивается с оставшимися
в цилиндре остаточными газами (коэффициент смешения). В отношении
сгорания и возможностей повышения степени сжатия желательно, чтобы после
окончания продувки свежий заряд возможно более полно смешивался
с остаточными газами.
ПРОЦЕСС ЗАРЯДКИ
За каждый цикл работы двигателя или в единицу времени продувочный
насос подает в рабочий цилиндр некоторый объем продувочных газов Vs;
часть газов (Vs — Vn) уносится из цилиндра через выпускные органы,
а объем Vn используется для получения полезной работы.
Размеры потерь продувочных газов зависят от: диаграммы распределения,
числа оборотов, принятой схемы продувки, давления продувки,
противодавления на выпуске, коэффициента избытка продувочного воздуха и
характеристики продувочного насоса (по производительности).
В зависимости от того, с чем сравнивается объем фактически
используемых в цилиндре продувочных газов Vn (с объемом Vh, с Vh + Vk, с Ve или
с Ve + Vk), различают четыре коэффициента наполнения. Если
рассматривают не только объем Vn, а общее количество газов в цилиндре после
закрытия выпускных окон (Vn + Vr), то получают еще четыре коэффициента
наполнения.
Коэффициенты наполнения (фиг. 18):
теоретический коэффициент наполнения
_ _
теоретический общий коэффициент наполнения
_ Уп + Уг __ Къ .
(25)
(26)
ь\\
Фиг. 18. Определения теоретического, идеального, эффективного
и действительного коэффициентов наполнения [уравнения (25)—(32; ].
идеальный коэффициент наполнения
"идеальный общий коэффициент наполнения
Уп + Уг е _ 1
эффективный коэффициент наполнения
г - V" - т ' •
(27)
(28)
(29)
43S

эффективный общий коэффициент наполнения
Vr
rie0L —
действительный коэффициент наполнения
Vn
г— 1
действительный общий коэффициент наполнения
_ Va+Vr _ e-1
0,6
0,6
0,2
Is
Is
/у
/ /
//
^>
''/
<>
.—
0,2
0,6 0,8
(30)
(31)
(32)
Значение s представляет собой степень сжатия, отнесенную к рабочему
объему при полном ходе поршня, as* — степень сжатия, отнесенную к ходу
поршня (1 — аЛ). В современных
карбюраторных двигателях
степень сжатия обычно такова, что
величина aaVh близка к
значению Vk, вследствие чего
численные значения, полученные по
формулам (25) и (26), мало отличаются
от значений, полученных по
формулам (31) и (32). Идеальные
коэффициенты наполнения скорее всего
можно сопоставить с объемным
к. п. д. четырехтактного двигателя,
однако неправильно проводить
параллель между подобными
параметрами двухтактных и
четырехтактных двигателей. Обычно на
практике исходят из
действительного коэффициента наполнения или
действительного общего
коэффициента наполнения.
Самое плохое наполнение,
естественно, получается в цилиндрах
с простой поперечной схемой
продувки; наполнение, однако, может быть значительно улучшено при
наличии управляемых особыми органами (а не поршнем) продувочных окон,
через которые производится дозарядка. При симметричной в отношении
выпуска и продувки диаграмме распределения коэффициент наполнения
при возрастании коэффициента избытка продувочного воздуха Xs сверх
1,2 увеличивается незначительно (фиг. 19). Так как с увеличением
коэффициента избытка продувочного воздуха унос продувочных газов
через выпускные органы возрастает, то в карбюраторных двигателях с
симметричной диаграммой распределения при Xs > 1,0 ухудшается
экономичность. В двигателях с кривошипно-камерной продувкой в диапазоне
л = 1000 -г- 3000 об/мин коэффициент Xs = 0,65 -ч- 0,8, но при п = 3000 -=-
-f- 4000 об/мин коэффициент Xs снижается до 0,45 и ниже, поэтому
теоретический коэффициент наполнения уменьшается до 0,40 и ниже. То, что диаметр
цилиндра и ход поршня карбюраторного двигателя с кривошипно-камерной
продувкой (см. фиг. 2) в значительной мере определяют количество
подаваемых в цилиндр продувочных газов, нельзя считать недостатком, так как при
симметричной диаграмме распределения увеличение количества подаваемых
в цилиндр продувочных газов привело бы лишь к бесполезному увеличению
их утечки через выпускные органы.
В цилиндры двигателей гоночных и спортивных машин вводится
значительно большее количество продувочных газов, однако при этом используется
28 Бюссиен 644 433
Фиг. 19. Зависимость количественного t]s и
качественного 7)^ коэффициентов продувки, а
также теоретического коэффициента
наполнения y\L от коэффициента избытка продувочного
воздуха ls при петлевой и поперечной схемах
продувки (кривые, относящиеся к поперечной
схеме продувки, нанесены штриховыми линиями).

несимметричная диаграмма распределения; подобные двигатели чаще всего
имеют К-образное расположение цилиндров (т. е. два цилиндра, имеющие
общую камеру сгорания, расположены параллельно или под некоторым углом
один к другому).
Под давлением свежего заряда имеется в виду давление в цилиндре после
закрытия выпускных органов. Величина этого давления зависит от
характера диаграммы распределения, от давления продувки, от противодавления
на выпуске и от характера колебаний в выпускной системе. Давление
свежего заряда при благоприятном характере колебаний в выпускной системе
часто может быть выше давления окружающей среды также и при
симметричной диаграмме распределения.
ПРОДУВОЧНЫЕ НАСОСЫ (НАГНЕТАТЕЛИ)
Если обозначить рабочий объем продувочного насоса VHL, а рабочий объем
цилиндра двигателя Vh, то коэффициент избытка продувочного воздуха
где I представляет собой теоретический коэффициент зарядки. Для
покрытия относительно больших потерь продувочных газов при малых числах
оборотов продувочные насосы двухтактных двигателей должны обладать
высоким объемным к. п. д. t\v, так как только в этом случае удается
уменьшить их размеры. Для двигателей спортивных и гоночных автомобилей,
а также для стационарных и авиационных двигателей широко используются
ротативные нагнетатели, обладающие, однако, большой шумностью работы
(например, роторно-шестеренчатый нагнетатель или нагнетатель Root).
Продувочные насосы (нагнетатели) должны отвечать следующим
требованиям:
1) в отношении эксплуатационных показателей:
а) обладать высоким коэффициентом подачи в диапазоне малых чисел
оборотов;
б) создавать минимальное сопротивление газовым потокам;
в) работать с возможно меньшим шумом;
г) потреблять незначительную мощность;
д) не создавать значительных инерционных нагрузок;
е) обладать высокой износоустойчивостью;
ж) быть мало чувствительными к сильному нагреву (который может быть,
например, в результате возникновения в цилиндре обратных вспышек);
з) не только не нарушать уравновешенности двигателя, но, наоборот,
по мере возможности улучшать ее;
2) в отношении конструкции:
а) иметь небольшие размеры;
б) органически вписываться в конструкцию двигателя;
в) обеспечивать возможность устройства между двигателем и
нагнетателем коротких трубопроводов, которые можно было бы удобно и просто
прокладывать.
До сих пор еще не существует такого типа продувочного насоса, который
в полной мере удовлетворял бы всем перечисленным выше требованиям.
Наибольшему числу этих требований отвечает кривошипная камера,
используемая в качестве продувочного насоса.
Поршневые продувочные насосы
Кривошипная камера, используемая в качестве продувочного насоса.
Объемный к. п. д. в некоторой степени определяется отношением $ = -тг- •
В зависимости от того, насколько конструктору удалось уменьшить вредное
434

пространство Vo, отношение р в быстроходных двигателях изменяется в
пределах 1,8—2,8; в среднем оно составляет 2,2.
Если обозначить путь поршня от момента Es закрытия впускных
органов до в. м. т. (см. фиг. 22) через ае + т, то давление поджатая в
кривошипной камере выразится уравнением
причем следует исходить из приближенного значения k = 1,3.
В быстроходных двигателях, работающих обычно на больших числах
оборотов, желательно низкое значение р. В тихоходных двигателях не
следует стремиться к
особенно значительному
уменьшению вредного
пространства, так как это привело бы
к чрезмерному возрастанию
давления поджатия psd и к
увеличению утечки
продувочных газов. Для двигателей,
0,8
0,6
0,4
0,2
О
1000 2000 3000 под/мин
Фиг. 20. Зависимость объемного
к. п. д. t\v кривошипной камеры,
используемой в качестве
продувочного насоса, и отдельного
поршневого продувочного насоса
от числа оборотов:
1 — кривошипная камера,
используемая в качестве продувочного
насоса; 2 — отдельный поршневой
^продувочный насос.
2
fi=2,25
Фиг. 21. Устройство для управления впуском в
кривошипную камеру при помощи вращающегося золотника,
используемое в качестве продувочного насоса.
работающих в широком диапазоне чисел оборотов, желательно было бы
создать такой кривошипно-камерный продувочный насос, в котором можно
было бы регулировать величину вредного пространства VQ.
На фиг. 20 показана зависимость объемного к. п. д. от числа оборотов
при различных значениях р; кривые относятся к симметричной диаграмме
распределения (т. е. впуском в кривошипную камеру управляет поршень,
см. фиг. 2). Как это следует из фиг. 20, выигрыш в объемном к. п. д.,
получаемый в результате уменьшения вредного пространства Vo, не является
особенно значительным. В этом отношении можно достигнуть больших
результатов при выполнении щек коленчатого вала в виде плоского золотника
или при использовании вращающегося золотника (фиг. 21); такими путями
удается смещать максимум объемного к. п. д., например, в область более
низких чисел оборотов, что является особенно важным.
Из всех индикаторных диаграмм можно сделать вывод: несмотря на то,
что сжатие свежего заряда в кривошипной камере заканчивается в точке So
28* 435

Фиг. 22. Диаграмма давлений в кривошипной
камере, используемой в качестве продувочного
насоса.
(точка, соответствующая моменту открытия продувочных окон, фиг. 22),
давление ps0 уже после точки So вследствие прорыва в кривошипную камеру
отработавших газов повышается до значения рх. В зависимости от нагрузки
и числа оборотов, а также в зависимости от значений 8, р и as давление pso
в точке So составляет 0,25—0,40 ати\ в результате прорыва в кривошипную
камеру отработавших газов давлеь£ие возрастает на 0,1—0,3 ати.
Действительным давлением продувки следует считать давление рх.
При наполнении кривошипной камеры свежим зарядом воздуха или
смеси происходит колебательный процесс, причем параметры колебаний
определяются характером затухания собственных колебаний в системе
кривошипная камера — впускной трубопровод. Процесс наполнения
кривошипной камеры с учетом колебаний поддается предварительному расчету.
В связи с наличием колебатель-
ных пР°Цессов симметричная
диаграмма обеспечивает
удовлетворительное наполнение лишь в
определенном диапазоне чисел
оборотов. За пределами этого диапазона
свежий заряд как бы
выталкивается из кривошипной камеры.
Вследствие этого при работе почти
всех быстроходных
карбюраторных двигателей на определенных
числах оборотов можно наблюдать
образование на выходе из
карбюратора пленки топлива; так как
топливо смешано с маслом, то это приводит к загрязнению карбюратора
и выходного патрубка (в некоторых случаях с подобным загрязнением
пытаются бороться путем заключения карбюратора и прочих подверженных
загрязнению деталей в особый кожух).
Объемный к. п. д. в первую очередь определяется давлением конца
впуска pEs, т. е. давлением в момент закрытия впускных органов
кривошипной камеры. Давление тем выше, чем лучше используются динамические
явления в потоке поступающего в кривошипную камеру свежего заряда,
причем эти динамические явления сказываются тем сильнее, чем ниже
давление начала впуска рЕо (т. е. давление в момент открытия впускных
органов кривошипной камеры). Давление (вернее разрежение) начала
впуска рЕо, в свою очередь, зависит от давления конца продувки pSs (т. е.
давления в момент закрытия продувочных окон). Так как давление pSs
зависит от правильного протекания процесса понижения давления в рабочем
цилиндре, то, в конечном счете, значение объемного к. п. д. t\v кривошипно-
камерного продувочного насоса определяется протеканием процесса очистки
рабочего цилиндра. С этим же связаны и эжекционно-динамические
процессы при наполнении кривошипной камеры. При определенных числах
оборотов можно вообще обходиться без продувочного насоса; в этом случае
свежий заряд засасывается прямо через имеющиеся в цилиндре отверстия.
В двигателях с кривошипно-камерной продувкой индикаторная
диаграмма кривошипной камеры почти полностью заменяет индикаторную
диаграмму цилиндра, так как по ней можно судить о всех недостатках в
работе двигателя. Следует различать девять основных случаев, которые могут
быть при различных нагрузках и числах оборотов (фиг. 23). Чаще всего
на практике встречаются случаи, когда давление конца продувки pSs
превышает атмосферное (фиг. 23, б). В тех случаях (фиг. 23, в), когда давление pSs
ниже отмосферного, пульсирующий поток отработавших газов имеет сильное
засасывающее действие. В дизелях это явление вреда не приносит, а в
карбюраторных приводит к утечке рабочей смеси, т. е. к повышению расхода
топлива, вследствие чего в карбюраторных двигателях следует стремиться
к случаю / (фиг. 23, а, давление pSs равно атмосферному).
436

При удовлетворительном протекании диаграммы объемный к. п. д. кри-
вошипно-камерного продувочного насоса может быть получен расчетным
путем, без измерений. Обозначим:
6 =
v2 .
Vo '
(36)
(37)
(38)
(39)
В уравнении (39) можно принять k = 1. Горячие стенки кривошипной
камеры отдают поступившему в нее свежему заряду столько тепла, что вслед-
а)
S)
Фиг. 23. Различные диаграммы давлений в кривошипных камерах»
используемых в качестве продувочных насосов.
ствие испарения топлива часть примешанного к нему масла (при системе
смазки добавлением масла к топливу) оседает на стенках.
Благодаря интенсивному теплообмену температура в кривошипной
камере То = TEs = Тео> т. е. она остается практически постоянной. Вес
поступившего в кривошипную камеру свежего заряда, отнесенный к
нормальным условиям (индекс N), составляет:
(40)
RTEs RTes * RTN
(41)
Tn
= ~Pn =
Tn (283 при TN = 283° абс, pN = 1 ama;
(265 при TN = 273° абс, pN = 1,033ama.
(42)
437

Таким образом, объемный к. п. д. riv определяется следующими
постоянными величинами: отношениями р и 8, высотой продувочных окон а5
(выраженной в доле хода поршня) и температурой в кривошипной камере Го.
Кроме того, объемный к. п. д. -цу определяется еще величинами, зависящими
от динамических процессов при газообмене, а именно: давлением конца
впуска pEs и давлением конца продувки pSs.
Если для упрощения принять
ае + т = gs = a,
то, преобразовав соответствующим образом уравнение (42), можно еще лучше представить
себе характер влияния на величину riv различных определяющих его параметров:
Ъ = -£г- [(PEs - рЕб) (Р + 1 - а)]; (43)
1 о
ТЬ = -4- KPes (1-2 о) + (Pes - Pss) (P + °)] • (44)
■* О
Пример. Пусть для какой-то индикаторной диаграммы кривошипно-камерного
продувочного насоса pEs = 1,05 ата; рЕд = 0,8 ата; -=- = 0,875 (при То = 323° абс); Р = 2,2
•* о
и а =0,2. В этом случае riv = 0,656. Если бы p^s = 1,1, то rjy = 0,787.
При р£^ = 1 ата т\о снижается до 0,525. Если в рассматриваемом двигателе снизить
значение р с 2,2 до 1,8, то рЕ~ снижается с 0,8 до 0,76 ата и t\v возрастет до 0,546.
Необходимо отметить, что решающее значение имеет не значение Р, а рациональное использование
колебательных явлений при впуске, выражающееся в повышении значения pEs. Иногда
наполнение бывает тем лучше, чем выше значение р. Если, однако, разность pEs — p$s
в уравнении (44) становится отрицательной, то высокое значение р сказывается очень вредно;
в этом случае (фиг. 23, случаи II, б; III, а и III, б) процессы продувки и выпуска
протекают неправильно. На основании изложенного выше при конструировании кривошипной
камеры, используемой в качестве продувочного насоса, необходимо учитывать моменты,
связанные с колебательными процессами при газообмене. Следует стремиться получить
минимальное затухание колебаний на впуске, что представляет в карбюраторных двигателях
известные трудности, тем более что коэффициент затухания изменяется в зависимости от числа
оборотов. Так как особенно важно обеспечить хорошее наполнение при малых числах
оборотов, то период колебаний должен быть соответственно большим. Необходимо, чтобы
карбюратор имел большое проходное сечение, воздухоочиститель — минимальное сопротивление,
впускные трубопроводы были как можно более прямолинейными и диаграмма распределения
была несимметричной; желательно было бы иметь также изменяющееся в зависимости от числа
оборотов значение VQ. Значение Го должно быть как можно более низким.
Теоретический коэффициент "зарядки £ в двигателях с кривошипно-
камерной продувкой равен единице; таким образом, Х5 = t\v. Этот
недостаток может быть устранен путем введения в конструкцию двигателя
вспомогательного поршня, направление движения которого
противоположно направлению движения рабочего поршня (фиг. 24); в
двухцилиндровых двигателях рабочими поверхностями являются днище вспомогательного
поршня и его внутренняя часть. При таком конструктивном исполнении
кривошипная камера, используемая в качестве продувочного насоса, в
достаточной мере удовлетворяет всем предъявляемым к насосу
эксплуатационным конструктивным требованиям, причем такая конструкция может быть
использована и для дизелей, где требуется высокий коэффициент избытка
продувочного воздуха Xs. Ход вспомогательного поршня, как правило,
делается значительно меньшим, чем ход рабочего поршня. При
соответствующем диаметре может быть достигнуто значение р = 1.
Поршневые продувочные насосы. Цилиндр двухтактного двигателя
с отдельным поршневым продувочным насосом (фиг. 25) является первой
из появившихся конструкций. В зависимости от устройства рабочего
цилиндра (см. фиг. 1) и схемы продувки длина трубопроводов между
продувочным насосом и цилиндром получается различной. При наличии коротких
трубопроводов имеется возможность добиться высокого объемного к. п. д.
Однако в карбюраторных двигателях использовать этот высокий объемный
к. п. д. не представляется возможным, так как (по крайней мере в случае
работы с симметричной диаграммой распределения) приходится ориентиро-
438

ваться на весьма выгодные параметры, характерные для кривошипно-ка-
мерной продувки. Вследствие этого преимущества отдельного поршневого
продувочного насоса могут быть реализованы лишь в двухтактных дизелях,
в которых они и получили довольно широкое распространение (при не
особенно высоких числах оборотов).
В карбюраторных двигателях нужное для получения заданного
давления продувки вредное пространство получается путем выбора
соответствующих размеров трубопроводов. Для достижения наилучшего
опорожнения цилиндра продувочного насоса теоретически необходимо, чтобы
кривошип насоса был смещен по отношению к кривошипу рабочего цилиндра
в направлении вращения на угол 2<р5 + а при расположении рабочего
Фиг. 24. Двигатель с
вспомогательным поршнем
в кривошипной камере,
используемой в качестве
продувочного насоса.
Фиг. 25.
Двухтактный
двигатель с отдельным
продувочным
насосом.
Фиг. 26. Угол
смещения в
направлении вращения
кривошипа поршневого
продувочного
насоса при
расположении рабочего
цилиндра двигателя и
цилиндра насоса на
одной оси.
Фиг. 27. Угол смещения
в направлении
вращения кривошипа
поршневого продувочного
насоса при расположении
цилиндра насоса под
прямым углом к
рабочему цилиндру
двигателя.
цилиндра и цилиндра продувочного насоса на одной оси (фиг. 26) и на угол
2ф5 + а + 90° при расположении цилиндров под прямым углом (фиг. 27).
В этом случае по сравнению с кривошипно-камерной продувкой, при которой
опорожнение кривошипной камеры заканчивается вскоре после
прохождения поршнем н. м. т. (см. фиг. 22), имеется большое различие в отношении
параметров продувки, так как при отдельном продувочном насосе продувка
и зарядка продолжаются до точки 55 (точка, соответствующая моменту
закрытия продувочных окон), что влечет за собой увеличение потерь рабочей
смеси, уносимой через выпускные окна. Вследствие этого на практике угол
смещения кривошипа насоса относительно кривошипа рабочего цилиндра
обычно уменьшают по сравнению с теоретическим, и поршень продувочного
насоса проходит в. м. т. еще до закрытия продувочных окон, вследствие
чего объемный к. п. д. насоса несколько снижается. Наивыгоднейшим углом
смещения кривошипа насоса является такой угол, при котором получаются
наиболее высокая мощность, наименьший расход топлива и наилучшая
приемистость. На фиг. 20 показана зависимость *r\v от числа оборотов для
поршневого продувочного насоса двойного действия, предназначенного для
двухцилиндрового двигателя (см. фиг. 47 и 48). Как видно из фиг. 20, более
высокие по сравнению с кривошипно-камерной продувкой значения
объемного к. п. д. получаются лишь в диапазоне низких чисел оборотов.
Серьезным недостатком некоторых поршневых продувочных насосов при их
использовании в многоцилиндровых двигателях является трудность устройства продувочных каналов
таким образом, чтобы был обеспечен выход из них продувочных газов в рабочий цилиндр
439

в направлении от выпускных органов. Кроме того, так как при насосе двойного действия
трубопроводы между насосом и цилиндрами проходят не горизонтально, а с большим
наклоном вверх или вниз (фиг. 28 и 29), то часто не удается добиться улучшения продувки
цилиндров. Расположение продувочного насоса под прямым углом по направлению вращения
кривошипа (фиг. 27) связано с нежелательным увеличением длины трубопровода и с
понижением f\v. Из изложенного видно, почему в быстроходных и в особенности в
многоцилиндровых двигателях все чаще отказываются от установки поршневых продувочных насосов,
которые раньше были очень распространены.
В рядных двигателях возможно использование поршневых насосов
как простого, так и двойного действия, однако хорошие результаты полу*
чаются лишь в первом
случае. В смысле
уравновешенности
двухцилиндрового двигателя удачной
является, например,
конструкция, показанная на
фиг. 30; еще более удачна
конструкция по фиг. 31.
Продувочный насос
двойного действия может быть
расположен как по
середине между двумя
цилиндрами, так и сбоку (фиг.
28 и 29). Управление
впуском в насос может осуще-
■Пш
Jr\ Inl
1 W
1 W
Г
Фиг. 28.
Двухцилиндровый двигатель со средним
расположением
поршневого продувочного насоса
двойного действия.
Фиг. 29.
Двухцилиндровый двигатель с боковым
расположением
поршневого продувочного насоса
двойного действия.
ствляться как самим
поршнем (при наличии впускных окон), так и пружинными пластинами;
клапаны используются редко. Иногда на впуске в насос устанавливают
вращающиеся золотники. Механический к. п. д. агрегата, естественно»
получается более низким, чем к. п. д. кривошипно-камерного насоса.
Однако наличие отдельного продувочного насоса позволяет перейти к
принятой в четырехтактных двигателях циркуляционной системе смазки (так
Фиг. 30. Двухцилиндровый
двигатель с двумя поршневыми
продувочными насосами простого
действия.
Фиг. 31. Двухцилиндровый
двигатель с горизонтально
расположенными противолежащими
цилиндрами с поршневым продувочным
насосом.
Фиг. 32.
Двухцилиндровый
двигатель со
ступенчатыми поршнями.
как в этом случае в картере двигателя не бывает повышенного давления),
а это, в свою очередь, позволяет свободно выбирать конструкцию
подшипников. Таким образом, преимущества отдельного поршневого продувочного
насоса сводятся к большей свободе выбора конструктивного оформления
двигателя и системы смазки, к более устойчивой работе двигателя в
диапазоне низких чисел оборотов и на малых оборотах холостого хода и к
увеличению крутящего момента в диапазоне малых чисел оборотов. В диапазоне
больших чисел оборотов, наоборот, возникают значительные трудности.
Интересным было предложение выполнять рабочие поршни многоцилиндровых двигателей
ступенчатыми и использовать их для взаимной зарядки рабочих цилиндров (фиг. 32). Однако
вследствие связанного с такой конструкцией увеличения веса поршней данное предложение
оказалось не применимым на практике.
440

Ротативные объемные нагнетатели
(Powerplus).
Различают ротативные нагнетатели коловратного типа и роторно-шесте-
ренчатые нагнетатели. Роторно-шестеренчатый нагнетатель по принципу
действия похож на шестеренчатый насос; два расположенных в его корпусе
двух- или многолопастных ротора, вращающиеся в противоположных
направлениях, нагружены лишь центробежными силами. Профили лопастей
представляют собой лемнискаты. В нагнетателях коловратного типа,
которые ь кинематическом отношении близки к поршневым продувочным
насосам, возникают положительные и отрицательные ускорения, связанные
с движением в радиальном направлении лопаток эксцентрично
расположенного в корпусе ротора.
Роторно-шестеренчатые нагнетатели широко используются для
устройства наддува в четырехтактных двигателях в тех случаях, когда
создаваемый ими шум является допустимым
(двигатели гоночных и спортивных
автомобцлей). В двухтактных
двигателях роторно-шестеренчатые
нагнетатели используются в стационарных
установках и в умеренно быстроходных *
автомобильных двигателях. Роторно-
шестеренчатый нагнетатель,
представляющий собой воздуходувную
машину, начинает работать с достаточной
производительностью лишь при
высоком числе Оборотов (вследствие ОТНО- фиг- 33- Схема коловратного нагнетателе
сительно больших потерь в зазорах
между лопастями), а двухтактный
двигатель нуждается в наибольшем коэффициенте избытка продувочного
воздуха именно в диапазоне низких чисел оборотов. Поэтому между
коленчатым валом двигателя и нагнетателем приходится вводить повышенную
передачу, что в быстроходных (в частности, в карбюраторных) двигателях может
привести к чрезмерно высокому числу оборотов ротора, опасному для
нагнетателя. Все это связано со снижением механического и термического
к. п. д. Недостатком роторно-шестеренчатого нагнетателя является также
то, что он не обеспечивает «поджатия». В стационарных установках
существуют наиболее благоприятные условия для использования роторно-шесте-
ренчатых нагнетателей, чем и объясняется их увеличивающееся применение
в стационарных двухтактных дизелях, где удается органически вписывать
их в конструкцию двигателя.
Для использования в двухтактных двигателях гораздо больше
подходит ротативный нагнетатель коловратного типа (фиг. 33), хотя и ему
свойственны некоторые органические недостатки, которые, в
противоположность роторно-шестеренчатому нагнетателю, наиболее сильно
сказываются при высоких числах оборотов ротора. К этим чедостаткам в первую
очередь следует отнести сильное снижение механического к. п. д. с
увеличением числа оборотов ротора. Этр объясняется тем, что мощность,
затрачиваемая на создание ускорений лопаток, практически не может быть вновь
использована, так как под действием возникающей при этом силы лопатки
прижимаются к стенкам корпуса и затраченная на создание ускорения
энергия, превращаясь в энергию трения, бесполезно пропадает. Вследствие
наличия относительного движения ротора и лопаток возникают силы Корио-
лиса, которые нагружают лопатки и их направляющие. Для снижения
потерь необходимо стремиться к возможному уменьшению эксцентрицитета
ротора, к уменьшению диаметра корпуса, облегчению лопаток и к
возможному улучшению смазки.
В отличие от механического к. п. д., объемный к. п. д. коловратного
нагнетателя высок и с уменьшением числа оборотов снижается незначи-
441

тельно. В быстроходных двигателях наилучшее поджатие получается при
0,3—0,5 ати. Однако коэффициент подачи в диапазоне низких чисел
оборотов при несимметричной диаграмме распределения является
недостаточным; впрочем, до настоящего времени вообще еще не существует такого
нагнетателя, который удовлетворял бы всем предъявляемым к нему
требованиям. Вследствие этого автомобили и мотоциклы, на которых
установлены двухтактные двигатели с коловратными нагнетателями, начинают
хорошо «тянуть» лишь при числе оборотов двигателя, превышающем 1500
в минуту; при более низких оборотах приемистость следует признать
неудовлетворительной, что объясняется как гиперболическим характером проте-
{.'/,5
/
/
у
1000 2000 3000 п оЬ/пин
Фиг 34. Характеристики коловратного
нагнетателя.
25
20
15
10
5
О
WOO 2000 3000 п об/мин
Фиг. 35. Отношение
мощности NI, потребляемой
коловратным нагнетателем, к
эффективной мощности двигателя Ne
(полная нагрузка).
кания кривой время-сечений (см. фиг. 5), так и относительно низким
коэффициентом подачи нагнетателя в диапазоне низких чисел оборотов. В то
же время в диапазоне высоких чисел оборотов мощность двигателя
возрастает меньше, чем этого можно было бы ожидать, что объясняется большими
затратами мощности на привод нагнетателя. Поэтому было предложено
устройство, позволяющее изменять передаточное отношение между
коленчатым валом двигателя и ротором нагнетателя таким образом, чтобы в
диапазоне низких чисел оборотов ротор нагнетателя вращался быстрее
коленчатого вала (для повышения коэффициента подачи), а в диапазоне высоких
чисел оборотов — медленнее коленчатого вала (для снижения
потребляемой нагнетателем мощности).
При современном состоянии развития конструкции коловратные
нагнетатели с постоянным передаточным отношением привода обеспечивают
удовлетворительную работу двигателя лишь при числе оборотов до 2500
в минуту. При этом детали нагнетателя значительно изнашиваются, и его
срок службы получается меньшим, чем самого двигателя. Для
выдерживания зазоров 0,1 мм лопатки должны быть изготовлены из
высококачественных дефицитных материалов; учитывая неизбежность сильного нагрева
лопаток (например, вследствие прорыва в нагнетатель отработавших газов),
наиболее подходящим материалом являются легированные стали с
высоким содержанием никеля. Крайне нежелательное попадание масла в
рабочий цилиндр при циркуляционной системе смазки может быть
предотвращено установкой на выходе из маслопроводов нагнетателя автоматических
шариковых обратных клапанов. Наибольшая опасность попадания масла
в рабочий цилиндр имеется при прикрытой дроссельной заслонке, так как
в этом случае разрежение в нагнетателе достигает 600 мм рт. ст., и
происходит высасывание масла из маслопроводов.
Фиг. 34 дает представление о средних значениях объемного к. п. д. riv
и потребляемой мощности N для подачи 1 м3 воздуха в минуту при
противодавлении, равном 0 и 0,8 ати. Наиболее высокое значение термический
442

к. п. д. имеет при противодавлении 0,4—0,8 ати (вблизи 0,5 ати) и при
увеличении числа оборотов сверх 2500 в минуту резко снижается (0,3 ати
при 4000 об/мин).
С помощью графиков на фиг. 16 и 34 можно заранее приближенно
определить потребляемую нагнетателем мощность NL, а затем проверить
полученные результаты на изготовленном опытном образце двигателя. На фиг. 35
показано примерное соотношение ~ , где Nе — эффективная мощность
на валу двигателя. ЛГ = N е + NL — идеальная
эффективная мощность двигателя. Если требуется
определить, сколько процентов от среднего индикаторного
давления затрачивается на привод нагнетателя, то
N т
вместо NL следует брать—- N ; например, при п =
Т1тп
=3000 об/мин т1т=0,85 на привод нагнетателя
затрачивается около 23,5% Nе. Из фиг. 35 видно, что в
двигателе с коловратным нагнетателем удельные расходы
топлива с повышением числа оборотов должны
постоянно увеличиваться, несмотря на несимметричную
диаграмму распределения. В двигателях с кривошипно-
камерной продувкой, в отличие от изложенного выше, фиг зб nBVXTaKTHbIg
на привод продувочного насоса даже при высоких чис- двигатель с коловрат-
лах оборотов и полной нагрузке затрачивается не бо- ным нагнетателем,
лее 10% рь.
При таком положении не приходится использовать коловратные
нагнетатели во всех автомобильных и мотоциклетных двигателях. Однако в
отношении применения коловратных нагнетателей следует иметь в виду два
важных обстоятельства: во-первых, возможность получения высокого
теоретического коэффициента зарядки £ при небольших габаритах нагнетателя
и, во-вторых, возможность органического конструктивного объединения
одного или нескольких параллельно работающих нагнетателей с
двигателем, причем в этом случае удается получить наименьшую длину
трубопроводов между нагнетателем и двигателем (фиг. 36).
Центробежные нагнетатели
Центробежные нагнетатели с колесом, выполненным из стали или гамма-
силумина, и диффузором в зависимости от заданного давления продувки
должны работать с числом оборотов 8000—20 000 в минуту. Так как
создаваемое центробежными нагнетателями давление возрастает пропорционально
квадрату числа оборотов, то они очень хорошо подходят для использования
в двухтактных двигателях (см. фиг. 16 и 17). Однако центробежные
нагнетатели еще не получили широкого распространения вследствие своей
громоздкости, а также вследствие того, что устройство трубопроводов к
рабочим цилиндрам вызывает большие затруднения, чем в случае
использования роторно-шестеренчатых или коловратных нагнетателей.
НАДДУВ
Наддув вводится в двигателях внутреннего сгорания для повышения
мощности путем увеличения веса подаваемого в цилиндры свежего заряда
при соответствующем увеличении расхода топлива. Интенсивность наддува
ограничивается максимально допустимым тепловым напряжением деталей
двигателя, в особенности поршней, цилиндров и выпускных органов.
Относительное увеличение мощности тем больше, чем больше объем камер
сгорания цилиндров. Однако дизели с характерным для них малым объемом Vk
при наличии наддува могут без существенного снижения эффективного
к. п. д. работать при менее высоком коэффициенте избытка воздуха, так
как вследствие интенсивного вихреобразования в камерах сгорания лучше
443

используется воздух. В двухтактных карбюраторных двигателях при
введении наддува, напротив, эффективный к. п. д. снижается, так как процесс
зарядки в значительной части совпадает по времени с процессом продувки,
и большое количество рабочей смеси бесполезно (если не считать ее
охлаждающего действия) уносится из цилиндра. Введение наддува в
двухтактных двигателях требует значительного увеличения подачи топлива,
вследствие чего карбюраторные двигатели с высоким наддувом используются
лишь на гоночных автомобилях. В двухтактных двигателях обычной
конструкции в случае, если колебательные процессы в системе (см. фиг. 9)
подобраны правильно, также имеется небольшая степень
самопроизвольного наддува.
■% %,
♦%> *9,
Фиг. 37. Несимметричная диаграмма газораспределения двигателя с прямоточной клапанно-
щелевой продувкой:
а — с выпуском через окна (см. фиг. 1, а); б — с выпуском через клапаны (см. фиг. 1,6).
Двигатели с наддувом на 1 л. с. отдают в час меньше тепла
охлаждающему агенту, чем двигатели без наддува. Это объясняется охлаждающим
действием повышенного количества свежего заряда, которое особенно
полезно сказывается на работе выпускных органов. Без этого внутреннего
охлаждения столь значительное повышение мощности (до 100%) было бы
вообще невозможным, в особенности в двухтактных двигателях.
В двухтактных двигателях возможность введения наддува получается
при использовании несимметричной диаграммы распределения. В
двигателе с прямоточной продувкой, выполненном по схемам, изображенным
на фиг. 1, а и б, диаграмма распределения в отношении выпуска
или впуска получается симметричной относительной, м. т.
Несимметричность обеих диаграмм достигается путем смещения диаграммы
время-сечений на угол 5 относительно н. м. т. (фиг. 37 и 38). В
конструкциях с двумя поршнями (см. фиг. 3 и 4) обе диаграммы
распределения получаются симметричными относительно соответствующей
мертвой точки. В конструкциях, показанных на фиг. 3 и 4, несимметричность
достигается путем соответствующего смещения обоих кривошипов, в то
время как в V-образном двигателе (см. фиг. 3, в) нужная степень
несимметричности получается путем соответствующего выбора величины о и места
присоединения прицепного шатуна (то же, что и в конструкции по фиг. 3, б,
но при меньших возможностях выбора параметров). Во всех случаях может
быть обеспечено одновременное закрытие выпускных и впускных
(продувочных) органов; обычно время-сечения продувочных органов значительно
увеличивают путем устройства продувочных окон соответствующей ширины,
так что время-сечения продувки и зарядки Zs получаются большими, чем
время-сечения выпуска Za.
В двигателях с поперечной продувкой (см. фиг. 1, в) повышение
давления свежего заряда может быть достигнуто путем более раннего закрытия
444

выпускных окон; для этого можно использовать, например, вращающийся
золотник, перекрывающий выпускной канал лишь при движении поршня
по направлению к в. м. т. (фиг. 38, а). Подобная конструкция использована
в двигателях MAN с контурной схемой продувки.
Другая возможность повышения давления заряда для двигателя с
газораспределением, изображенным на схеме фиг. 1, в, заключается в
устройстве добавочных продувочных окон для наддува; управление открытием
и закрытием этих добавочных окон может осуществляться как самим
поршнем, так и особыми устройствами (например, приводными или
автоматическими клапанами) (фиг. 38, б). Подобная конструкция использована в
двухтактных двигателях Sulzer с поперечной продувкой.
Фиг. 38. Несимметричная диаграмма газораспределения двигателя
с поперечной щелевой продувкой:
а — 1-й вариант; б — 2-й вариант.
В транспортном двигателестроении (за исключением авиационных
дизелей Junkers и карбюраторных двигателей для гоночных автомобилей и
мотоциклов) двухтактные двигатели с наддувом пока почти не используются.
Однако для умеренно быстроходных дизелей наземного транспорта
определенно намечается тенденция к использованию наддува. Для
карбюраторных двигателей наземного транспорта предпочитают такие
конструктивные схемы, которые обеспечивают наибольшую быстроходность, т. е. схемы
со щелевым распределением (см. фиг. 3—4); для транспортных дизелей
все еще предпочитают пользоваться схемой, изображенной на фиг. 1, б.
В U-образном двигателе (см. фиг. 3, в) выпускной поршень присоединен к главному шатуну,
а впускной — к прицепному (поршни имеют разный ход). Прицепной шатун присоединяют
с таким расчетом, чтобы наряду с выгодной диаграммой распределения иметь минимальное
давление поршня на стенки цилиндра. Приведем примерную диаграмму распределения
гоночного двигателя, отнесенную к углу поворота кривошипа главного шатуна: —^а1 = 76°;
-|- &аг = 53°; — fst = 46°; + cps2 = 78°; таким образом, угол, соответствующий наддуву,
составляет Дер = 25°. Угол предварения выпуска составляет 30°. Диаметр выпускного поршня
может быть меньшим, чем диаметр впускного, что позволяет, с одной стороны, увеличить
445

время-сечение впуска, а с другой — снизить тепловое напряжение выпускного поршня»
В последнее время разделяют рабочий объем между двумя U-образными цилиндрами с двумя
поршнями каждый; диаметр поршня составляет всего около 45 мм; при этом улучшается
отвод тепла, облегчается обеспечение необходимых тепловых зазоров между поршнем и
цилиндром и в большей степени предотвращается возможность заклинивания поршней.
Для зарядки и наддува используются поршневые насосы (в том числе
кривошипно-камерные насосы со вспомогательным поршнем, фиг. 24),
роторно-шестеренчатые нагнетатели и коловратные нагнетатели; в
стационарных и авиационных двигателях, кроме того, используются еще и
центробежные нагнетатели. Теоретический коэффициент зарядки 6 значительно
превышает единицу, а давление продувки в авиационных двигателях и
двигателях гоночных машин превышает 1 ати. Важным моментом при
открытии выпускных органов является использование пульсаций потока
выпускных газов. Период времени, в течение которого совершаются продувка
и зарядка, должен совпадать с временем минимального давления в
выпускном трубопроводе. Правильное в отношении газодинамики устройство
впускной и выпускной систем является важным фактором, позволяющим
снизить потери на аэродинамическое трение. К сожалению, этот фактор
все еще часто упускают из виду. Примером правильного устройства
выпускных трубопроводов служат трубопроводы двигателей гоночных машин;
на концах трубопроводов устроены особые патрубки. В многоцилиндровых
двигателях надо во всех случаях согласовывать порядок работы цилиндров
и устройство всего выпускного тракта, так как обычно при
наивыгоднейшем в отношении крутильных колебаний порядке работы цилиндров не
получается простая по устройству выпускная система. Большей частью
приходится устраивать несколько выпускных трубопроводов. Общий
выпускной трубопровод могут иметь лишь такие цилиндры, в которых
интервал между вспышками по углу поворота кривошипа превосходит всю фазу
выпуска 2<?а (симметричная диаграмма распределения) или ®п1 + фаг
(несимметричная диаграмма распределения).
На основании изложенного двухцилиндровый двигатель может быть оборудован лишь
одним выпускным трубопроводом; трехцилиндровый двигатель может иметь один выпускной
трубопровод лишь в том случае, если угол выпуска каждого его цилиндра не превосходит
120°, в противном случае необходимы два выпускных трубопровода. Четырехцилиндровый
двигатель всегда должен иметь два выпускных трубопровода, пятицилиндровый — три, шести -
цилиндровый — два или три и т. д.
конструктивные формы
Конструктивные формы коленчатых валов
При конструктивном выполнении коленчатых валов двухтактных
двигателей необходимо учитывать следующее:
1) вспышки в каждом цилиндре следуют одна за другой через 360°;
2) наполнение свежим зарядом должно осуществляться специальным
продувочным насосом или нагнетателем;
3) различные способы продувки и зарядки могут быть осуществлены
лишь при определенных конструктивных формах коленчатого вала.
Вследствие этого особенно большие затруднения возникают при
проектировании коленчатых валов для многоцилиндровых быстроходных
двигателей с большим литражом и высокой мощностью (например, для
многорядных звездообразных двигателей). В двигателях для наземного
транспорта в большинстве случаев вполне достаточно пяти расположенных в один
ряд цилиндров. В отличие от четырехтактного двигателя, в двухтактном
для равномерного чередования вспышек желательно иметь нечетное число
цилиндров; в этом случае в рядных двигателях кривошипы не
расположены попарно в одной плоскости, и уравновешивание моментов,
создаваемых возвратно движущимися массами, является более трудным.
Уравновешивание сил, напротив, облегчается. Недостатком V-образных двигате-
446

—I 2. ^
лей является то, что в случае необходимости обеспечить равные интервалы
между вспышками в цилиндрах (т. е. избежать одновременных вспышек
в двух цилиндрах) угол развала получается очень небольшим. В
многоцилиндровых многорядных звездообразных двигателях одновременное
сгорание топлива в двух и более цилиндрах становится неизбежным.
Обозначим:
а — угол между кривошипом и вертикалью;
тпг — вращающиеся массы, отнесенные к одному цилиндру;
mh — поступательно движущиеся массы, отнесенные к одному цилиндру;
г — радиус кривошипа;
oj — угловая скорость;
>=А о)
D '
Запишем для краткости
r<**i = F(a).
Далее обозначим:
Мг — моменты, создаваемые
вращающимися массами;
М\ — моменты от сил инерции первого
порядка;
Мц—моменты от сил инерции второго
порядка;
Л!jy — моменты от сил инерции четвертого
порядка.
Коленчатый вал двухцилиндрового
двигателя (фиг. 39).
Уравновешены силы первого
порядка:
Фиг. 39. Формы коленчатых валов двух-
Mr = mrF(a.)\ Ml=mhF(oc)] Мп = Л11У = 0. тактных двигателей.
Максимальное улучшение неудовлетворительной уравновешенности
достигается при выполнении коленчатого вала по схеме фиг. 31. При криво-
шипно-камерной продувке в двигателе с горизонтальными
противолежащими цилиндрами хотя и достигается такое же уравновешивание сил, однако
при этом топливо должно одновременно сгорать в обоих цилиндрах.
При форме коленчатого вала, изображенного на фиг. 30, приходится
выдерживать значения углов согласно фиг. 26, поэтому уравновешенность
получается менее хорошей, чем при подобном же вале в четырехцилиндро-
вом четырехтактном двигателе. Вал, приведенный на фиг. 39, а, может
быть использован в четырехцилиндровом V-образном двигателе с углом
развала 90° и порядком работы 1—Г—2—2'; устройство кривошипно-
камерной продувки, однако, в этом случае вызывает некоторые
затруднения. Наиболее удачная конструкция получается при использовании схемы,
изображенной на фиг. 30> в V-образном двигателе. Вал, выполненный no-
схеме фиг. 39, а, может быть, кроме того, использован в восьмицилиндровом
двухрядном звездообразном двигателе со сдвигом рядов на 45°, в две-
надцатицилиндровом двухрядном звездообразном двигателе со сдвигом
рядов на 30° и т. д. при равномерном чередовании вспышек в цилиндрах
и наличии для каждого цилиндра поршневого продувочного насоса
простого действия или ротативного нагнетателя.
Коленчатый вал трехцилиндрового двигателя (фиг. 39, б). Порядок
работы: 1—3—2 с интервалами между вспышками 120°. Уравновешивание
сил — до четвертого порядка включительно:
Mr= 1,732т/»; Мг = l,732mhF(*);
Ми = l,732\mhF(oi); Мту = 1,732-^- mh F(a).
447

Вследствие наличия больших моментов необходимо тщательное
выполнение подвески. Получение равномерного распределения смеси между
тремя цилиндрами затруднительно и требует особых мероприятий. Число
цилиндров (три) является достаточным при литраже двигателя до 1,5 л.
Вал по схеме фиг. 39, б может быть также использован в шестицилиндровом
V-образном двигателе с углом развала 60°, порядком работы 1—Г—3—3'—
2—2' и коловратным или каким-либо другим ротативным нагнетателем.
Коленчатый вал четырехцилиндрового двигателя (фиг. 39, в). На
практике используется лишь изображенная на фиг. 39, в схема с
крестообразным расположением кривошипов, причем угол между кривошипами 1 я 2
составляет 180°. Порядок работы: 1—4—2—3 или 1—3—2—4 с интервалом
между вспышками в 90°. Уравновешивание сил до второго порядка
включительно:
Mr= 1,414т/»; Мг = 1,414m,/(a);
Коленчатый вал плохо уравновешен и мало
пригоден для рядного двигателя.
При использовании в V-образном восьмици-
Коленчатый вал линдровом двигателе с углом развала 90° и
продля восьмицилиндрового ТИвовесами (вал двигателя Cadillac, фиг. 40) схема
двухтактного V-образного , on л »
двигателя: Фиг- ^» в представляет собой весьма совершенную
i-4 - кривошипы и УРавновешенную конструкцию (уравновешены
силы первого и второго порядка и моменты от
сил первого, второго и четвертого порядка). Однако угол развала 90°
означает в двухтактном двигателе наличие одновременного сгорания
топлива в двух цилиндрах в порядке (1,2')—(3,Г)—(4,3')—(2,4'). При угле
развала 45° интервалы между сгоранием топлива в отдельных цилиндрах
получаются одинаковыми, порядок работы будет 1—Г—3—3'—4—4'—2—2';
однако характер нагрузки на подшипники получается менее
благоприятным и уравновешенность ухудшается. При наличии ротативного
нагнетателя рассматриваемая схема коленчатого вала может быть с успехом
использована в автомобильном двухтактном двигателе с литражом 2—8 л.
Коленчатый вал пятицилиндрового двигателя (фиг. 39, г). Наилучшие
показатели получаются при порядке работы 1—5—2—3—4 (или 1—4—3—
2—5). Уравновешивание сил до восьмого порядка включительно:
Mr = 0,449m,/7 (a);
Ml = 0,449mAF(a);
Ми = 4,980 X/nAF (а);
Более длинные валы, чем валы, изображенные на фиг. 39, г, для
быстроходных автомобильных двухтактных двигателей применять не следует.
В V-образных двигателях для равномерного чередования вспышек
необходим угол развала всего лишь 36°, что создает некоторые конструктивные
трудности.
Коленчатый вал шестицилиндрового двигателя (фиг. 39, д). Наилучший
порядок работы 1—6—2—4—3—5 (или 1—5—3—4—2—6).
Уравновешивание сил до четвертого порядка включительно:
Мг=0;
Мг = 0;
Ми =
(а).

Для двенадцатицилиндрового V-образного двигателя угол развала при
равномерном чередовании вспышек должен составлять всего 30°, что в
большинстве случаев исключает возможность применения в быстроходных
двигателях коротких шатунов.
Таким образом, для наземного транспорта могут быть использованы
следующие двухтактные двигатели:
рядные — двух-, трех-, пяти- и шестицилиндровые;
V-образные — четырех-, шести-, восьми- и двенадцатицилиндровые;
однорядные звездообразные — трех-, пяти-, семи- и девятицилиндро-
вые;
двухрядные звездообразные — восьми-, двенадцатицилиндровые и т. д.
В перечисленных случаях получается равномерное чередование
вспышек или частичное их совпадение.
Конструкции с двумя поршнями пригодны лишь для рядных двигателей
(см. фиг. 4). U-образная форма цилиндров (см. фиг. 3, б и 4) хотя и может
быть использована в V-образных двигателях, однако она приводит к
нерациональным конструктивным решениям.
Конструкция нагнетателей
В некоторых случаях выбор типа нагнетателя заранее определяет общую
конструкцию двигателя. Кривошипно-камерная продувка возможна лишь
для рядных двигателей (если не считать двигателей с горизонтальными
противолежащими цилиндрами). Установка отдельного поршневого
продувочного насоса под прямым углом к оси цилиндра (см. фиг. 27) обычно
приводит к неблагоприятным результатам, и кроме того, может быть
применена лишь в рядных двигателях. Установка отдельного поршневого
продувочного насоса параллельно осям цилиндров удорожает
конструкцию.
По схемам фиг. 25 и 30 (продувочный насос простого действия) могут
быть выполнены двухцилиндровые рядные, четырехцилиндровые
V-образные и одно- или двухрядные звездообразные двигатели; эти же двигатели
с продувочным насосом двойного действия могут быть выполнены по
схемам фиг. 28 и 29.
Ротативный нагнетатель является универсальным; при использовании
его коленчатый вал может быть коротким. Кроме того, при ег.о применении
возможны наиболее оригинальные решения для двигателей любых типов.
Однако в отношении параметров продувки и наполнения ротативный
нагнетатель начинает хорошо работать без ресивера относительно большой
емкости лишь при числе цилиндров свыше трех.
Конструктивные схемы цилиндров
На практике используются двигатели со следующими конструктивными
схемами цилиндров (по их расположению и устройству):
A. Одноцилиндровый двигатель с одним поршнем и щелевым или кла-
панно-щелевым распределителем (см. фиг. 1, в или б).
Б. Двухцилиндровый двигатель с общей камерой сгорания (V-образный)
и щелевым распределением. Цилиндры расположены параллельно.
Диаграмма распределения симметричная (смещение фаз впуска и выпуска
отсутствует). Каждый поршень может быть связан с отдельным коленчатым
валом или оба поршня могут быть связаны с общим коленчатым валом
(вильчатый шатун).
B. Двухцилиндровый двигатель с общей камерой сгорания (V-образный)
со щелевым распределением. Цилиндры расположены параллельно.
Диаграмма распределения несимметричная (фазы впуска и выпуска смещаются).
Шатун вильчатый (см. фиг. 3, б) или шатунный механизм с прицепным
шатуном (см. фиг. 3, в, а также фиг. 46, а—г).
29 Бюссиен 644 449

Г. Одноцилиндровый двигатель со встречно-движущимися поршнями.
Диаграмма распределения несимметричная. Два коленчатых вала (см.
фиг. 4) или один коленчатый вал, соединенный с поршнями с помощью
системы качающихся рычагов (см. фиг. 44).
Д. Двигатели с противолежащими цилиндрами (цилиндры могут быть
выполнены по схемам А, Б, В) и общим картером. Иногда используется
кривошипно-камерная продувка.
Компоновка двигателей
I. Рядные многоцилиндровые двигатели с цилиндрами по схемам А, Б,
В, Г и Д с кривошипно-камерной продувкой или с отдельным продувочным
насосом (ротативным или поршневым).
II. Одно-, двух- или многорядные V-образные, Х-образные, Н-образные
и звездообразные двигатели с цилиндрами по схемам А, Б и В. Кривошипно-
камерная продувка не применяется, используются отдельные ротативные
нагнетатели или поршневые продувочные насосы.
III. Одно,- двух- или многорядные двигатели с расположением
цилиндров по сторонам четырехугольника или шестиугольника. Цилиндры
выполнены по схеме Г. Отдельные продувочные агрегаты.
IV. Многорядные многоцилиндровые двигатели с V-образным, Х-образ-
ным, Н-образным или звездообразным расположением цилиндров,
выполненные по схемам А, Б и В, с общим картером, но с отдельной для каждого
цилиндра кривошипной камерой, используемой в качестве продувочного'
насоса, и отдельным коленчатым валом. Все коленчатые валы связаны
между собой при помощи специальных устройств.
До настоящего времени на практике применялись следующие
компоновки.
Карбюраторные мотоциклетные двигатели. Одноцилиндровые по схеме А
(щелевое распределение) и двухцилиндровые по этой же схеме с рядным
расположением цилиндров; одноцилиндровые по схемам Б и В и с
противолежащими цилиндрами, выполненными по схеме А (щелевое
распределение); в двигателях дорожных мотоциклов используется исключительно
кривошипно-камерная продувка. Форсированные двигатели гоночных
мотоциклов выполняются с U-образным расположением цилиндров (схема В)
и с отдельным продувочным агрегатом (см. фиг. 46).
Карбюраторные автомобильные двигатели. Двух- и трехцилиндровые
рядные двигатели с цилиндрами по схеме А (щелевое распределение) и
кривошипно-камерной продувкой; в отдельных случаях четырехцилиндровые
рядные и V-образные двигатели с цилиндрами по схеме А (щелевое
распределение) и с поршневым продувочным насосом двойного действия (схема
фиг. 29), а также рядные двигатели с двумя U-образными цилиндрами по
схеме В и кривошипно-камерной продувкой.
Дизели грузовые автомобилей и автобусов. Трех- и шестицилиндровые
двигатели с цилиндрами по схеме А (клапанно-щелевое распределение
с выпуском через клапаны) с отдельными роторно-шестеренчатыми
нагнетателями и четырех- и восьмицилиндровые V-образные двигатели с
цилиндрами по схеме А (щелевое распределение) и с отдельными ротативными
(центробежными) нагнетателями.
Двигатели тепловозов и теплоходов. V-образные двигатели с цилиндрами
по схеме А (при числе цилиндров от шести до двадцати четырех) с клапанно-
щелевым распределением (выпуск через клапаны) и с отдельными роторно-
шестеренчатуми нагнетателями; рядные двигатели с цилиндрами по схеме Г
(при числе цилиндров от шести до десяти) и с отдельными
роторно-шестеренчатыми нагнетателями.
Авиационные двигатели. Шестицилиндровые рядные двигатели с
цилиндрами по схеме Г и отдельным для каждого цилиндра нагнетателем.
450

СУЩЕСТВУЮЩИЕ КОНСТРУКЦИИ
Карбюраторные двигатели
В двухтактных двигателях всех моделей используются исключительно кривошипно-
камерная продувка, подшипники качения, смесеобразование при помощи карбюраторов
и смазка путем добавления топлива к маслу. Для мотоциклетных двигателей с рабочим объемом
до 250 см3 включительно применяются в основном двухтактные двигатели. Большинстве
мотоциклов имеет простые двигатели с воздушным охлаждением с цилиндрами, выполненными
по схеме А (см. раздел «Конструктивные схемы цилиндров») с щелевым распределением,
контурной продувкой (фиг. 13, а) и с симметричной диаграммой распределения (см. фиг. 1, в).
Наряду с этим производится большое количество двигателей с симметричной диаграммой
распределения и с цилиндрами, выполненными по схеме Б. Другие схемы выполнения
цилиндров практически еще не используются. Все модели двигателей после 1951 г. являются
одноцилиндровыми; однако многие фирмы проводят подготовку к переходу на
двухцилиндровые двигатели (при рабочем объеме свыше 250 см3). Следует ожидать появления
двигателей с горизонтальным противолежащими цилиндрами (схема Д). Подобный мотоциклетный
двигатель с рабочим объемом 350 см3 с 1951 г. выпускается фирмой IFA.
Максимальное число оборотов мотоциклетных двигателей составляет обычно около 5000
в минуту при степени сжатия около 7. Среднее эффективное давление при 2500 об/мин 4,5—
4,75 am; при 5000 об/мин ре = 3,5 -н 3,75 am. Литровая мощность составляет N* = 35 -т-
-г- 42 л. с/л (в среднем для серийных двигателей А/* = 40 л. с.1л.). В рекламных каталогах
фирм часто приводятся парадные данные, полученные для отдельных опытных двигателей;
мощность серийных двигателей обычно составляет лишь 90% от парадной. Данные по
удельным расходам топлива различных двигателей см. на фиг. 52.
Для легковых автомобилей и автомобилей-фургонов ряд фирм выпускает близкие по своему
устройству и показателям двухцилиндровые рядные двигатели с цилиндрами по схеме А
(щелевое распределение) и преимущественно с водяным охлаждением. Все двигатели имеют
кривошипно-камерную продувку по контурной схеме (см. фиг. 13, а). Литраж двигателей
составляет 0,6—0,7 л, т. е. рабочие объемы их цилиндров (около 350 см3) близки к наивыгод-
нейшим (см. фиг. 54). Отношение хода поршня к диаметру цилиндра -=г-= 1,10 -=- 1,15.
В двигателях с водяным охлаждением максимальное число оборотов составляет около 4200
в минуту при степени сжатия 6,5—7. При 2000 об/мин давление ре = 5 am, при 4200 об/мин
давление ре снижается до 3,75 am. Литровая мощность составляет N* = 35 л. с.1л. В
двигателях с воздушным охлаждением литровая мощность составляет всего 26—30 л. с.1л., что
в некоторой степени объясняется их более низкими максимальными числами оборотов.
Данные по удельным расходам топлива см. на фиг. 52. На фиг. 41 представлен двухцилиндровый
двигатель с рабочим объемом 600 см3 с принудительным воздушным охлаждением.
Фирма IFA с 1950 г. выпускает для легковых автомобилей трехцилиндровый рядный
двигатель литражом 0,9 л. Охлаждение двигателя водяное. Двигатель может быть использован
и в качестве стационарного.
Автомобильные рядные двигатели с V-образным расположением цилиндров пока еще
встречаются очень редко.
Большое значение в промышленности имеют стационарные быстроходные двигатели
с воздушным охлаждением (фиг. 42).
В отношении конструкций двухтактных карбюраторных двигателей нельзя отметить
каких-либо больших сдвигов по сравнению с 1939 г. Конструкции этих двигателей в
значительной мере стабилизировались.
Дизели
Особо быстроходных дизелей, т. е. двигателей с числом оборотов 3000—6000 в минуту,
пока еще не существует; встречаются лишь тихоходные дизели (до 1000 об/мин) и умеренно
быстроходные (1000—3000 об/мин).
Двухтактные умеренно-быстроходные дизели во все возрастающем объеме используются
в США и Европе в качестве силовых агрегатов для грузовых автомобилей, автобусов, тягачей,
катеров, а также и стационарных установок. Тихоходные двигатели (с числом оборотов
800—1000 в минуту) являются в США важнейшим видом силовых агрегатов для дизель-
электрических локомотивов.
Следует различать три группы двухтактных дизелей:
I. Рядные двигатели с числом цилиндров от двух до шести и V-образные двигатели
с числом цилиндров от 8 до 24 с цилиндрами по схеме А, клапанно-щелевым распределением
(прямоточная продувка, см. фиг. 1, б), числом оборотов 1800—2000 в минуту и роторно-
шестеренчатыми нагнетателями. Коэффициент избытка продувочного воздуха составляет
1,3—1,8. Отношение —=г = 1,20 -г- 1,40. Рабочий объем одного цилиндра 0,7—1,5 л, литраж
2,3—28 л, диапазон мощностей 100—800 л. с.
Чаще всего в каждом цилиндре имеется от двух до четырех выпускных клапанов (редко
по одному клапану). Продувочные каналы проходят (в плане) в радиальных направлениях.
Преобладают неразделенные камеры. Впрыск осуществляется форсункой, расположенной
в центре головки цилиндра.
29* 451

Фиг. 41. Двухцилиндровый карбюраторный двигатель с махович-
ным динамо-магнето; рабочий объем 600 см3; контурная продувка
по схеме фиг. 13, а.
Фиг. 42. Стационарный быстроходный двухтактный
карбюраторный двигатель.
452

Параметры двигателей: средняя скорость поршня ст = 8 -г- 10 м/сек, ре = 6 ч- 8 am,
цилиндровая мощность А^/цил = 20 ч-35 л. с, литровая мощность N* = 28 л. с./л; при
1000 об/мин yV*/1000 = 14 л. с, удельный расход топлива ge = 180 ч- 200 г/э. л. с. ч.
На фиг. 43 показан разрез дизеля фирмы Sudwerke для грузового автомобиля,
выпускаемого в виде трехцилиндрового и в виде шести цилиндрового рядного двигателя.
Самый крупный двигатель группы I, а именно: 20-цилиндровый V-образный двигатель
с четырьмя роторно-шестеренчатыми нагнетателями, был построен японским концерном Mit-
с 200
subishi. Параметры двигателя: — = ——^ = 1,33; Vh = 3,53 л; литраж 70 л; ст =
LJ 1 Ьи
= 10,6 м/сек; ре = 8 am; ge = 180 г./э. л. с ч.; Ne = 2000 л. с при 1600 об/мин; А^/цил =
= 100 л. с; N* = 28,5 л. с/л; #*/1000= 17,8 л. с 1л; удельный вес G* = 2,8/сг/л. с.
В каждом цилиндре имеется по четыре выпускных клапана. Неразделенные камеры. Впрыск
при помощи форсунки, расположенной в центре головки цилиндра.
Фирмой Stihl выпущена новая модель, представляющая собой одноцилиндровый
двигатель с рабочим объемом 760 см3. Охлаждение воздушное. Кривошипно-камерная продувка.
Коэффициент избытка продувочного воздуха около 0,8. Один выпускной клапан. Параметры
двигателя: -у— = — 1,33; ст = 8м/сек; п — 2000 об/мин; ре=3,6ат; Nе=1 \2л.с;
N* = 16 л. с.1л; iV*/1000= 7,6 л. с.U; ge = 200 г/э. л. с. ч.; удельный вес G* = 8 кг/л. с.
Фирма General Motors выпускает относящиеся к рассматриваемой разновидности V-образ-
ные тихоходные двухтактные дизели с числом цилиндров от шести до двадцати четырех, с числом
оборотов 800 в минуту и диапазоном мощностей 600—2000 л. с. Двигатели предназначены для
5 254
дизель-электрических локомотивов. Для всех двигателей -=- = = 1,18; Vh = 11,8 л.
II. Двух,- четырех- и шести цилиндровые рядные двигатели со щелевым распределением,
цилиндрами со встречно-движущимися поршнями (по схеме Г) и двумя коленчатыми валами
(см. фиг. 4) или с одним коленчатым валом и системой качающихся рычагов (фиг. 44).
Прямоточная продувка, число оборотов 2000—2400 в минуту. Первыми двигателями
такого рода явились шести цилиндровые двигатели Junkers моделей Jumo-204, Jumo-205
и Jumo-206 с числом оборотов 2400 в минуту и роторно-шестеренчатыми нагнетателями;
Vh = 2,7 л; литраж 16 л; —=- = 1,32; ст= 11,5 м/сек; ре = 8 am; Nе = 700 л. с; NjuyLR. =
= 117 л. с; N* = 42 л. с./л; N*/1000 = 17,5 л. с/л; ge= 170 г/э. л. с. ч.; удельный вес
G* = 0,8 кг/л. с. Некоторые параметры этих умеренно быстроходных двухтактных дизелей
до сих пор все еще остаются непревзойденными.
От использования цилиндров по схеме Г с двумя коленчатыми валами в двигателях
грузовых автомобилей вновь отказались. Однако эта схема широко используется по
отношению к тихоходным двигателям (п = 800 об/мин) американской фирмой Fairbanks-Morse
(фирма выпускает двигатели для дизель-электрических локомотивов). Выпускаются рядные
двигатели с пятью, шестью, восемью и десятью цилиндрами (соответственно с десятью,
двенадцатью, шестнадцатью и двадцатью поршнями). Диапазон мощностей 750—2000 л. с.
Общие для всего семейства двигателей параметры: —=- = 254/206— 1,23; Vh = 17 л.
Двигатели с цилиндрами по схеме Г с двумя коленчатыми валами и с расположением
цилиндров по сторонам четырехугольника и по сторонам шестиугольника практически еще
очень мало изучены.
Рядные двигатели с цилиндрами по схеме Г, но с одним коленчатым валом и с системой
качающихся рычагов, с числом цилиндров два, четыре и шесть, выпускаются в Европе и США
для транспортных машин и для стационарных установок. В качестве продувочных агрегатов
используются роторно-шестеренчатые нагнетатели или перпендикулярные к оси цилиндров
поршневые продувочные насосы. Параметры двигателя — = 100 ~ 120/70 ч- 90; Vh = 0,8 ч-
ч- 1,5 л; литраж 3—9 л; п = 1500 ч-2000 об/мин; диапазон мощностей 15—200 л. с.
На фиг. 44 дан разрез двигателя швейцарской фирмы Magerle.
III. Четырехцилиндровый V-сбразный двигатель со щелевым распределением и
цилиндрами по схеме А (прямоточная продувка, см. фиг. 1, в) фирмы Krauss-Maffei. Конструкция
и проект Schurle. Центробежный нагнетатель с максимальным числом оборотов 17 000 в минуту,
коэффициент избытка продувочного воздуха 1,5= const (производительность нагнетателя
пропорциональна квадрату числа оборотов; давление продувки и наддува возрастает в
такой же пропорции, см. фиг. 16 и 17).
5 130
Параметры двигателя: -=— = ——■ = 1,08; Vh — 1,47 л; литраж 5,88 л; п = 2200 ч-
ч- 2500 об/мин; ст = 9,5 ч- 10,8 м/сек; ре = 5 am; Ne= 145 л. с. при 2200 об/мин
(длительный режим) и Nе = 160 л. с. при 2500 сб/мин (кратковременный режим); А^/цил. =
= 36 л. с; N*-= 24,7-^-27 л. с/л; N*/\000= 11,2 ч- 11,9л. с/л; ge= 180 г/э. л. с ч.
Параметры для двигателя с симметричной диаграммой распределения следует признать
исключительно высокими; эти параметры почти не уступают параметрам двигателей группы I (т. е.
двигателям с клапанно-щелевой продувкой по схеме фиг. 1, б, имеющим несимметричную
диаграмму распределения). В то же время описанный двигатель группы III отличается
значительно более простой конструкцией. Двигатель, которому присвоено наименование KMD6,
453

показан на фиг. 45. Двигатели подобной же конструкции с литражом 6,3 л и 9,5 л (модели
4ZT и 6ZT) выпускаются также фирмой Graf & Stift.
Следует ожидать появления новых моделей рядных и V-образных двигателей, а также
двигателей с противолежащими цилиндрами с использованием в них цилиндров по схеме А
со щелевым распределением.
Уровень развития конструкций двухтактных умеренно быстроходных дизелей
значительно выше, чем карбюраторных быстроходных двигателей, причем конструкции дизелей
отличаются большим разнообразием.
Появление быстроходных дизелей группы I мало
вероятно; иначе обстоит дело с двигателями
групп II и III.
Из приведенного выше обзора
следует, что большинство двухтактных
Фиг. 43. Двухтактный умеренно
быстроходный дизель фирмы Sudwerke для грузового
автомобиля.
Фиг. 44. Двухтактный умеренно
быстроходный дизель швейцарской фирмы Magerle со
встречно-движущимися поршнями и
системой качающихся рычагов.
умеренно быстроходных дизелей оборудовано роторно-шестеренчатыми
нагнетателями. При числе оборотов до 2500 в минуту коловратные и
центробежные нагнетатели по качеству работы во всяком случае не уступают
роторно-шестеренчатым нагнетателям, однако они все еще не получили
широкого распространения. Коэффициент избытка продувочного воздуха
изменяется в пределах 1,3—1,5; более высокие значения этого коэффици-
циента невыгодны (за исключением двигателей повышенной мощности с
воздушным охлаждением, которые, однако, еще не созданы).
Основной целью является создание двухтактных умеренно
быстроходных дизелей с воздушным охлаждением. Прежде всего могут быть
использованы цилиндры со щелевым распределением, выполненные по схеме А
(см. фиг. 1, в), а также по схемам Б и Г (см. фиг. 4 и 44).
Удовлетворительное охлаждение при использовании центробежных или осевых
вентиляторов может быть достигнуто лишь при производительности таковых не менее
90 м3/л. с. ч.
454

вер для
сидящая
проводов
Фиг. 45.
Продольный и
поперечный разрезы
двухтактного
умеренно
быстроходного
дизеля KMD -6 фи р-
£0 мы Krauss-Maffei
для грузового
автомобиля
(двигатель
выполнен по схеме
фиг. 1, в):
1 — масляный
радиатор; 2 — шкив
для клинового
ремня привода
компрессора
тормозной системы;
3— шкив для
клинового ремня
привода
вентилятора; 4 —
промежуточная
шестерня; 5 — рабочее
колесо
центробежного нагнетателя;
6 — диффузор
центробежного
нагнетателя;
7—топливный фильтр;
8—шестерня
привода топливного
насоса; 9 —
шестерня привода
рабочего колеса
нагнетателя;
10 — топливный
насос; // —реси-
продувочного воздуха; 12 — зубча L-й венец маховика; 13 и 14 —шестерни привода масляного насоса; 15 — шестеренчатый масляный насос; 16 — шестерня,
на коленчатом валу; 17 — входной патрубок системы водяного охлаждения; 18 — генератор; 19 — выпускные окна; 20 — форсунки; 21 — штуцеры топливо-
для отвода избыточного топлива; 22 —выходной патрубок системы водяного охлаждения; 23 — сборные выпускные трубопроводы; 24 — нагнетательные
топливопроводы; 25 — стартер.
16
15

Исключительно высокая тепловая напряженность днища поршня в
двухтактном умеренно быстроходном дизеле не позволяет использовать в нем
принятые в четырехтактных дизелях параметры протекания процесса
сгорания *. Следует избегать дополнительного' местного нагрева днища поршня
факелами пламени подобно тому, как это бывает в дизелях, а также в
двигателях с вихревыми камерами. Вследствие этого для двухтактных
умеренно быстроходных дизелей наиболее подходящими следует считать
неразделенные камеры, а также двигатели с аккумуляторными камерами (в этом
случае форсункой впрыскивается топливо поперек днища поршня и поперек
камеры сгорания в аккумуляторную камеру).
ДВИГАТЕЛИ ПОВЫШЕННОЙ МОЩНОСТИ 1
Двухтактные двигатели повышенной мощности до настоящего времени
создавались почти исключительно для гоночных мотоциклов. При
использовании на дорожных машинах рабочий объем двухтактных карбюраторных
двигателей повышенной мощности до сих пор не выходил из пределов 125—
350 см3. В двухтактных двигателях повышенной мощности используются
Фиг. 46. Быстроходные двухтактные двигатели с параллельным расположением цилиндров
и общей камерой сгорания, со смещенными фазами впуска и выпуска (несимметричная
диаграмма распределения) и прицепным шатуном.
лишь несимметричные диаграммы распределения и нагнетатели,
обеспечивающие получение максимально высокого теоретического коэффициента
наполнения. Часть подаваемой в цилиндр горючей смеси заведомо
предназначается исключительно для внутреннего охлаждения, поэтому удельные
расходы топлива получаются очень высокими. Так как для двухтактных
карбюраторных двигателей повышенной мощности характерно высокое
число оборотов (до 8000 об/мин, а в некоторых конструкциях двигателей
даже до 10 000 об/мин), то речь может идти лишь о цилиндрах со щелевым
распределением, в частности, о V-образных двигателях с общей камерой
сгорания (см. фиг. 3), и о цилиндрах со встречно-движущимися поршнями
(см. фиг. 4). Продувка бывает или кривошипно-камерной с вспомогательным
продувочным поршнем (фиг. 46, а), или она осуществляется с помощью
отдельного поршневого продувочного насоса (фиг. 46, б и в) и при помощи
коловратного нагнетателя (фиг. 46, г); в последнем случае желательно,
чтобы подача свежего заряда происходила через кривошипную камеру.
При высоких числах оборотов особое значение приобретает хорошая
уравновешенность двигателя. В отношении динамики и термодинамики
желательно иметь V-образные цилиндры с небольшим рабочим объемом (так,
например, двигатель с рабочим объемом 250 см3 лучше выполнить с двумя;
V-образными цилиндрами и четырьмя поршнями).
1 См. раздел VIII «Автомобильные дизели».
456

Одна из моделей двигателя, выполненного по схеме, показанной на
фиг. 46, г, характеризуется литровой мощностью 180 л. с.1л при
0,5-минутном режиме и 150 л. с.1л при 2,5-минутном режиме. Примерно такие же
значения литровой мощности получаются и для четырехтактных
форсированных двигателей с наддувом.
В двухтактных двигателях повышенной мощности с симметричной
диаграммой распределения при высоком коэффициенте зарядки и при большом
числе оборотов может быть достигнута литровая мощность 100 л. с.1л. Если
нагнетатель подает лишь объем свежего заряда, равный рабочему объему
цилиндра, то такой двухтактный двигатель не может идти в сравнение с
форсированным четырехтактным, так как в первом даже при несимметричной
продувке неизбежны потери свежего заряда. В то же время легче увеличить
число оборотов двухтактного двигателя со щелевым распределением, чем
четырехтактного.
В случае необходимости форсировать быстроходный или особо
быстроходный двухтактный двигатель применение высокого наддува является
совершенно необходимым условием.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
Разделение картера на две половины — верхнюю и нижнюю, а также
использование цилиндров со съемной головкой является общепринятым
правилом. При этом картер двигателя обычно выполняется из легких
сплавов. При использовании цилиндров, отлитых за одно целое с головкой,
конструкция получается более жесткой; однако в этом случае для чистки
окон двигатель приходится снимать с шасси и разбирать.
Цилиндры
Материал — высококачественный чугун (Нв = 200 ч- 220); для
большего удобства механической обработки должен быть, как правило,
обеспечен доступ в продувочные каналы с наружной стороны цилиндра (отверстия
закрываются заглушками). Следует избегать каналов сложной формы,
так как при серийном производстве даже незначительные неточности в их
исполнении могут вызвать значительные изменения параметров продувки.
Необходимы очень точные отливки и тщательный технический контроль.
Допуск на диаметр цилиндра составляет 0,01 мм, причем поршни должны
подбираться к цилиндрам по группам. В цилиндры двигателей часто
вставляются гильзы. Перспективными являются цилиндры из легких сплавов,
при использовании которых легче осуществить воздушное охлаждение
двигателей.
Возможны следующие варианты изготовления цилиндров из легких
сплавов:
1) алюминиевый цилиндр с запрессовкой в него чугунной (серый чугун),
стальной или выполненной из антикоррозионной никелевой стали гильзой;
2) алюминиевый цилиндр с заливкой в него чугунной, стальной или
выполненной из антикоррозионной никелевой стали гильзой;
3) алюминиевый цилиндр с покрытием рабочей поверхности слоем хрома
толщиной около 0,1 мм (возможно пористое хромирование).
Цилиндры первых двух вариантов значительно превосходят по прочности
цилиндр третьего варианта, но намного уступают ему в отношении
теплопроводности и теплопередачи охлаждающему воздуху. При цилиндрах
первого и второго вариантов быстро нарушается плотность прилегания
внешней поверхности гильзы к внутренней поверхности цилиндра. При
использовании в двухтактных двигателях цилиндров со щелевым
распределением, выполненных по первому и второму вариантам, уже через короткое
время после начала эксплуатации отдельные окна и каналы начинают
сообщаться между собой, что легко может быть установлено после разрезания
и снятия алюминиевых частей цилиндра. Внешняя поверхность гильзы
457

ж внутренняя поверхность цилиндра в карбюраторных двигателях при
использовании смазки путем добавления масла к топливу обычно
оказываются покрытыми маслом и нагаром.
В стенках цилиндра четырехтактного двигателя, изготовленного по
третьему варианту, нет никаких отверстий, в то время как стенки цилиндра
того же варианта двухтактного двигателя со щелевым распределением,
в особенности цилиндра с поперечной продувкой по схеме фиг. 1, в, сильно
ослаблены в поясе продувочных и выпускных окон. Прежде всего это
относится к цилиндру дизеля, окна которого должны иметь большие проходные
сечения (так как для нормальной работы двухтактного дизеля необходим
коэффициент избытка продувочного воздуха 1,3—1,5). Это приводит к тому,
что между отдельными окнами остаются лишь узкие перегородки. Если
-цилиндр имеет к тому же ярко выраженные «горячую» и «холодную»
стороны, то при длительной эксплуатации форсированного двигателя
деформация цилиндра становится совершенно неизбежной. Конструкция цилиндра,
выполненная по третьему варианту, в этом случае становится
малопригодной. Для борьбы с деформацией необходима совершенно новая, не похожая
на все прежние, конструкция цилиндра. В цилиндрах четырехтактных
двигателей описанные нежелательные явления не происходят, и поэтому
конструкция цилиндра, изготовленная по третьему варианту, является для
них более приемлемой..
При использовании цилиндров, выполненных по первым двум вариантам,
патрубок выпускного канала (или нескольких выпускных каналов) должен
быть изготовлен заодно с чугунной гильзой цилиндра, что позволяет
избежать в этом критическом месте стыка между алюминиевым цилиндром и
чугунной гильзой. Кроме того, при такой конструкции отпадает необходимость
в устройстве толстостенных алюминиевых патрубков, что затрудняет или
делает невозможным размещение анкерных болтов для крепления цилиндра.
Однако при выполнении гильзы цилиндра заодно с выпускным
патрубком устройство цилиндра по первому варианту не дает возможности
получить надежную конструкцию форсированного двигателя, и цилиндры,
выполненные по первому варианту, используются только в двигателях
с малым рабочим объемом со щелевым распределением и воздушным
охлаждением, а также в специальных карбюраторных двигателях.
Использование прогрессивных методов литья при изготовлении цилин-
дрэв по второму варианту (например, литья в кокиль) до сих пор встречает
большие затруднения. В общем следует сказать, что вопрос об
использовании в двухтактных двигателях цилиндров из алюминиевых сплавов еще
нельзя считать до конца решенным.
Необходимо указать, что работа любого алюминиевого цилиндра с
гильзой (чугунной или стальной) является значительно более шумной (звонкие
звуки), чем работа цилиндра из серого чугуна; кроме того, шум,
создаваемый поршнем и поршневыми кольцами, также в значительно большей
степени передается в окружающую среду. Вследствие этого оребрение
алюминиевого цилиндра должно обеспечивать ему значительную жесткость с тем,
чтобы по возможности снизить частоту колебаний его ребер. То же самое
относится к алюминиевым головкам цилиндров.
Воздушное охлаждение требует устройства тонких ребер с небольшими
расстояниями между ними; особенно тщательно оребрение должно быть
выполнено вблизи выпускных каналов. Хорошие результаты дает
использование ребер специальной формы (при этом удается снизить рабочую
температуру двигателя на 5—10%). Для снижения температуры той части
цилиндра, в которой расположены выпускные органы, в двигателях с
воздушным охлаждением и кривошипно-камерной продувкой органы впуска
в кривошипную камеру часто располагают непосредственно под выпускными
окнами цилиндра (см. фиг. 2), несмотря на то, что это связано с удлинением
впускного тракта. Вопрос о целесообразности использования такой конструк-
дии следует конкретно решать в каждом отдельном случае.
458

Поршни
Необходимо использовать сплавы с высоким содержанием кремния.
Толщина стенок должна обеспечивать достаточную теплопроводность.
Мягкая работа достигается путем использования поршней с параболической
в продольном разрезе и овальной в поперечном разрезе юбкой.
При серийном производстве следует тщательно следить за
выдерживанием заданных размеров и допусков (что можно делать, например, при
помощи пневматического устройства Solex), так как показатели работы
двухтактных двигателей в самой значительной степени зависят от качества
выполнения их поршней.
Расстояние от верхнего кольца до верхней кромки поршня не должно
быть слишком малым; необходимо, чтобы оно по крайней мере в 2—3 раза
превышало высоту поршневого кольца. Канавки должны быть выполнены
с максимальной точностью. Радиальный зазор колец (кроме нижних)
должен составлять 0,06—0,08 мм; только в этом случае может быть
достигнута относительно бесшумная работа двигателя. В дизелях иногда
используются стопоры колец. При выборе направления вращения следует исходить
из того, чтобы нагрузка, связанная с давлением поршня на стенку цилиндра
при рабочем ходе, не воспринималась особенно напряженной в тепловом
отношении стороной поршня, обращенной к выпускным органам. Перед
сборкой поршни, поршневые пальцы и цилиндры обычно разделяют на
несколько размерных групп (например, на три группы по величине
диаметра, причем каждую группу помечают меткой определенного цвета).
Детали шатунно-кривошипного механизма
До настоящего времени почти во всех случаях используются
подшипники качения (фиг. 47 и 48). При применении роликовых подшипников
возможны три варианта: а) ролики непосредственно перекатываются по
коренным и шатунным шейкам коленчатого вала; б) ролики перекатываются
'по напрессованному на шейку внутреннему кольцу роликоподшипника;
•в) промежуточная форма. Наибольшая компактность получается при
применении подшипников по варианту а (фиг. 47); в этом случае шейка
закаливается на глубину около 1 мм и шлифуется. При варианте б (фиг. 48)
кольца подшипников закаливаются и напрессовываются на шейки по тугой
посадке 1-го класса точности. Ролики выполняют из хромистой стали.
Щеки коленчатых валов изготовляют из цементуемых сталей; иногда для
этой цели используются и термически улучшенные стали (35 MS5). Для
того чтобы при тех же общих габаритах увеличить диаметр коренных шеек,
'беговыми канавками для роликов служат сделанные в этих шейках
кольцевые выточки. От принятого в прошлом использования игольчатых
подшипников в сочленении шатун — шатунная шейка в настоящее время
отказались.
Коленчатые валы выполняют составными (шейки, щеки), причем их
отдельные части соединяют между собой путем запрессовывания; соединения
усиливаются шпонками. Часто используют соединения, работающие
исключительно на основе силы трения (болтовые и шлицевые соединения
отдельных частей вала) (фиг. 48). Другие способы соединений (например, с помощью
конических цапф) не оправдали себя на практике. Для получения
минимально возможного вредного пространства щеки коленчатых валов
двигателей с кривошипно-камерной продувкой обычно выполняют круглыми.
Уплотнение концов коленчатого вала достигается при помощи манжетных
сальников. Эти сальники должны соединяться небольшими отверстиями
с полостью кривошипной камеры, что необходимо для того, чтобы была
.обеспечена смазка сальников.
459

Фиг. 47. Шатунно-кривошипный механизм и поршневая группа
двухцилиндрового двигателя с кривошипно-камерной продувкой (литраж
0,6 л).
Фиг. 48. Разрез одного из рядов четырехцилиндрового V-образного двигателя
с поршневым продувочным насссом двойного действия, подшипниками качения
и циркуляционной принудительной системой смазки (карбюраторный двигатель
с литражом 1,1 л).
460

Система смазки
Конструкция системы смазки определяется выбором продувочного
агрегата и конструкцией шатунно-кривошипного механизма. В тех случаях,
когда применяются подшипники качения и когда, кроме того, подача
свежего заряда происходит через кривошипную камеру, может быть
использована система смазки путем добавления масла к топливу в определенной
пропорции.
При подшипниках скольжения подобная система смазки может быть
использована лишь в сочетании с циркуляционной принудительной системой
смазки или смазкой при помощи лубрикатора.
При отсутствии повышенного давления в кривошипной камере
(использование отдельных продувочных агрегатов) при подшипниках качения
также часто применяется
циркуляционная система смазки под
давлением с мокрым или сухим
картером. Такая система хотя и
требует применения дополнительных
устройств (фиг. 48), однако работает
очень надежно.
В двигателях с кривошипно-
камерной продувкой используется
исключительно система смазки
путем добавления масла к топливу.
Масло заранее добавляется в
топливный бак. Большинство заводов-
изготовителей рекомендуют
смешивать топливо и масло в
пропорции 25 : 1—30 : 1. В этом
случае обеспечивается нормальная
смазка при больших нагрузках и высоких
числах оборотов; при низких числах
Фиг. 49. Схема системы смазки для
двухтактных двигателей с кривошипно-камерной
продувкой.
оборотов и малых нагрузках смазка
слишко обильна. Это, наряду с
увеличением расхода масла, приводит
к преждевременному пригоранию
поршневых колец и к постоянному забиванию окон образующимися в них
отложениями (последнее в особенности относится к выпускным окнам).
Наряду с этими недостатками, система смазки добавлением масла к
топливу обладает следующими преимуществами: отпадает необходимость в
масляном насосе и маслопроводах; имеется налицо абсолютная безотказность
системы смазки; осуществляется смазка всех движущихся частей; смазка
производится все время свежим маслом; отпадает необходимость в смене
масла после определенного пробега. Благодаря последнему обстоятельству
общий расход масла при подобной системе смазки оказывается значительно
меньшим, чем при циркуляционной системе смазки под давлением.
На фиг. 49 изображена схема системы смазки для двухтактных
двигателей с кривошипно-камерной продувкой, при которой исключаются
недостатки, свойственные системе смазки путем добавления масла к топливу.
В новой системе смазки для двухтактных двигателей, как и в
четырехтактных двигателях, масло циркулирует из резервуара для масла в масляный
насос, затем в регулирующее устройство и в маслопровод обратного стока.
Золотник регулирующего устройства связан с дроссельной заслонкой,
регулирующей поступление горючей смеси в цилиндр через трубопровод;
в зависимости от положения дроссельной заслонки золотник пропускает
то или иное количество масла в маслопровод, по которому оно вводится
в поток горючей смеси, проходящий по трубопроводу. Излишнее масло,
подаваемое масляным насосом, попадает не в отверстие золотника, а, пройдя
461

через выточку, поступает в маслопровод обратного стока. Таким образом,,
при данной системе смазки количество примешиваемого к топливу масла
изменяется в зависимости от числа оборотов и нагрузки двигателя. Кроме
того, отпадает необходимость в обременительной операции смешивания
бензина и масла в топливном баке. При израсходовании большей части
находящегося в резервуаре масла на щитке приборов загорается
индикаторная лампочка. При низких числах оборотов и малых нагрузках топливо
смешивается с маслом в пропорции 1 : 50, при высоких числах
оборотов и больших нагрузках — в пропорции 1 : 25, причем пропорции
могут быть изменены путем изменения режима работы регулирующего
устройства. Для смазки двигателей лучше всего использовать чистые
минеральные масла, образующие в двигателе минимальное количество
отложений. Для использования в форсированных двигателях гоночных машин
следует применять специальные масла.
В случае использования коловратных и тому подобных нагнетателей
должна быть предусмотрена их хорошая смазка; это необходимо и тогда,
когда подобные нагнетатели подают через кривошипную камеру горючую
смесь, состоящую из топлива с примешанным к нему маслом и воздуха
(фиг. 46).
Карбюрация и зажигание
Вследствие наличия в кривошипной камере в процессе ее зарядки
относительно низкого разрежения в одноцилиндровых двигателях с кривошипно-
камерной продувкой обыкновенно используются карбюраторы с
изменяющимся объемом смесительной камеры, т. е. золотниковые
карбюраторы.
В многоцилиндровых двигателях преимущественно используются
карбюраторы с дроссельной заслонкой.
Так как при некотором числе оборотов колебания во впускной системе
неизбежно начинают носить неблагоприятный характер, то рекомендуется
закрывать карбюратор кожухом с тем, чтобы предотвратить загрязнение
двигателя «выталкиваемой» при этом критическом числе оборотов из
впускного трубопровода смесью топлива и масла. Так как в воздухоочистителе
топливо скапливается постепенно, то иногда возникают затруднения при
пуске прогретого двигателя; в подобных случаях для быстрого пуска
двигателя следует снять воздухоочиститель. Поэтому желательно
осуществлять крепление воздухоочистителя при помощи быстросъемных замочных
устройств (последнее особенно важно для пожарных автомобилей).
Вследствие того, что устройство дополнительных приводов в
карбюраторных двигателях со щелевым распределением является крайне
нежелательным, то в них обычно используются маховичные динамо-магнето (маг-
дино). В стационарных двигателях используются маховичные магнето
с неподвижными обмотками и вращающимся магнитом. Магнето
устанавливают в конце коленчатого вала, противоположном концу, с которого
производится съем мощности (см. фиг. 42). При значительном весе
расположенного таким образом маховичного магнето необходимо учитывать
возможность возникновения крутильных колебаний, особенно в составных
коленчатых валах. Вследствие этого не следует в погоне за снижением веса и
дешевизной стремиться к уменьшению диаметров шеек (шейки следует делать
достаточно большого диаметра с выточками, используемыми в качестве
беговых дорожек для роликов подшипников).
Для двигателей, дорожных машин используются свечи с калильным
числом 175. Для двухтактных двигателей лучше всего подходят свечи с
центральным и одним L-образным боковым электродом; при этом достигается
некоторое улучшение пока еще не вполне удовлетворительной работы
двигателей при низких числах оборотов и при минимальных оборотах холостого
хода. Вследствие довольно сильного обгорания электродов зазор между
ними не должен превышать 0,5—0,7 мм.
462

Выпускная система
Выпускная система в двухтактном двигателе является не
вспомогательной его принадлежностью, а одной из важнейших его частей, так как
создаваемое ею противодавление решающим образом влияет на процессы
продувки и наполнения. Для получения наилучших результатов желательно
производить измерения давления подпора в различных местах выпускной
системы, причем следует стремиться к его максимальному снижению.
Умеренные удельные расходы топлива при низком противодавлении на выпуске-
могут быть получены лишь при тщательно продуманном устройстве
выпускной системы. На фиг. 50 показана зависимость противодавления на выпуске
от числа оборотов для автомобильных и мотоциклетных двухтактных
двигателей. Тепловая напряженность
мотоциклетных двигателей с
воздушным охлаждением может быть
понижена лишь путем
значительного понижения противодавления
на выпуске, что, конечно, влечет
за собой ухудшение
экономичности.
Там, где это возможно, следует
стремиться к последовательной
пмб.ст
: 900
700
Ы
Ч
500
мп в. cm
250
200 I I
P
150
2000
3000
ШО п о5/пин
Фиг. 50. Противодавление на выпуске в
двухтактных двигателях (полная нагрузка).
установке в выпускном
трубопроводе двух глушителей (см. фиг. 9).
Если это не представляется
возможным, то следует учитывать,
что от расположения одного глушителя в выпускном трубопроводе зависят
потери мощности и степень глушения шума. Наилучшие результаты
получаются при расположении глушителя вблизи двигателя, причем длина
трубопровода позади глушителя должна в несколько раз превышать длину
трубопровода между глушителем и двигателем. Наилучшее заглушение'
шума выпуска получается в том случае, когда длина трубопровода позади
глушителя рассчитана таким образом, что максимум коэффициента
затухания совпадаете тем числом колебаний, при котором наблюдаются резонанс-
[ с Ъс Ъс
ные явления в трубопроводе между двигателем и глушителем \-щ-> -щ ,-jf
и т. д., где с— скорость звука, / — длина).
Объем глушителя должен превосходить объем цилиндра не менее чем*
в 12 раз. Следует всегда применять круглые цилиндрические глушители,
так как овальные глушители при обратных вспышках часто разрываются.
Глушители мотоциклов должны быть легкосъемными с тем, чтобы их можна
было время от времени чистить. Двигатели гоночных автомобилей и
мотоциклов эксплуатируются без глушителей.
ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
Степень сжатия
Степень сжатия двухтактных двигателей выражают так, как это принята
для четырехтактных, т. е.
или с вычетом высоты выпускных окон
в2 = 1 + (1 - ап) (-]£) = 1
-О (в1- 1).
В последнем случае при принятых степенях сжатия ei = 6,5 -н 7,0
для карбюраторных двигателей и si = 15 для дизелей степень сжатия е2
463

получается соответственно на 18 и 21% меньше, чем степень сжатия si.
Разница настолько значительна, что возникают сомнения в правильности
сравниваемых между собой величин.
Степень сжатия, определяемая как отношение объемов, по приведенным выше
выражениям получается в виде постоянного числа, в то время как в действительности степень
сжатия является функцией рабочего режима двигателя. Давление конца такта сжатия, которое
и должно быть в первую очередь сопоставлено со степенью сжатия, во всех случаях зависит
от давления начала сжатия рх. В быстроходном четырехтактном двигателе закрытие впускных
клапанбв Es происходит лишь через 30—60° (по углу поворота кривошипа) после
прохождения поршнем н. м. т. Несмотря на это, если учитывать давление ръ то можно принять, что
такт сжатия начинается в н. м. т., так как кинематическая энергия свежего заряда,
поступающего в цилиндр за время от н. м. т. до точки Es, на столько же увеличивает сжатие^,
на сколько она увеличивает pv. В цилиндре двухтактного двигателя со щелевой продувкой
и с симметричной диаграммой распределения сжатие начинается с момента закрытия
выпускных окон в точке As (см. фиг. 2). При этом давление начала сжатия рг зависит от
положительной или отрицательной амплитуды совершающегося в этот момент колебания
давления в выпускной системе. Обычно в выпускной системе и в цилиндре давление повышенное;
после окончания продувки вследствие наличия всасывающего действия колеблющегося столба
выпускных газов давление понижается. Если не принимать во внимание неблагоприятного
характера колебаний, то можно считать, что в двухтактном двигателе такт сжатия начинается
при давлении pz (фиг. 50), а в четырехтактном, в котором свежий заряд засасывается самим
лоршнем, при давлении ръ причем давление рх ниже атмосферного.
Ддухтактньи! двигатель
1,0 _ 105 1J0 1J5 pjama
6,0
5,0
1,0 0,95 0,90 0,85 р1 ama
Четырехтактный двигатель
Фиг. 51. Зависимость действительной
степени сжатия ге в двухтактных и
четырехтактных двигателях от давления начала
сжатия рх (при геометрической степени сжатия
ег = 6,0 И 6,5).
Правильные значения могут быть
получены, если ввести понятие о
действительной степени сжатия геУ
которая выразится уравнением:
для четырехтактного двигателя
1
J>JLXT
Ра /
для двухтактного двигателя
Ра
£-6.5, t?5,
.—-■—
200
1000
3000
5000 п об/мин
Фиг. 52. Удельные расходы топлива ge
быстроходных карбюраторных двигателей
и умеренно быстроходных дизелей, а также
удельные расходы топлива для цилиндра
карбюраторного двигателя с рабочим
объемом 350 см3:
1 — дизель с водяным охлаждением; 2 — цилиндр
карбюраторного двигателя с рабочим объемом
350 еж3 с водяным охлаждением; остальные
кривые относятся к мотоциклетным и автомобильным
двигателям с воздушным охлаждением.
При этом не учитывается имеющаяся в двухтактном двигателе более
высокая температура начала сжатия.
Зависимость значений ее и (е2)е от давления начала сжатия рх для четырехтактного
и двухтактного двигателя показана на фиг. 51. При увеличении числа оборотов и
уменьшении нагрузки абсолютное давление р0 во впускном трубопроводе падает; в соответствии
с этим в четырехтактном двигателе падает давление начала сжатия р1 и, следовательно, падает
и величина ее. В двухтактном двигателе наблюдается обратное явление. Вследствие этого
четырехтактный карбюраторный двигатель детонирует при малых, а двухтактный — при
больших числах оборотов. Двухтактный двигатель, несмотря на наличие окон в его цилиндрах,
при переходе на режимы высоких чисел оборотов и малых нагрузок может иногда при
наличии одинаковой с четырехтактным двигателем степени сжатия гг работать с более высокой
464

действительной степенью сжатия ее, чем последний. При частичных нагрузках и высоких
числах оборотов в четырехтактном двигателе значительно снижается давление начала
сжатия pi\ в отличие от этого, при работе на подобных режимах двухтактного двигателя в его
цилиндрах происходит задержка значительного количества отработавших газов, вследствие
чего (е2)е уменьшается в меньшей степени. Следствием такого положения является более
рациональное использование топлива, в связи с чем в двухтактном двигателе удельный
расход топлива имеет наименьшую величину при высоком числе оборотов и нагрузке,
равной 2/3—3/3 полной (фиг. 52).
В настоящее время степень сжатия е2 карбюраторных двигателей
составляет 6,5—7,0. При этом с успехом используются бензины с октановым числом
70—74.
Все карбюраторные двухтактные двигатели обладают способностью в определенном,
обычно узком диапазоне высоких чисел оборотов и на частичных нагрузках работать при
выключенном зажигании. Известны средства для борьбы с этим явлением (регулировка
карбюратора на богатую смесь, подача части отработавших газов в продувочный насос и т. п.),
однако на практике они неприменимы. Это явление, сопровождающееся при работе двигателя
возникновением своеобразных дребезжащих звуков, еще не нашло точного объяснения
и является крайне нежелательным.
Среднее эффективное давление
В двигателях с кривошипно-камерной продувкой по контурным схемам
с симметричной диаграммой распределения и водяным охлаждением при
*2000 об/мин среднее эффективное давление ре достигает 5 am (имеются в виду
серийные модели двигателей). В подобных же двигателях с воздушным
охлаждением (мотоциклетные и стационарные двигатели) при 2500 об/мин обычно
ре = 4,75 am. Примерно такие же значения ре получаются в двигателях
со щелевым распределением, с параллельным расположением цилиндров
и общей камерой сгорания при отсутствии смещения фаз впуска и выпуска;
в таких же двигателях, но при наличии смещения фаз впуска и выпуска
вследствие несимметричной диаграммы распределения при кривошипно-
камерной продувке удается получить ре — 6 am. При несимметричной
диаграмме распределения (установка золотника на впуске в кривошипную
камеру), благодаря улучшению параметров продувки в двигателях
стандартной конструкции со щелевым распределением с цилиндрами по схеме Л,
значение ре может быть повышено на 10—20%.
В двигателях с зажиганием от электрической искры, параллельным
расположением цилиндров и общей камерой сгорания, работающих с
отдельными поршневыми или коловратными нагнетателями, при достаточно
высоком теоретическом коэффициенте зарядки могут быть достигнуты ре =
= 6-г 7 am. Однако подобные двигатели могут быть выполнены лишь с
непосредственным впрыском топлива, так как при использовании на них
карбюраторов удельные расходы получаются непомерно большими. В
двигателях повышенной мощности с параллельным расположением цилиндров
и общей камерой сгорания при наличии смещения фаз впуска и выпуска
по схеме фиг. 46 (двигатели гоночных автомобилей и мотоциклов) удается
получать при 5000 об/мин ре = 10 am. В автомобильных двухтактных
дизелях с клапанно-щелевой (выпуск через клапаны) (см. фиг. 1, б) или щелевой
продувкой (см. фиг. 1, в) ре составляет соответственно 6—8 и 5—5,5 am,
В двигателе Junkers со встречно-движущимися поршнями (см. фиг. 4) было
достигнуто ре = 8 am.
Удельные расходы топлива
Двухтактные двигатели с зажиганием от электрической искры с
кривошипно-камерной продувкой, устанавливаемые на легковых автомобилях,
могут при литраже до 1,5 л (как при наличии карбюратора, так и при
наличии системы непосредственного впрыска топлива) успешно конкурировать
в отношении экономичности с четырехтактными двигателями.
Удельный расход топлива карбюраторного двигателя с кривошипно-
камерной продувкой и водяным охлаждением составляет при полной нагрузке
30 Бюссиен 644 465

300 г/э. л. с. ч.\ при нагрузке, соответствующей 2/3—3/4 полной (обычные
эксплуатационные нагрузки), удельный расход топлива снижается даже
До ge = 270 г/э. л. с. ч. (фиг. 52). Вследствие того, что давление продувки
резко возрастает с увеличением числа оборотов и нагрузки (см. фиг. 16 и 17),
наиболее экономичной является езда с умеренной скоростью и при неполном
открытии дроссельной заслонки. При такой езде удельные расходы топлива
часто получаются не только не выше, но даже ниже расходов, полученных
при использовании четырехтактного двигателя такой же мощности. В
двигателях с воздушным охлаждением при полной нагрузке удельные расходы
топлива составляют 350—400 г/э. л. с. ч. Увеличение расхода топлива
данных двигателей по сравнению с расходом двигателей водяного охлаждения
объясняется необходимостью осуществления внутреннего охлаждения
цилиндра путем увеличения коэффициента избытка продувочного воздуха,
при этом противодавление на выпуске снижается-. Двухтактные двигатели
с зажиганием от электрической искры характеризуются
неудовлетворительным протеканием кривой ge при малых нагрузках.
Некоторые параметры двухтактных двигателей
На фиг. 53 и 54 приведены некоторые параметры быстроходных
двухтактных двигателей с зажиганием от электрической искры (п — 3000 -г-
-г- 6000 об/мин) и умеренно быстроходных дизелей (п = 1000 -=- 3000 об/мин)
в зависимости от рабочего объема цилиндра.
Дизель
1 2
стп/секак2/л.с.
л. с. /см2
0,3
0,2
0,1
Z216 Ц
/А
I/
/б1
Г? -
О 100 200 300 400Vhcri*
Карбюраторные двигатели
Фиг. 53. Удельная нагрузка на поршень bQ,
максимальная средняя скорость поршня ст
и удельный вес G* быстроходных
карбюраторных двигателей и умеренно быстроходных
дизелей с цилиндрами различного рабочего
объема Wh, (удельный вес относится к
двигателю без вспомогательных агрегатов).
гр
1,5
1,0
0,5
0
/5
/О
5
\
Г"
X
- — «?_,
/о
~\
а ,
ns
9s
——^.
~
=5__а=:
2000
1500
1000
500
О
160
120
^ Ш Я?0 J^ <iOOVhctii
Карбюраторные двигатели
п / 2 3 % М
Фиг. 54. Показатели ns, /0, о и^
быстроходных карбюраторных двигателей и умеренно
быстроходных дизелей с цилиндрами
различного рабочего объема.
Двигатель тем совершеннее, чем выше удельная нагрузка на поршень bQr
максимальная средняя скорость поршня ст, показатель ns и показатель а
и чем ниже показатель f0 и показатель gs. Из фиг. 53 и 54 видно, что в
двигателях с зажиганием от электрической искры наилучшие результаты
получаются при цилиндре с рабочим объемом 350 см3 и что дизели в отношении
прогрессивности конструкции не уступают карбюраторным двигателям.
Эксплуатационные качества
Регулируемость двигателей с зажиганием от электрической искры и:
с кривошипно-камерной продувкой, а также их работа на минимальных
числах оборотов холостого хода и в диапазоне низких чисел оборотов еще
не является вполне удовлетворительной. При высоких числах оборотов
возникает опасность детонации г. Минимальные обороты холостого хода
должны быть относительно высокими. При работе с несимметричной
диаграммой распределения (установка золотника на впуске в кривошипную камеру),
1 Повышение действительной степени сжатия е2. Прим. ред.
466

указанные выше недостатки несколько смягчаются, однако основной их
причиной является гиперболический характер протекания кривой изменения
время-сечения (см. фиг. 5). Ремонт и техническое обслуживание двигателей
рассматриваемого типа сравнительно просты, если не считать того, что в
двигателях со щелевым распределением и смазкой путем добавления масла
к топливу через каждые 30 000 км приходится очищать окна от
образовавшихся в них отложений. Существенным преимуществом двухтактного
двигателя с зажиганием от электрической искры является его исключительно
легкий пуск при низкой температуре, что позволяет даже при сильных
морозах подготовить автомобиль или мотоцикл к движению за несколько
минут. Высокий температурный режим работы позволяет даже создать
карбюраторные двигатели, работающие на хорошем дизельном топливе (при
этом должны быть предусмотрены меры по предотвращению потери тепла
в окружающую среду). Двигатели с кривошипно-камерной продувкой могут
без особых затруднений работать на сжиженном газе.
В этом случае масло разжижается бензином и в таком виде одновременно
с газом поступает в кривошипную камеру через отдельный жиклер. Можно
также вместо подобной системы смазки использовать циркуляционную
систему смазки под давлением.
НЕПОСРЕДСТВЕННЫЙ ВПРЫСК ТОПЛИВА В ДВИГАТЕЛЯХ С ЗАЖИГАНИЕМ
ОТ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ИСКРЫ
В подавляющем большинстве серийных двухтактных автомобильных
и мотоциклетных двигателей с зажиганием от электрической искры (за
исключением двигателей, работающих на сжиженном газе) используются
карбюраторы, т. е. в них продувка осуществляется горючей смесью, что приводит
к более или менее значительным потерям последней. Между тем двухтактный
цикл рассчитан на осуществление продувки воздухом с последующим (после
закрытия выпускных органов) введением в цилиндр топлива.
Впрыск топлива в продувочные каналы в процессе продувки является неоправданным,
так как в этом случае будут происходить потери топлива; при этом форсунка, через которую
производится впрыск, не подвергается тепловым нагрузкам.
При непосредственном впрыске топлива в цилиндр в двигателях с зажиганием от
электрической искры могут быть достигнуты удельные расходы топлива 200—220 г/э. л. с. ч.
Такое улучшение экономичности достигается как вследствие устранения потерь горючей
смеси при продувке, так и благодаря возможности повышения степени сжатия, улучшению
наполнения (отсутствие дросселирования в карбюраторе, уменьшение подогрева воздуха
перед его поступлением в цилиндр) и т. д. Только после накопления соответствующего опыта
можно будет определить, Елечет ли применение непосредственного впрыска необходимость
уменьшения удельной нагрузки на поршень Ьо (л. с./см2) вследствие уменьшения
интенсивности внутреннего охлаждения.
При осуществлении непосредственного впрыска топлива в цилиндры быстроходных
(3000—6000 об/мин) двигателей встречаются серьезные трудности. Даже при
продолжительности впрыска 90° (по углу поворота кривошипа) впрыск при числе оборотов 3000—6000
в минуту должен быть осуществлен в течение 1/200—1/4оо секунды. В секунду форсунка должна
обеспечить до 100 впрысков, причем количество впрыскиваемого топлива должно быть строго
определенным. При частичных нагрузках количество впрыскиваемого за один раз топлива
составляет всего лишь несколько кубических миллиметров; точное дозирование столь малого
его количества представляет собой сложную задачу. Поддержание постоянства заданного
состава горючей смеси, удовлетворительно осуществляемое карбюратором, в рассматриваемом
случае затруднительно.
30*

X. ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
С ЗОЛОТНИКОВЫМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
В двигателях внутреннего сгорания, за исключением небольшого числа
двигателей с золотниковым газораспределе *ием, распределение
осуществляется при помощи клапанов. Кроме непрерывного улучшения кинематики
клапанного механизма, а также отвода тепла от головки, штока и
направляющей втулки клапана, для изготовления клапанов широко стали применять
высококачественные материалы. Вследствие этого температура головок
клапанов при длительной эксплуатации может доходить до 650—760°.
Предел окалиностойкости и жаропрочности этих материалов выше 850° С.
В табл. 1 и 2 приведены химический состав и величины твердости по
Бринелю металлов, применяемых в американском двигателестроении для
выпускных клапанов, а также твердых сплавов для наплавки головок
клапанов.
Таблица 1
Химический состав и твердость американских сталей для выпускных клапанов
Марка стали
хв
В-312
2112
2112N
ТРА
SJ10
XCR
ХСТ
INCONEL X
Химический состав в %
Сг
21,0
20 0
210
21,0
14 0
190
23,75
24 5
15,0
Ni
1,5
1,5
12,0
12,0
14,0
8,0
4,75
6,5
73,0
Si
2,0
0 65
0 80
0 85
0,55
30
L10
0,4
L0,6
Mo
—
0,5
2,75
4,25
—
+0.75A1, 2,
Mn
0,4
6,7
1,4
1,2
0,7
1,0
1,0
09
0,75
3Ti дл5
i
с
0,73
0,58
0,2
0,2
0,45
0,37
0,45
0 40
L0,08
Fe
74,4
71,2
64,6
64,8
69,8
66,6
66,3
63,1
0,7
i твердости
Твердость
(по Бринелю)
при 760° С
75
112
ПО
115
125
120
205
220
250
Таблица 2
Химический состав и твердость американских материалов, применяемых
для наплавки головок клапанов
Марка
сплава
Нихром
Стеллит 6
Coast
Metal 140
Стеллит F
Сг
20,0
28,0
28,0
24,0
Ni
77,7
—
40,0
24,0
Химический
Si
^0,3
1,25
0,50
1,25
Mn
0,8
0,25
0,25
0,25
состав в %
W
_
4,5
14,0
12,5
с
0,2
1,0
2,0
1,6
Со
_
63,0
15,0
37,0
Fe
^1,0
2,0
2,5
0,7
Твердость
(по
Бринелю)
при
650° С
170
280
325
330
Применение

Авиационные
двигатели
Двигатели
легковых
и грузовых
автомобилей
То же
•
468

Основные положения, которые должны быть приняты во внимание
при оценке золотникового распределения, применяемого в карбюраторных
двигателях, следующие.
Вес горючей смеси, засасываемой двигателем внутреннего сгорания
в единицу времени, зависит от рабочего объема цилиндра, числа оборотов
двигателя и плотности смеси. На давление смеси наибольшее влияние
оказывают сопротивления во впускных трубопроводах и проходных сечениях
органов распределения и температура конца впуска.
При сгорании смеси, поступившей в цилиндр, выделяется количество
тепла, пропорциональное весу заряда. Часть этого тепла, величина которого
зависит от совершенства процесса сгорания, термического и механического
к. п. д., преобразуется кривошипно-шатунным механизмом в полезную
работу.
Несмотря на широко проводимые исследования, термический к. п. д.
существенно повысить не удается. Повышение литровой мощности,
необходимое для снижения веса двигателя, приводит к увеличению потерь тепла
через стенки цилиндров в процессе сгорания и с отходящими газами. Этим
определяется нижняя граница достижимого удельного веса двигателя.
Для обеспечения работу двигателя без детонации при заданной степени
сжатия необходимо, чтобы температура днища поршня, свечей и особенно
головок клапанов не достигала высоких значений.
Отвод тепла от клапана к охлаждающей среде осуществляется в
основном через седло и частично через шток клапана. Недостаточная подвижность
клапана и несвоевременная посадка головки клапана в седло могут
привести к разрушению органа газораспределения из-за перегрева.
Использование клапанов, имеющих полость, заполненную натрием, применение
нескольких выпускных клапанов, покрытие головок и седел клапанов
жаростойкими материалами (например, стеллитами) несколько улучшают
положение, но радикальными мерами не являются.
По этой причине нагруженность клапанов большинства напряженных
двигателей большой мощности находится на пределе, в то время как
нагруженность кривошипно-шатунного механизма и поршней не достигает своего
предела.
В связи с тем, что ускорение движения клапанов растет пропорционально
квадрату числа оборотов, дальнейшее повышение числа оборотов сверх
уже достигнутых пределов ограничивается величинами ускорений в деталях
распределения.
Повышение литровой мощности может быть достигнуто следующими
мерами:
улучшением качества очистки цилиндров и снижением количества
остаточных газов в результате уменьшения сопротивления проходу газов;
повышением допустимой степени сжатия вследствие благоприятной
формы камеры сгорания и устранения сильно разогретых мест, температура
которых существенно превышает среднюю температуру стенок;
повышением рабочего числа оборотов до пределов, ограничиваемых
прочностью кривошипно-шатунного механизма, путем устранения деталей
распределения, подверженных действию значительных знакопеременных
ускорений.
Каждая из этих мер содержит ряд положительных факторов, которые
приводят к повышению литровой мощности. Так, одно лишь повышение
степени сжатия означает: повышение среднего индикаторного давления,
укорочение пути воспламенения, уменьшение наружной поверхности тепло-
отвода камеры сгорания и уменьшение вредного влияния остаточных газов.
Благодаря этому повысится способность заряда к воспламенению,
уменьшатся потери тепла через стенки как во время самого процесса сгорания,
так и во время хода расширения, повысится термический к. п. д.
Для принудительного распределения клапаны не пригодны, так как
их движение при закрытии ограничивается седлами клапанов. Положение
469

этих ограничителей зависит от температурного состояния двигателя, поэтому
для закрытия клапанов должны быть применены клапанные пружины.
Исследования, проведенные для определения мощности, расходуемой на
распределение, показали, что при клапанном газораспределении почти вся
энергия, поглощаемая пружиной при открытии клапана, возвращается
при его закрытии. Мощность затрачивается только на преодоление
избыточного давления при открытии выпускного клапана и разрежения при закрытии
впускного клапана.
Во всех золотниках, в противоположность клапанам, при
принудительном движении привода могут меняться на определенную величину крайние
положения за счет величин перекрытия, зазоров в приводе и тепловых
удлинений без дополнительных усилий.
Влияние, которое оказывает распределение на процессы наполнения
и очистки, зависит от сопротивлений, создаваемых для потока в
разделяемой среде.
Распределения двигателей с различными диаметром и ходом поршня,
но одинаковой быстроходностью, можно сравнивать с помощью величины
удельного проходного сечения Q. Величина Q — это интеграл кривой
F = f (а), отнесенный к единице рабочего объема, где F — текущее
значение проходного сечения органов распределения (в см2) при повороте
кривошипа на угол а (в град.):
S S
1 С
Qa е = тг~ \ Fda см2 град/л.
Ун J
А ••£"•
о о
При оценке типа распределения необходимо принять во внимание, что
сравнительная величина Q не учитывает характера изменения проходных
сечений при их открытии и закрытии. Поданным гидродинамики, при впуске
желательно иметь медленное открытие и быстрое закрытие органов
распределения, а при выпуске, наоборот, быстрое открытие и медленное закрытие.
Все типы золотникового распределения могут быть классифицированы
по следующим основным признакам:
1) характеру движения;
2) положению по отношению к рабочему цилиндру;
3) форме уплотняющих поверхностей;
4) направлению движения газов.
Наиболее важный признак — характер движения — положен в основу
следующей классификации:
1. Поступательно движущиеся (качающиеся) золотники, совершающие
колебательное движение, которое в первом приближении имеет
синусоидальный характер.
К ним относятся также золотники, совершающие колебательное
движение в двух перекрещивающихся направлениях.
2. Вращающиеся золотники, движущиеся с постоянной угловой
скоростью и не подвергающиеся поэтому при постоянном числе оборотов
коленчатого вала действию сил инерции.
Сравнение описываемых в этом разделе типов золотникового
распределения может быть облегчено сопоставлением их общих признаков (табл. 3).
В табл. 3, наряду с отмеченными ранее особенностями, указано, имеется
ли в рассматриваемом типе распределения дополнительный уплотняющий
элемент между камерой сгорания и поверхностью распределения. Есть
все основания полагать, что только золотниковое распределение с такими
уплотнительными элементами дает благоприятные результаты и что
надежность уплотнения при всех температурных режимах зависит главным
образом от количества перемещений, свободно совершаемых этим уплотнительным
элементом (т. е. от числа степеней свободы).
470

Классификаций золотникового распределения
Таблица 3
Параметры
Поступательно движущиеся золотники
Вращающиеся золотники
-£Ш5г
Тип золотника
Двойной
цилиндрический

Полуцилиндрический
Одинарный цилиндрический
Конический
Плоский
Характер движения золотника
Возвратно-поступательное
Возвратно-
поступательное
и вращательное
Вращение
^Форма золотника
Цилиндр
Усеченный
конус
Круглая шайба
Число
золотой иков
на цилиндр
[на двигатель
Дополнительный уплотнитель-
ный элемент
Отсутствует
Предусмотрен
Число степеней свободы уплот-
нительного элемента
1 (выполнено)
2 (возможно)

Продолжение табл. 3
Параметры
Вращающиеся золотники
J
-л —
if
Тип золотника
В виде валика
В виде цилиндрического
кольца
В виде
сферического кольца
Характер движения золотника
Вращение
Распределительный орган неподвижен
Звезда цилиндров вращается относительно оси коленчатого вала
Форма золотника
Цилиндр
Часть сферы
Число золот- ( на цилиндр
ников I на двигатель
Дополнительный уплотнительный
элемент
Предусмотрен
Отсутствует
Предусмотрен
Число степеней свободы уплотни-
тельного элемента

ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНО ДВИЖУЩИЕСЯ ЗОЛОТНИКИ
Двухзолотниковое газораспределение
Распределение типа Knight для четырехтактного процесса
представляет собой, как видно из фиг. 1, два расположенных в цилиндре и
вставленных один в другой трубчатых золотника,
охватывающих рабочий поршень. Движение золотников
осуществляется от кривошипов распределительного
вала при помощи вспомогательных шатунов.
Кривошипы смещены один относительно другого
примерно на 70°.
Распределительный вал вращается с числом
оборотов, вдвое меньшим числа оборотов коленчатого
вала.
Действительный процесс распределения весьма
сложен. Основные положения органов
распределения несколько упрощенно представлены на фиг. 2.
Головка цилиндра, подобно рабочему поршню,
уплотняется относительно движущегося внутреннего
золотника с помощью поршневых колец. При малой
толщине стенок распределительных гильз (всего
2,7 мм) получаются очень короткие пути потока во
время впуска и выпуска при достаточно большом
время-сечении и незначительном отклонении газового
потока, что обеспечивает хорошую эффективность
распределения.
На фиг. 2 принято, что головка цилиндра
расположена на уровне верхней кромки впускного и
выпускного каналов цилиндра. Для этого случая на
фиг. 3 и 4 показано перемещение выпускных и впускных окон золотников.
Начальные положения распределительных окон указаны по краям этих
фигур. Поперечное сечение, образуемое кромками окон, заштриховано
Фиг. 1. Схема
распределения типа Knight с
двойным
возвратно-поступательно движущимся
золотником.
Зажигание
I
Расширение
Д
Сжатие
Ш
Фиг. 2. Основные положения органов распределения Knight с двойным
возвратно-поступательно движущимся золотником:
/ — распределительные каналы закрыты; // — начало выпуска; /// — выпуск
полностью открыт; IV — начало впуска; V — впуск полностью открыт;
VI — конец впуска.
вертикально и изображено (в верхней части фиг. 3) в зависимости от угла
поворота распределительного вала. Изменение время-сечения выпуска
достигается смещением вверх впускного окна на наружном золотнике
(показано на фиг. 3 штриховкой). Дальнейшее изменение время-сечения может
473

я
-
f
mm-
/
/
i
—
с
)—-m-t
\
/
I
A.
г
-с
a
У
9
~/
Г—
V
>
■
ft
/
1
f
\
\
\
k
j
i
4
S:
r
\
) ■
a
b b
я
1
ll
w
\
\
1
■
m
-b
i
ш
T
и
I
i
Открыг
распуед
X
_>
d
■
Г
-a»
I
nue
елительног
j
/
4
4
^_
Начало открытия
Выпуск открыт
полностью
Конец закрытия
и канала
12
~^
ш
J
/
j
i
k
шшшЩш±
| 1 1 1~ 1 г 1 л™
1 |~ 1 1 II'1 1 TL
_ ==
- =
— Ш
W
w
1
Z2 Начало открытия
\ Впуск открыт полностью
Конец закрытия
Открытие
распределительного канала
\
Фиг. 3. Время-сечение органов распределения типа Knight (Г угла распределения равен 2° угла поворота кривошипа):
а — выпуск; б — впуск.

быть достигнуто изменением углов фаз между кривошипами внутреннего
и наружного золотников, а также изменением расположения каналов
цилиндра по высоте. На фиг. 4 время-сечения впуска и выпуска показано
в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Резкая разница в
характере протекания процесса открытия обоих распределительных окон является
характерной особенностью распределения типа Knight и объясняется его
кинематикой.
Существенными преимуществами распределения с двумя поступательно
движущимися золотниками являются:
благоприятная форма камеры сгорания;
полностью принудительное движение золотников;
бесшумность работы;
к
/
А
*
/
у
Зыт
if* к
/Ct\
1
Г
sl
1
N
s
к
у
Вписк
Л
ч
Угол поборота коленчатого бала
Фиг. 4. Время-сечение распределения типа Knight в зависимости
от положения кривошипа.
возможность создания больших проходных сечений при большой
скорости их открытия и закрытия;
короткие пути потока газов;
возможность изменения отдельных параметров распределения без
существенного влияния на остальные параметры.
Наряду с этими преимуществами, имеются следующие недостатки:
сложный привод;
золотники приводятся в движение с помощью смещенных четырехзвен-
ных кривошипно-шатунных механизмов и поэтому подвергаются действию
значительных сил инерции;
плохой теплоотвод от камеры сгорания через три масляные пленки;
повышенное трение больших поверхностей золотников, особенно при
холодном двигателе;
перекос золотников из-за нецентрального соединения с шатуном
привода и одностороннего давления рабочего поршня;
малое перекрытие распределительных окон, ухудшающее герметичность
во время такта сжатия;
затрудненность смазки трущихся поверхностей обеих гильз;
ухудшение смеси парами масла (снижение мощности до 10%);
затрудненный теплоотвод к охлаждающей воде в рубашке цилиндра,
вызванный наличием золотников и трех масляных пленок и приводящий
к перегреву.
Мощность, расходуемая на привод распределения типа Knight,
составляет 0,4—0,9% полезной мощности, что в 2—3 раза выше, чем в
двигателях с клапанным газораспределением.
Однозолотниковое газораспределение
Если в четырехтактном двигателе распределение должно быть
осуществлено с помощью одного цилиндрического золотника, то последний должен
•совершать сложное движение, которое может состоять:
1) из двух перемещений параллельно оси цилиндра;
2) из двух поворотов вокруг оси цилиндра;
3) из одного перемещения и одного поворота.

Сжатие А^Раоочии код
Фиг. 5. Распределение с трубчатым золотником, совершающим сложное двойное колебательное движение.

Каждое из этих составляющих движений подобно гармоническому
колебанию (синусоидальному).
Фиг. 5 иллюстрирует пример первого случая. Оба кривошипа
распределения имеют качающуюся деталь, ось которой расположена вблизи поверх-
«ости золотника. Один кривошип распределения вращается вместе с
коленчатым валом, в то время как второй (внешний) кривошип удвоенного радиуса
вращается с половинным числом оборотов и имеет то же направление
вращения. При этом приводе обеспечивается возвратно-поступательное
перемещение золотника в зависимости от угла поворота коленчатого вала
(изображено в верхней части фиг. 5). При совпадении окон золотника с кана-
Разрез по Л А
Фиг. 6. Распределение с поступательно
движущимся золотником Bristol.
лами цилиндра образуются проходные сечения (на фиг. 5 заштрихованы
вертикально). Изменение одного из параметров распределения оказывает
существенное отрицательное влияние на остальные параметры. По этой
причине и из-за сложности привода и малого перекрытия окон при тактах
сжатия и расширения этот тип распределения не нашел распространения.
При однозолотниковом распределении во втором случае, т. е. с двумя
угловыми перемещениями, нельзя разместить на поверхности золотника
достаточные проходные сечения для впуска и выпуска.
Наибольший успех имели те типы золотниковых распределений, которые
соответственно третьему случаю сочетали возвратно-поступательное
перемещение золотника параллельно оси цилиндра с поворотом вокруг той же оси.
Ниже рассматривается движение органов распределения авиационных
двигателей воздушного охлаждения, выполненных по принципу Burt.
В рассматриваемом случае соединение между цапфой кривошипа и золот-
яиком осуществляется с помощью шарового шарнира k, а не золотниковой
цапфы, близкой к клеммовому соединению и склонной к заеданиям. При
вращении кривошипа распределения цилиндрический золотник
поворачивается вокруг оси цилиндра и одновременно перемещается вдоль нее. При
этом цапфа кривошипа распределения совершает синусоидальное движение
в цилиндрическом отверстии шарового шарнира с наибольшей амплитудой s
{фиг. 6 и 7). Распределительные отверстия впуска и выпуска обозначены
-на развертке соответственно буквами Е и А. При этом индексы s и z
указывают, находится ли отверстие в распределительном золотнике или в цилиндре.
На фиг. 7 показано распределение звездообразного девятицилиндрового
двигателя Perseus с диаметром цилиндра 146 мм и ходом поршня 165 мм
477

~«л-а/г
к
iy±\J
d
г
у у Л/
——
т\ \\
— С -—
\
ь
-—ff
\
b
t
(
b
^—ff
h -
—C-—
jrjb—\
1
r" 0 ' fH
л
I
b '
J— ^7 H
. ^_
/7ii
b
—a—-
ft
Smm
h
2
n
>
/
30
s
60
)
>
4
no
1
s
\
4
/50
180
>
210
z_
240
?.
10
\
330
31
Юр
YB.M.m.s
-H.M.m.s
Поршень 6 б.мт.
Поршень при Ео
Поршень ди.м.т.
кг
400
300
200
то
о
-100
-200
-300
•400
N
N
.-
^^
—~
""""
р
р
t
us
у
1 _
SO 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 град.
Угол подорота крибошипа
Фиг. 7. Диаграмма движений органов распределения, усилий и развертка распределительных отверстий двигателя Perseus.

(рабочий объем цилиндра 2,27 л). Из фигуры видно, что в цилиндре имеются
три впускных Ez и два выпускных Аг канала. Распределительный
золотник имеет два впускных окна Es и одно выпускное As. Кроме того, он имеет
одно особое окно (Е + A)s, которое попеременно перекрывает впускной
и выпускной каналы цилиндра. Таким образом, общее число
распределительных отверстий равно 9.
Форма проходных сечений определяется поворотом золотника вокруг
своей оси и перемещением его вдоль оси, осуществляемыми приводом
распределения. При угловом перемещении золотника должно быть предусмотрено
расстояние b для обеспечения надежной плотности перекрытия. Так же как
и в распределении типа Knight, в направлении, перпендикулярном к оси
цилиндра, возникает давление, достигающее своих максимальных значений
при наибольшем давлении в цилиндре.
Длина окружности золотника Us (равная длине внутренней окружности
цилиндра Uz) связана с параметрами распределения соотношением:
U5 = (g-l)a + (g-3)b + c + d, (1)
где g — общее число распределительных отверстий в цилиндре и золотнике;
а — наибольшая ширина распределительных отверстий в направлении
вращения;
Ъ — наименьшее расстояние между кромками отверстий, необходимое
для уплотнения впускных отверстий во время сжатия и расширения
и выпускных отверстий во время впуска и сжатия;
с — расстояние между отверстиями Аг и Ezy которое попеременно
перекрывается окном (Е + A)s. Величина с должна быть определена
с таким расчетом, чтобы точки F и G ни в одном из положений
распределения не выходили за пределы поверхности (Е + A)s. По
конструктивным соображениям с должно быть принято значительно
большим, чтобы иметь возможность укрепить впускную и выпускную
трубы к наружной поверхности цилиндра (см. разрез по А А на фиг. 6);
d — расстояние, определяемое из аналогичного условия, может иметь
величину, примерно равную с.
На фиг. 7 изображена пространственная кривая, описанная каждой
точкой золотника за один оборот распределительного вала в развертке
и в плане. Чтобы получить одинаковые формы поперечных сечений для
впуска и выпуска, положение в. м. т. рабочего поршня, при котором
в четырехтактном процессе происходит начало наполнения, должно быть
выбрано с таким расчетом, чтобы, начиная от этого положения,
пространственная кривая в обоих направлениях протекала симметрично. Это условие
будет выполнено тогда, когда золотник находится в одной из своих четырех
мертвых точек, которые обозначены: в. м. т.5, н. м. т.5, п. м. т.5, л. м. т.5.
При совпадении в. м. т. рабочего поршня с одним из этих четырех
положений золотника (при заданном времени открытия) будет достигнуто
наибольшее открытие органов распределения. В распределении, принятом у Bristol,
положение в. м. т. рабочего поршня (в. м. т.х), соответствующее началу
наполнения, лежит вблизи н. м. т.5 золотника. Кроме того, указаны
остальные характерные положения рабочего поршня на кривой распределения
(в. м. t.j, н. м. т.т, в. м. т.2, н. м. т.г).
В дальнейших выводах будут использованы следующие обозначения
углов поворота отдельных деталей механизма:
а — коленчатого вала двигателя;
В — распределительного кривошипного вала;
Т — распределительного золотника.
Точки на кривой перемещений золотника, соответствующие определенным
углам поворота кривошипа распределения, обозначаются Ло, As, Eo, Es.
Форма проходных отверстий в цилиндре при заданной кривой перемещения
золотника определяется углами поворота кривошипа распределения. При
479

принятом направлении вращения кривошипа распределительного вала
конец впуска Es приходится на участок кривой от л. м. t.s до в. м. т.5, если
впуск, как обычно, кончается после н. м. т.1# Точно так же начало выпуска Ао
лежит на участке в. м. т.5 до п. м. т.5, если выпуск начинается до н. м. т.2.
Положение указанных выше двух точек распределения является в
дальнейшем определяющим для высоты Н распределительных отверстий. Этот
размер находится, согласно фиг. 7, из следующего равенства:
для впускных отверстий
^ + sin-
для выпускных отверстий
{ ^) (3)
где аЕ — угол поворота коленчатого вала, соответствующий концу впуска
после н. м. т.г;
аА — угол поворота коленчатого вала до н. м. т.19 соответствующий
началу выпуска;
г — радиус кривошипа распределения.
При угле аЕ, равном углу а 4, высота Н впускных и выпускных отверстий
в цилиндре одинакова в том случае, если в. м. т.х совпадает с н. м. t.s. Если
угол аЕ не равен углу ал, а в. м. т.г совпадает с н. м. т.5, то высоты НЕ
и НА распределительных отверстий цилиндра имеют различную величину.
Для соблюдения равенства этих величин необходимо повернуть коленчатый
аА~~аЕ
вал относительно кривошипа распределения на угол .—— •
Полученные при этом одинаковые высоты распределительных отверстий
определяются из соотношения:
^^ (^+l) (4)
Зависимость между углом поворота распределительного вала (3
(измеренного от в. м. т.5), углом поворота золотника Т и длиной дуги /, пройденной
точкой наружной поверхности, определяется из следующих равенств:
г sin В /г\
sin 1 = р-!-; (5)
/6)
360
где р — расстояние от оси золотника до центра шаровой опоры;
Ds — наружный диаметр золотника.
Наибольший угол отклонения Ттах получается при р = 90 и 270°. Лежащая
между этими двумя крайними положениями на поверхности цилиндра дуга
2/тах должна иметь длину а + Ь.
Используя равенства (1), (5) и (6) при заданном наружном диаметре
золотника Ds и известном общем числе g распределительных отверстий в
цилиндре и золотнике, можно найти все величины, характеризующие
распределение.
Из протекания кривой перемещений золотника ясно, что его скорость
меняется также и при постоянном числе оборотов коленчатого вала. В связи
с этим на шаровой шарнир k привода распределения действует сила инерции,
величина и направление которой определяются геометрической суммой
«составляющих сил от вращательного и поступательного движения.
480

В случае предположения об отсутствии сил трения во всех деталях сила Pt>
действующая на золотник, определится как
Pt = *J>o (7)
где ms — масса золотника;
bt — составляющая ускорения золотника в направлении, параллельном
оси цилиндра.
Из уравнения перемещения золотника
s, = r(l-cosp) (8)
можно определить его ускорение:
bt == (D^r cos <&st. (9)
Окружное усилие Рг может быть определено по моменту, необходимому
для вращения золотника, из следующего уравнения:
Рг = ^. (10)
На основании закона Ньютона
где / — момент инерции золотника относительно своей оси;
s — угловое ускорение золотника.
Это ускорение определяется как вторая производная угла поворота 7
по времени, т. е.
Из равенства (5) следует
1 = arc sin — sin p I;
и после некоторых преобразований
( I Г \2
— sin2a>,^coscosf .
Г ' \ Р / Sin a>s
""-• р
Единственным переменным в этом равенстве при постоянном числе
оборотов кривошипа является время t.
Определим силы инерции поступательно движущегося золотника
двигателя Perseus.
Вес гильзы золотника, изготовленной из аустенитной хромоникелевой
стали КЕ 965 (кованой и азотированной) при толщине стенки 3 мм, вместе
с подшипником и шаровым шарниром при положении поршня в н. м. т.
и диаметре шарового шарнира DkJ равном 0,86 диаметра поршня, составляет
примерно 4,6 кг.
Расстояние между осью цилиндра и центром шарового шарнира принято
равным 92 мм.
Момент инерции
/ = ms2—L__^—L = 2,604-10~3 кгмеек2.
31 Бюссиен 644

Для этих значений были определены величины сил Рt и Рг в зависимости
от времени t при числе оборотов двигателя 3200 в минуту. Зависимость
этих сил от угла поворота кривошипа распределения показана на фиг. 7.
В результате геометрического сложения сил Pt и Рг получается сила
инерции Pres. Предельные значения силы инерции Pres составляют, таким
образом, 427—300 кг. Эти силы должны восприниматься шаровым шарниром kr
цапфой кривошипа распределения и его подшипником. Привод распределения
должен воспринимать постоянно меняющиеся значительные результирующие
крутящие моменты при высокой мощности холостого хода. Так как эти силы
пропорциональны квадрату числа
оборотов коленчатого вала, не
удается достичь существенного
повышения рабочего числа оборотов по
сравнению с двигателями,
имеющими клапанное распределение.
Для распределения двигателя
Perseus отношение принятых в
качестве величины удельного
проходного сечения сравнительных
значений Q (в см2град/л) для впуска и
выпуска выражается как:
ОЕ 2547 1 гг
Фиг. 8. Однозолотниковое распределение Burt
двигателя воздушного охлаждения.
Значительная разница между
условиями наполнения цилиндра и
его очистки объясняется,
по-видимому, стремлением уменьшить по
возможности вредное влияние
распределения на стороне впуска даже за
счет качества распределения на
стороне выпуска.
Применение аналогичного
распределения в двигателях для
автомобилей показано на фиг. 8.
Основные недостатки
распределения Burt следующие.
Значительные поверхности сколь-
жения между золотником, головкой
цилиндра, поршнем и оребренным цилиндром, которые вызывают большие
силы трения, особенно в холодном двигателе.
Усилия привода распределения приложены на значительном расстоянии;
от середины золотника.
Золотник испытывает одностороннее давление со стороны поршня и
одновременно подвержен воздействию больших сил инерции (см. фиг. 7).
Вследствие этого повышение числа оборотов, которого можно достичь при данном
типе распределения, незначительно и составляет примерно 10% по сравнению-
с наибольшими величинами, достигнутыми в двигателе Mercury с клапанным
газораспределением.
Осуществление герметичного сопряжения тонкостенного золотника
с оребренным цилиндром, поршнем и головкой цилиндра, которое не зависело
бы от температурного и нагрузочного режима работы двигателя, требует
большого опыта.
ВРАЩАЮЩИЕСЯ ЗОЛОТНИКИ
Газораспределение осуществляется также при помощи вращающихся
золотников, т. е. таких органов, на которые при постоянном числе оборотов;
коленчатого вала силы инерции не воздействуют. Максимально допустимые
482

значения чисел оборотов двигателя ограничиваются только кривошипно-
шатунным механизмом и скоростью скольжения поверхностей распределения.
Вращающиеся золотники приводятся в движение автоматически. При
распределении с вращающимися золотниками, пригодном для высоких
скоростей, удается получить существенно большие значения проходных сечений
органов распределения даже по сравнению со случаем применения
нескольких клапанов на каждый цилиндр. Вследствие этого, а также из-за коротких
путей потока газов (при незначительном отклонении потока) такие типы
распределения обладают в случае удачного исполнения высокой способностью
наполнения и создают незначительные сопротивления для выпускных газов.
В распределении, осуществляемом вращающимися золотниками, во время
наполнения и сжатия ни одна из деталей не находится в камере сгорания,
имеющей высокую температуру от предыдущего рабочего цикла. Это позволяет
повысить степень сжатия, в связи с чем могут быть использованы и другие
преимущества этого распределения.
Рассматриваемые ниже типы распределения с вращающимися
золотниками расположены в порядке, соответствующем данному обзору (табл. 3),
в зависимости от формы уплотняющих поверхностей.
Плоский вращающийся золотник
Карбюраторный двигатель RR3 Bristol (фиг. 9) с качающейся шайбой, выполненный
в виде девятицилиндрового сотового двигателя с рабочим объемом 7 л, предназначен для
транспортных целей (привода омнибуса).
Коленчатый вал имеет Z-образную форму. На наклонно расположенной шейке вала
вращается качающаяся деталь, которая опирается на два шариковых подшипника и
предохраняется от проворачивания особым шатуном.
Скольжение между шайбой и пятой стержня шатуна, которое обычно бывает в двигателях
с качающейся шайбой, заменено качением пяты. Поэтому в этом двигателе вместо
поршневого пальца должен быть применен шаровой шарнир.
Вследствие такого исполнения привода поршня стало возможным осуществить
благоприятное для распределения расположение цилиндров. Девять охлаждаемых водой цилиндров,
оси которых параллельны, расположены по окружности. Центр окружности совпадает с осью
коленчатого вала. Каждый из цилиндров в качестве распределительного канала имеет втулку
с осью, несколько смещенной относительной оси цилиндра. Втулка уплотняется поршневыми
кольцами; бурт втулки представляет собой круговой сегмент, разделенный радиальными пазами.
При установке торцовых поверхностей отдельных сегментов с необходимым зазором
образуется полное круговое кольцо.
Уплотнительные втулки имеют возможность перемещаться параллельно оси цилиндра.
Своими торцовыми поверхностями (из фосфористой бронзы) они с помощью пружин прижаты
к плоскому золотнику, отлитому из стали.
Силы давления на золотник от рабочего давления в цилиндре пропорциональны площади
кольцевой поверхности уплотнительной втулки, обращенной к камере сгорания, и
суммируются с силами пружин. Привод золотника осуществляется от коленчатого вала при помощи
вспомогательной шестерни, расположенной со стороны сцепления, и передаточного механизма
с передаточным числом:
i + 1
где i — число цилиндров;
nkw — число оборотов коленчатого вала;
ns — число оборотов золотника.
Передача между золотником и коленчатым валом зависит от числа а распределительных
групп, выполненных в плоском золотнике. При этом каждая распределительная группа
охватывает соответственно выпускной и впускной каналы, а также уплотненный участок,
обеспечивающий протекание сжатия, сгорания и расширения:
/ -'- 1
i = 2a— 1;
2а
Поступающая из карбюратора смесь подводится к вращающемуся плоскому золотнику
центрально с помощью неподвижного разделительного патрубка, а отработавшие газы
выталкиваются через радиально расположенные в золотнике каналы в ресивер. Таким образом,
31 * 483

Фиг. 9. Разрез двигателя RR3 с качающейся шайбой мощностью 149 л. с. при 4000 об/мин.

уплотнительные втулки попеременно омываются свежей смесью и отработавшими газами,
и поэтому средняя температура втулок оказывается не очень высокой.
Показанный в продольном разрезе двигатель RR3 имеет девять цилиндров и
соответственно этому пять распределительных групп в плеском золотнике; передаточное отношение
от коленчатого вала к вращающемуся золотнику составляет 10 : 1. Порядок работы
цилиндров 1—3—5—7—9—2—4—6—8.
Двигатель RR 3 имеет следующие основные показатели:
Литровая мощность в л. с./л 21,3
Удельный крутящий момент в кгм/л 6,3
Удельный расход топлива в г/л. с. ч 267 Г
Вес в кг 356
Шестицилиндровый рядный двигатель меньшей мощности той же фирмы имеет вес 610 кг.
Благодаря компактности конструкции для размещения двигателя требуется значительно
меньше места, чем для остальных двигателей.
На фиг. 10 схематично показана конструкция двигателя, имеющего плоский золотник
« числом а распределительных групп.
Характер рабочего процесса Л ....
Возможное число цилиндров *
Число распределительных групп а . .
Отношение числа оборотов
коленчатого вала к числу оборотов золот-
nkw
ника -2= *
Рабочий объем выполненного
двигателя Vjj в л
Отношение площади поршня к
приходному сечению органов
распределений
ния —^-
Четырехтактный
1. 3, 5,
1. 2. 3,
2 4 6
1 1 1
7,
4,
8
1
9
5
10
1
100
18,9
Фиг. 10. Двигатель с распределением, осуществляемым плоским вращающимся
золотником.
Недостатками этой конструкции являются:
1. Неблагоприятная форма камеры сгорания.
2. Малое время-сечение распределения. Вследствие эксцентричного
расположения уплотнительных втулок проходное сечение распределения
при полном открытии может составить только около 18,9% площади поршня.
Следует упомянуть, что в четырехклапанном газораспределении Vauxhall-
Ricardo проходное сечение впуска составляло 28,9% от поперечного сечения
цилиндра.
3. Недостаточное охлаждение золотника. Принимая во внимание
распределение тепла в двигателе RR3, охлаждающую воду подводят сверху и отводят
снизу. Охлаждающая среда подводится к золотнику через диафрагму и кольца
со шлифованными торцами. Но так как для подвода и отвода охлаждающей
среды к золотнику предусмотрено только одно общее кольцевое отверстие,
интенсивное охлаждение золотника достигнуто быть не может.
Подвод охлаждающей воды без соответствующего уплотнения влечет
за собой нарушение надежности работы из-за попадания воды в систему
смазки.
4. Неравномерный износ золотника. Уплотняющие поверхности
подвержены износу, который, помимо прочего, зависит от скорости их скольжения,
485

Фиг. 11. Двигатель Triumph В 125 с коленчатым валом,
одновременно служащим в качестве вращающегося
золотника.
Фиг. 12. Блочный двухпоршневои двигатель Triumph
BD 250 с отдельным вращающимся золотником между
карбюратором и кривошипной камерой.

возрастающей с увеличением радиуса золотника. Поэтому указанные
поверхности изнашиваются сильнее снаружи, чем изнутри. Такому
неравномерному износу подвержены также уплотняющие бурты втулок в головке
цилиндра.
В двухтактных карбюраторных подвесных (лодочных) двигателях1 для
регулирования впуска между карбюратором и кривошипно-камерным
насосом применяют плоский золотник, вращающийся совместно с коленчатым
валом. Литровая мощность такого двигателя 34—50 л. с.1л при 4200—
5000 об/мин. Уплотнение достигается с помощью вставок, нагруженных
пружинами.
Цилиндрические вращающиеся золотники
Обширная группа вращающихся золотников имеет цилиндрические
уплотняющие поверхности.
Цилиндрические золотники без уплотняющих элементов
В случае использования золотника только для распределения на
магистрали впуска при известных условиях можно отказаться от подвижного
уплотнительного элемента. В двигателе Triumph В 125 распределение
свежего заряда производится с помощью выполненного в качестве вращающегося
золотника коленчатого вала. На
•фиг. 11 показан разрез этого
двухтактного одноцилиндрового
двигателя, который при диаметре
цилиндра 50 мм и ходе поршня 62 мм
(рабочий объем 125 см3) развивает
мощность 4 л. с. (32 л. с. 1л).
У двухпоршневого блочного
двигателя Triumph BD 250
распределение свежего заряда на пути
из карбюратора в кривошипную
камеру осуществлено с помощью
вращающегося золотника. Как
видно из фиг. 12, вращающийся
золотник опирается на два
шарикоподшипника и приводится во
вращение от коленчатого вала
парой шестерен. Карбюратор
установлен на одной оси с золотником;
распределительные каналы
расположены в поперечном
направлении. Таким образом происходит
только одно отклонение потока (вправо), поэтому при достаточном время-
сечении это распределение должно обеспечивать высокое наполнение. На
фиг. 13 показаны коленчатый вал в сборе, карбюратор и вращающийся
золотник двигателя Triumph BD 250. Этот двигатель с рабочим объемом
250 см3 двухтактный, двухцилиндровый, имеет диаметр цилиндра 45 мм,
ход поршня 78 мм и мощность 12 л. с. (48 л. с.1л). Число оборотов
золотника равно числу оборотов коленчатого вала.
Вращающиеся золотники, управляющие выпуском, подвержены
действию давления сгорания и температуры. Как показал опыт, они должны
иметь подвижный уплотняющий элемент, прижимающийся к золотнику
пружиной, центробежной силой или давлением в цилиндре.
Фиг. 13. Коленчатый вал и вращающийся
золотник блочного двухпоршневого двигателя
Triumph BD 250.
1 Двигатели, работающие на смеси выпускных газов с кислородом, применяемые для под-
видных лодок, также имеют газораспределение с плоским вращающимся золотником. Это
'V-образные восьми цилиндровые двигатели.
487

Цилиндрические золотники с уплотняющими элементами
Рассматриваемые ниже конструкции цилиндрических золотников
предполагают размещение золотника в головке цилиндра с осью, направленной
перпендикулярно оси цилиндра.
Цилиндрический вращающийся золотник Ваег. Вращающийся
золотник Ваег (фиг, 14 и 15) имеет по одному каналу для свежего заряда и
выпускных газов; каналы расположены в диаметральном направлении.
Для двигателей, работающих по четырехтактному циклу, передаточное
отношение между коленчатым валом и вращающимся золотником в этом
случае равно 4 : 1. В связи с этим окружные скорости на наружной
поверхности золотника невелики. В осевом направлении распределительный
Характер рабочего процесса Л .... Четырехтактный
Число цилиндров / i
Число распределительных групп а . . 2
Отношение числа оборотов
коленчатого вала к числу оборотов золот-
^ -±
г* '
Рабочий объем выполненного
двигателя Vff в л 0,412
Отношение площади поршня к
проходному сечению органов распределе-
-«^ ш
Удельное проходное сечение впуска
^- в см2 град/л 2040
УН
Удельное проходное сечение
выпуска —— в см2 град/л 2040
УН
Фиг. 14. Цилиндрический вращающийся золотник Ваег.
золотник омывается охлаждающей жидкостью, которая, так же как и у
двигателя RR3, подводится и отводится через диафрагму с уплотнительными
кольцами, имеющими шлифованные торцовые поверхности, или через
цилиндрические уплотнения.
На фиг. 14 и 15 показано уплотнение камеры сгорания относительно
наружной поверхности золотника и окружающего пространства.
Подвижное днище 1 укреплено в цилиндре с помощью диафрагмы,
представляющей собой набор тонких колец из листовой стали.
Для защиты от непосредственного влияния горячих газов предусмотрена
поршневое кольцо. Вследствие деформации диафрагмы при посадке ее в
головку цилиндра достигается герметичность от разрежения при впуске.
Уплотнение днища цилиндра при сжатии, сгорании и расширении
обеспечивается за счет давления в камере сгорания.
Диаметр золотника меньше отверстия в головке цилиндра на величину
зазора, определяемую экспериментальным путем. В отдельных конструкциях
золотник, изготовленный из серого чугуна или легкого сплава,
облицовывается антифрикционным материалом для того, чтобы обеспечить работу
распределения даже в случае ограниченного подвода смазки.
Подвод смазочного масла к направляющей поверхности золотника
осуществляется под высоким давлением со стороны, противоположной камере сгорания.
В рядных двигателях вдоль всего двигателя располагается цельный
распределительный вал, имеющий каналы для газа и охлаждающей среды.
Характер изменения проходных сечений при впуске в шестицилиндровом
двигателе Morris с рабочим объемом 2,47 л и клапанным газораспределением
показан на фиг. 16.
488

При применении золотников Ваег получается увеличенное проходное
сечение органов распределения (фиг. 17).
Коэффициент использования цилиндра с характеризует литровую
мощность на один оборот двигателя. На фиг. 18 даны характеристики
одноцилиндрового двигателя с вращающимся золотником Ваег, а на фиг. 19
см2
7
А
7
\
\
W
ч
\
ЯГО 10 203040 50 607080 9010011012013014015016017018010 20304050
амт Нмт.
Фиг. 15. Головка цилиндра двига- Фиг. 16. Характер изменения проходных сечений
теля с вращающимся золотником впуска шестицилиндрового двигателя Morris с кла-
Ваег и подвижным днищем
цилиндра:
/ — подвижное днище.
панным распределением и с распределением с
вращающимся золотником:
1 — золотниковое; 2 — клапанное.
изображены характеристики двигателя Fiat 109A с клапанным
распределением (четырехцилиндровый, D = 57 мм, S — 97 мм, Vн = 0,99 л, е = 5,4)
и золотниковым распределением (четырехцилиндровый, D = 58 мм, S ~
500 1000 1500 20002500 3000 под/мин
1000 2000 3000 4000 п Об/MUH
Фиг. 17. Характеристики шестици- Фиг. 18. Характеристики двухтактного
линдрового двигателя Morris с вра- одноцилиндрового двигателя с вращаю-
щающимся золотником Ваег (рабо- щимся золотником Ваег (рабочий
счий объем 2,47 л, в = 4,9). объем 292 см3, £=7,5).
= 97 мм, Vh = 1,03 л, г = 7,8). Коэффициент наполнения двигателя с
золотниковым распределением составляет около 80%.
Очень больших величин проходных сечений для впуска и выпуска
достигнуть трудно, так как для размещения в золотниковом валике двух газовых
каналов в диаметральном направлении и перпендикулярно к ним каналов
489

crf(tgoc)-(W0966
для охлаждающей среды требуются значительные размеры. Наполнение
и очистка ограничены тем, что газовый поток распределяется золотником
дважды (этот недостаток устраним). В рядном двигателе длинный цельный
распределительный вал должен иметь б головке цилиндра опоры, не
допускающие заедания при всех
температурных режимах
двигателя. При числе цилиндров
более восьми в ряду вал
делается составным.
Благодаря хорошему
охлаждению
распределительного золотника, могут быть
использованы топлива с
более низким октановым числом
(снижение до октанового
числа, равного 2), причем,
несмотря на е = 7,2,
двигатель работает без детонации
при высоком к. п. д.
Цилиндрический золотник Cross.
На фиг. 20 показано расположение
каналов в цилиндрическом золот-
п об/мин нике и принцип уплотнения.
Цилиндр из легкого сплава имеет
возможность перемещаться в
картере двигателя вдоль своей оси.
Спиральными пружинами цилиндр
прижат к нижней части
вращающегося золотника, изготовленного
из азотированного серого чугуна.
Силы реакции между головкой
цилиндра и поверхностью поршня передаются от золотника на наружный кожух 3 и от
него через опору 2 и хомут / на картер 4.
Опора 2 расположена на расстоянии а от оси цилиндра. Изменяя величину а, можно
в широких пределах менять результирующую силу, действующую между цилиндром и золот-
п.с.
30-
25-
20-
15-
10
5Л
d/H
кгм/л
■100
-90
-80
-70
-60
-50
500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
О
■фиг. 19. Характеристики двигателя Fiat 109A,
имеющего клапанное распределение и распределение с
помощью вращающегося золотника:
сплошные линии — двигатель с распределением при помощи
вращающегося золотника Ваег; штрихпунктирные линии —
двигатель с серийным клапанным распределением.
Характер рабочего процесса А Четырехтактный
Число цилиндров * 1
Число распределительных групп а ... 1
Отношение числа оборотов
коленчатого вала к числу оборотов
золотника —-—
п„ 1
и
Рабочий объем
теля V т
выполненного двига-
' Н
Отношение площади поршня к
проходному сечению органов
распределения —~
Удельное проходное сечение впуска
—— в см2 град/л
Х И
Удельное проходное сечение выпуска
--— в смг град/л
0,2476
100
26
4358
4358
7
Фиг. 20. Цилиндрический вращающийся золотник Cross.
ником. Таким образом, значительная часть усилий от рабочего давления передается этим
обходным путем на картер, в то время как уплотнительная губа 1 цилиндра (фиг. 21, а)
прижата к вращающемуся золотнику силой, незначительно превышающей силу пружины. Свежий
заряд поступает в золотник аксиально и поворачивается под прямым углом; отработавшие
газы поступают в золотник радиально и покидают его в аксиальном направлении с
противоположной стороны.
490

При таком расположении каналов передаточное отношение между коленчатым валом
и золотником составляет 2 : 1 в четырехтактном и 1 : 1 в двухтактном двигателе.
В непосредственном соприкосновении с камерой сгорания находится лишь сравнительно
небольшая часть золотника. Поверхность же золотника, прилегающая к охлаждаемым
цилиндру и головке цилиндра, велика. Смесь, выходящая из карбюратора, расположенного
вблизи вращающегося золотника, встречает на своем пути нагретую выпускными газами
наклонную стенку, испаряется и охлаждает ее. По этим причинам распределительный вал
может выдерживать высокие термические нагрузки и в случае отсутствия непосредственного
жидкостного охлаждения. Однако этот золотник нагревается сильнее, чем вращающийся
золотник Baer-Heylandt.
Подвод смазки к золотнику производится с помощью трубки 6 и обратного клапана 7
(фиг. 21,6).
Масло вращается вместе с золотником, и с помощью скребка 2 слой масла уменьшается
до нужной толщины, а излишек через обратный клапан 4 и канал 5 возвращается в цирку-
Фиг. 21. Цилиндр двигателя Cross с уплотнительной губой и подвод
масла к вращающемуся золотнику.
ляционную систему смазки. Клапаны 7 и 3 необходимы для того, чтобы предотвратить
проникновение газа в трубопровод со свежим маслом и масла во впускной трубопровод. Подвод
смазки осуществляется поршневыми масляными насосами, производительность которых
автоматически меняется с изменением положения дроссельной заслонки. Расход масла примерно
такой же, как у двигателей с клапанным распределением. Эластичное уплотнение должно
не допускать проникновения газа и смазки между верхним кожухом и цилиндром.
Расположение каналов в золотнике обусловливает необходимость иметь в рядном
двигателе на каждый цилиндр отдельный золотник.
На фиг. 22 показан двигатель Rudge с рабочим объемом 250 еж3, переделанный на
распределение Cross с подвижным цилиндром. При наибольшем открытии впускных каналов,
-составляющем 25,2% площади поршня, среднее эффективное давление рте соответствует
кривой 2 на фиг. 28.
Наличие подвижного цилиндра вызывает трудности, связанные с обеспечением
надежного уплотнения трубопроводов и картера, поэтому в двигателе Cross применена особая
система уплотнения для цилиндра, жестко соединенного с картером. Цилиндрическая ставка 4
{фиг. 23), образующая камеру сгорания, передает основную часть действующих на нее сил
через шарнир 1 на полушар 2. Расстояние шара от оси цилиндра определяет величину
окончательного давления, с которым верхний цилиндрический кожух 3 прижат к золотнику.
Головка цилиндра предохранена от проникновения газа и масла.
На фиг. 24 показан четырехцилиндровый двигатель Cross с неподвижным цилиндром
и закрытой головкой цилиндра.
Во вставке 1 скользит верхняя крышка 2, которая уплотняется силами, действующими
на вставку 1\ эти силы определяются конструктивными размерами а и Ь. Свеча
воспламеняет смесь на большом расстоянии через выемку в головке поршня. Применение
этой конструкции в четырехцилиндровом двигателе с рабочим объемом 1 л показано на фиг. 25.
Приводимый цепной передачей цельный вал вращается в головках цилиндров. На этом
валу на шлицах сидят четыре отдельных золотниковых валика (по числу цилиндров).
Прижимающая пластина 3 (фиг. 24), обеспечивающая отношение плеч рычага а : 6,
показана на фиг. 25 (разрез по АА). Давление на верхнюю крышку передается через нее
центрально.
На фиг. 26 показано изменение проходных сечений впуска и выпуска двигателя Cross
с диаметром цилиндра 62 мм, ходом поршня 82 мм, рабочим объемом 248 см3. Двигатель
491

Фиг. 22. Двигатель Rudge с распределением Cross при подвижном цилиндре.
Фиг. 23. Вращающийся золотник Cross с
неподвижным цилиндром и закрытой головкой
цилиндра.
492

Разрез по ЙА
г
Фиг. 24. Двигатель Cross (вращающийся золотник) с неподвижным цилиндром и закрытой головкой
цилиндра; опора с помощью двуплечего рычага.
СО
со

Разрез по ЛД
Фиг. 25. Четырехцилиндровый двигатель Cress с отдельными золотниками;
передача сил давления через кольцевую пластину.
I»
г
X
Выпуск
262°-
s
N.
+42+
Впуск
262°
N^
ч
^nL
Угол поборота кривошипа
Фиг. 26. Изменение проходных сечений в двигателе Cross.
в
18
16
П
12
10
8
6
Ч
2
А
//
У
W
р-0,0129
А
/
V
/
/
I—
//
%/
/
/
1
д=189г//1с.ч
Л
кгм//1
10
О 2000 4000 6000 п об/мин
Фиг. 27. Характеристики двигателя
Cross.
кг/см2
12
8
Ч
у
f
3
2
,1
О
2000
4000
п об/мин
Фиг. 28. Среднее эффективное давление
двигателей Cross в зависимости от числа
оборотов:
/ — одноцилиндрового
VЦ = 348 см3
с VH = 250 см3 и рте =11,5 кг/см2; 3 — че-
тырехцилиндрового с V^ = 750 см3 и рте =
= 10,0 кг/см2

имеет распределение, осуществляемое цилиндрическими золотниками. Изменение проходных
сечений (в см2) дано в зависимости от угла поворота коленчатого вала (в градусах).
Удельное значение проходного сечения QE = Qa при подсчете оказалось равным
4358 см2 град/л.
На фиг. 27 даны характеристики двигателя, имеющего диаметр цилиндра £)=63жж,
ход поршня S = 80 мм, рабочий объем VH = 249 см3 при е = 11, показывающие
возрастание мощности до 6000 об/мин.
Минимальный расход топлива составил 189 г/л. с. ч. при 4000 об/мин. При 6000 об/мин
была достигнута литровая мощность 71,2 л. с./л; максимальный удельный крутящий момент
составил 9,2 кгм/л.
На фиг. 28 показано в зависимости от числа оборотов двигателя изменение среднего
эффективного давления рте в кг/см2 для трех двигателей Cross.
Цилиндрический золотник Brown. Распределение с помощью вращающегося золотника
Brown показано на фиг. 29. Уплотнение золотника относительно камеры сгорания осущест-
Фиг. 30. Отдельные детали распределения
Brown.
Фиг. 29. Распределение с помощью
цилиндрического вращающегося золотника Brown.
Фиг. 31. Путь охлаждающего масла
в золотнике Brown.
вляется цилиндрическим уплотнительным кольцом / (фиг. 30), которое прижато с помощью
разрезного конического кольца. Наружная поверхнссть вращающегося золотника смазывается
с помощью упругой детали, присоединенной к нагнетательному масляному трубопроводу.
Для уменьшения теплопередачи от выпускных газов к золотнику в выпускном канале
золотника предусмотрена футеровка из стальных колец, изолированных от корпуса золотника
промежуточной асбестовой прокладкой.
На той стороне вращающегося золотника, которая во время процесса сгорания
закрывает распределительные каналы, имеется широкая полость; для охлаждения золотника к этой
полости подводится часть потока циркулирующего масла (фиг. 31).
Конические вращающиеся золотники
В 1926 г. был построен двигатель, который имел распределение,
осуществляемое при помощи вращающегося золотника; распределительный орган
золотника вращался вокруг оси, являющейся продолжением оси цилиндра;
золотник имел коническую уплотнительную поверхность. В двигателе Aspin
этот золотник (фиг. 32) имеет конус с углом от 50 до 67° и представляет собой
стальной азотированный кожух, заполненный легким металлом. Золотник
опирается на две роликовые опоры.
Процесс распределения осуществляется следующим образом (фиг. 33).
Несколько искривленный канал во вращающемся золотнике проходит от боковой
поверхности конуса к основанию золотника и служит попеременно для распределения и подвода
свежей смеси и отвода отработавших газов.
В четырехтактном двигателе золотник вращается с половинным по отношению к
коленчатому салу числом оборотов. В конце сжатия почти весь свежий заряд находится в распре-

делительном канале. Между днищем поршня и поверхностью золотника остается лишь
пространство двойного полого конуса, из которого в конце хода поршня остаток смеси с большим
завихрением вытесняется в основную камеру сгорания. Свеча расположена в головке
цилиндра на поверхности конуса и незадолго до зажигания открывается вращающимся золот-
Характер рабочего процесса Л .... Четырехтактный
Число цилиндров i 1
Число распределительных групп а . •
Отношение числа оборотов
коленчатого вала к числу оборотов золот-
Рабочий объем выполненного
двигателя Vfj в л
Отношение площади поршня к
проходному сечению органов распределе-
Удельное проходное сечение впуска
—— в см2 град/л
Удельное проходное сечение выпуска
V/
тт— в см2 град/л
1
0.2486
100
23,6
3962
4163
Фиг. 32. Конический вращающийся золотник Aspin.
ииком. Под действием центробежных сил находящаяся в канале смесь выталкивается и
тяжелые частицы смеси перемещаются в направлении свечи, вследствие чего более бедные смеси
имеют благоприятные условия для воспламенения. Подвод свежей смеси и отвод отработав-
Фиг. 33. Положение распределительных каналов
вращающегося конического золотника Aspin
при четырехтактном процессе:
а — впуск; б — выпуск; в — зажигание; г —
перекрытие впуска и выпуска.
Фиг. 34. Передача сил во
вращающемся коническом золотнике Aspin
при опорах двух различных типов.
ших газов через один и тот же канал дает возможность получить, как и при плоском золотнике
Bristol, дополнительное испарение топлива без вредного влияния на наполнение. Температура
стенок камеры сгорания остается относительно низкой. Между приводной шестерней и
внутренним кольцом верхнего подшипника находится пружина, которая компенсирует осевой зазор
подшипника (фиг. 34). Эта пружина особенно необходима при прогрессирующем износе для
предотвращения смещения вращающегося золотника под влиянием разрежения 5. В рабочем
496

положении коническая поверхность золотника не соприкасается со смежной поверхностью
в головке цилиндра, а образует зазор, достаточный для поддержания тонкого слоя масляной
пленки.
На левой половине фиг. 34 показана опора, состоящая из двух радиально-упорных
шарикоподшипников, а на правой — из двух конических роликоподшипников. Разница в
размерах по высоте этих вариантов конструкции золотника весьма значительна.
Для того чтобы получить представление об усилиях, возникающих в
осевом направлении вращающегося золотника Aspin, необходимо принять
во внимание следующее.
Площадь поршня четырехцилиндрового двигателя Aspin, показанного
на фиг. 35 и 36, составляет 54 см2. Подверженная действию давления сгорания
наружная поверхность вращающегося золотника имеет ту же величину.
При определении осевых усилий (Gx и G2 на фиг. 34) необходимо вычесть
величину, учитывающую непосредственное давление газов на головку
цилиндра в камере сгорания. Опорная поверхность вращающегося золотника
в головке цилиндра, однако, также меньше боковой поверхности конуса
на величину обоих распределительных каналов.
Если принять во внимание данные размеры, то среднее удельное давление
на боковую поверхность вращающегося золотника будет примерно на 60%
больше, чем давление газов в цилиндре.
При максимальном давлении, например 60 кг/см2, возникает осевое усилие
Gx + G2, равное примерно 2600 кг, воспринимаемое частично конической
опорной поверхностью и преимущественно опорами вала вращающегося
золотника.
Окружная скорость вблизи цапфы золотника меньше, чем на большем
диаметре конуса, и соответственно этому следует ожидать увеличения износа
золотника по мере приближения к камере сгорания. Между направляющей
вращающегося золотника и седлом конуса осуществляется сопряжение по
двум посадочным поверхностям, которое очень трудно обеспечить на всех
тепловых режимах двигателя.
Изменение площади проходных сечений одноцилиндрового двигателя
показано на фиг. 37. Этот двигатель доводился до 14 850 об/мин, и
распределение выдержало эту нагрузку.
Распределение Aspin пригодно также для применения в двухтактных
двигателях, где может быть использовано для впуска или выпуска.
Сферический вращающийся золотник конструкции Sklenar
Распределение, осуществляемое с помощью вращающегося сферического
золотника, особенно рационально для звездообразных двигателей. Принцип
работы показан на фиг. 38.
Относительно неподвижного кольца, которое одновременно является
несущим остовом двигателя, медленно вращается звезда цилиндров.
В результате движения цилиндров относительно остова двигателя
осуществляется открытие и закрытие впускных и выпускных каналов,
выполненных в кольце, а также перемещение головки цилиндра через участки,
соответствующие сжатию и расширению.
Свечи зажигания расположены в распределительном кольце и только
незадолго до воспламенения сообщаются с зарядом в камере сгорания. Между
коленчатым валом, звездой цилиндров и числом групп распределения
существуют соотношения, аналогичные соотношениям в двигателе Bristol с
качающейся шайбой.
Число групп распределения
а =
и передаточное отношение между коленчатым валом и звездой цилиндров
32 Бюссиен 644 497

Фиг. 35. Четырехцилиндро-
вый двигатель Aspin с
вращающимся коническим
золотником (рабочий объем 1,73 л,
мощность 80—90 л. с. при
4500 об/мин).
Фиг. 36. Разрез двигателя Aspin с противолежащими цилиндрами и вращающимся
коническим золотником.
Фиг. 37. Изменение
проходных сечений в
двигателе с вращающимся
коническим золотником
Aspin (рабочий объем
248 см3у е = 14,1):
/ — выпуск, QA —
= 4163 см2 град/л; 2 —
впуск, QE— 3962 см2 град/л.
8
6
4
0
/г
—;
ч
s
Чг;
:/-
ч,
у
Ч 32°
0/, 0° 1
и—
у
■'/■
"*-
Ч
ч
s
ч.
ч
-236°
ч.
]
J
Угоп поборота коленчатого бала
498

Важнейшей особенностью двигателя Sklenar является то, что внутренняя
поверхность распределительного кольца обработана по сфере, причем центр
шара лежит на пересечении оси коленчатого вала с плоскостью звезды
цилиндров. Отдельные цилиндры имеют втулки У, которые прижимаются к шаровой
поверхности под воздействием центробежной силы и давления газов, но без
дополнительного усилия пружины. Торцовые поверхности уплотнительных
втулок представляют собой части шаровой поверхности, ограниченные
цилиндром. В противоположность двигателю Bristol с качающейся шайбой вслед-
Характер рабочего процесса А Четырехтактный
Возможное число цилиндров i 3, 5, 7, 9
Число распределительных групп а 2, 3, 4, 5
Отношение числа оборотов коленчатого вала к числу
nkw 3 5 7 9
оборотов звезды —— -—- ;——
nst 1111
Рабочий объем выполненного двигателя V^ в л 1,5
Отношение площади поршня к площади проходного
Fk 100
сечения органов распределения —f- ——
/ 2о,о
Vf
Удельное проходное сечение впуска —— в см2 град/л 581S
VH
Удельное проходное сечение выпуска —— в см2 г рад/л 6415
VH
Фиг. 38. Двигатель с вращающимся сферическим золотником
конструкции Sklenar.
ствие указанной специфической формы уплотняющей поверхности
достигается возможность для втулки, наряду с осевым перемещением, совершать
свободное вращательное движение вокруг оси цилиндра. В результате этого
цилиндрические втулки прирабатываются к поверхности кольцевого
золотника, и образуется идеальная зеркальная уплотнительная поверхность.
Если на уплотнительную поверхность попадают посторонние частицы, то они
удаляются благодаря вращению втулки. Между отдельными уплотнитель-
ными втулками необходима уплотнительная поверхность для перекрытия
впускных и выпускных каналов. Эта внутренняя уплотняющая поверхность-
образуется, однако, не торцовой поверхностью уплотняющих втулок, а
башмаками, сидящими на горловине цилиндра и прижимающимися к
поверхности распределения. Уплотняющая поверхность обработана по сфере, и
скользящие башмаки имеют возможность, наряду с перемещением вдоль оси
цилиндра, совершать также небольшие повороты вокруг этой оси. Чтобы;
32* 499

предупредить вращение башмаков при одностороннем повышении давления
на поверхность, предусмотрены особые направляющие.
Сумма нормальных давлений, действующих со стороны поршня на
вращающуюся звезду цилиндров, создает момент, равный по величине
крутящему моменту коленчатого вала. Отдаваемая звездой цилиндров мощность
составит
N =±N ■
st р kw>
Суммирование мощности звезды цилиндров и коленчатого вала
достигается в приводе, пример выполнения которого можно увидеть на фиг. 39.
. 39. Двигатель со сферическим золотником (7 цилиндров с рабочим объемом 1,5 л, 4 группы
^ распределения, е = 6,3, мощность 60 л. с, при 4480 об/мин).
Понижающая передача р = 7 : 1 между коленчатым валом и звездой
осуществляется приводом через промежуточный вал, обеспечивающий
одновременно передачу между коленчатым валом и винтом с передаточным
отношением 2:1. Таким образом, все детали привода хорошо используются.
Внутренний объем уплотняющих втулок вместе с пространством между
поршнем и днищем цилиндра представляют камеру сжатия и камеру
сгорания. Отношение внутреннего объема уплотняющих втулок к наружной
поверхности благоприятное и приближается к идеальной камере сгорания.
Так как уплотнительные втулки из легкого сплава, уплотненные относительно
горловины цилиндра поршневыми кольцами, попеременно омываются свежим
зарядом и отработавшими газами, их температура относительно невелика
и они сохраняют свою прочность. Уплотнение по сферической поверхности
500

остается достаточным даже и в том случае, когда неподвижное
распределительное кольцо вследствие большой разности температуры и действующих
на него усилий не сохраняет идеальной шаровой формы.
Показанный в разрезе на фиг. 39 опытный двигатель изображен на фиг. 40,
Скоростная характеристика, полученная на этом двигателе, показана
на фиг. 41. Потери мощности в приводе передачи на винт, приводе звезды
60
55
50
45
г/лс.ч 30
400
300
200
100
Z
/
кгм/л
1000 2000 3000 лоб/мин
Фиг. 40. Двигатель со сферическим
золотником, вид спереди (Sklenar).
Фиг. 41. Характеристики двигателя
со сферическим золотником.
и вспомогательных механизмах учтены при измерениях. Скорость скольжения
шаровой поверхности примерно на 26% выше средней скорости поршня.
На фиг. 42 и 43 показано изменение площади проходных сечений по углу
поворота системы, необходимое для учета взаимного расположения коленчатого
вала и звезды цилиндров.
*см2
%10
1;
I
У
/
/__
/
/
180
Rt,
inn
120
\
60
V
\
\
\
У
1 (
/
/
60
Bnych
120
—v
\
\
\
\
>
180
'ч,
Н.м.т.*
В.мт.2
Угол поборота системы
H.M.m.j
Фиг. 42. Изменение проходных сечений по углу поворота системы
(двигатель SV2).
Удельные значения проходных сечений QE = 5815 и QA = 6415 см2град/л
более благоприятны по сравнению с другими двигателями, имеющими
золотниковое распределение.
Нажатие уплотнительных втулок рабочим давлением в цилиндре может
быть полностью устранено подбором поверхности буртов втулок,
подверженных действию этих же сил, и открытием распределительных каналов. Однако
относительное повышение этого нажатия с ростом давления в цилиндре
является желательным. Поэтому в данном образце уплотнительная втулка
при максимальном давлении сгорания, соответствующем полной мощности,
прижимается с удельным давлением 3 кг/см2, в то время как центробежная
сила отжимает ее наружу с удельным давлением 0,6 кг/см2. Размещением
501

SOS
со
о
cr
cr
й
со
<
СЛ
СО
СО
о
сг
ел
п>
СГ
0)
й
СЛ
<
со
со
о
сг
СГ
п>
-1
СО
<
> > П ОТ ОТ ГО Н Ч ГСП ОТ ОТ
UU 8
-Heyland
3 3
СГ СГ
ГО ОТ
D _
10 СЛ
СЛ СЛ
о
о^
^п
О
2* 2*
со 2
S S
^
lys-Over-land
lys -Over land
s 3
Тактность
ю
о
ё
S
ю
I
Ё
Я
ОТ
g
я
ОТ
о
ё
ГО
ё
s
00 d G~>
О Ю Ю
. СГ> О) СГ) СТ5
Ч W СЛ CD
4^ СЛ
СЛ О
»— 00 -^
4^ 00 4^
СТ> "со "СП
Диаметр
дра D в лш

цилин§22
00
о
^3 О5
00 Ю
О> N0 00
СЛ -J -^
Ход поршня 5 в мм
СО ^ _^
S ел ел
j- О О о
ю
со
"ел ^
071 СЛ
о
4^ >
со "со
,58
Рабочий объем
двигателя VЦ в л
4^ to ю
О ^- •—'
to 4^ 4^
4^tONDtO4^tO tO«—
СО 4^ 4^- 4^ ►— СО СЛ N2
СО 00 СО 00 ►— ю О СЛ
CD OO СО
Ю 00 О
Рабочий объем
одного цилиндра Vt.
в см3
6,3
,25
"КЭ "н- О5 СО СЛ '
Степень сжатия е
оРо ю S а Р - Р
"о ^ О5 о аз о ^ о ^
3,2
2,8
У3 Г- оо
tO 00 4^
Средняя скорость
поршня Ст в м/сек
СЛ О5
to О
- СО СЛ _ _
30,
4^ tO
j
to ел
О СЛ
CO ^
8
Максимальная мощ
Число оборотов пр
максимальной мощ
ности п в об/мин
н
Я
п
■<! СО tO СЛ 4^
О О •— — 00
00 00 "СП "СЛ
СЛ Ю
со
СО СО
"ОО С*Э
сл н-
р> оо
"О СО '
Литровая мощность
-7~ В Л. С/Л

ео9
СО
оз
chsenberg
СЛ
Девя
тицил
S
я
)э
43
овый
W
го
CD
W
о
OV
43
W
Я
Е
. 1
00
CD
°*
сл
со
о
о
о
СЛ
о
1
Авиационн
Е
s=
coco
05 05
chsenberg
chsenberg
coco
<<
ОО Ю
но
« S cj
>
pin
со
рехци
щими
цилин
:е
43 g
О ^
го g
43
W
1
■§*
05
СО
Я
Е
ю ко
Оо О
СЛ Ю
О5О>
ЮО5
-^ 00
00 ОО
СЛ
ОО
СЛ
2
СЛ
о
ОО
СО
о
СО
Для легков
автомоби/
5 о
3
3 S
о л
43 Я
О сг
S
я
ровы
о
проти
§
-Э1Г
О0
СО
1
1
1
1
Авиационн
Е
>Ocd
ier-Heylan
OSS
nin
Си
Уз со
я н
о Е
рехци
цилин
и g нен
То
со
адеж
я
^ £я
43 S
о я
ГО Ъд
Е 43
Re О
го
Е
43
22
ДНЫЙ
— — ю
Ф* 00 —
— СО О
ОСО СО
СЛ Ю 00
ОО «— -vj
к-СГ>^
00 4^
СООО 1
СГ> 00 1
ND СЛ
4385
4163
о о
о — |
о ^
О"- N0 '
— — о
4^ Ю СО
СГ- СО О5
DdCO
ЦИ
Одно
Шест
линдрс
цилин
ицили
Я >4 и
bt 43 s
4^ о
го Е
Е sc
S*
рядн
Е
NO KD
СЛ 00
ОО 00
•— о
■<! СГ)
О5СО
1
1
1 I
I 1
о —
00 СЛ
ОО СЛ
н л 5 S
я
Значе
1 вин
<
5 о
3
1 1
и-
iumph В
iumph BI
сл Ол
О
жа
Одно
Одно
с
S
гг
•п
п
ГС
S
г
ЩИМИ
ЦИЛИН
43 В
О g
го g
43
s
ДВО
Sc
я
Е
•
1
Мотоциклет
я
Е
S«
1
ros
Четы
рехци
и
S
я
ровы
s«
о
проти
ш
о
-91Г
О5
СЛ
1
Лодочньп
го
istol Fr. I
р
id
оо
со ^-^
ГО N0
звезды)
тицили
я
Уз
43
инао
о
о
н
овый
267
00
^J
00
1
1
1
1
1
1
О
ОО
00
Для грузов
автомоби/
N3 О
о
I
га
istol Таш
Четь
рнадц
05
н
S
с
илин
Дров
Е
Se
О
to
го
1
•
я
05
нЗ
CD. rt
со
из
istol Pers
eus
X
CD
I
CO
05
1
1
1
I
1
I
1
•
•r
1
hhio:
illys-Over
-istol Pers
and
eus
"я
00
Вось
Девя
ны
мицил
тицил
й
s s
я я
}а ^
инао
инао
43
НЫЙ
вездоо
OV
43
аз-
1
00
ю
►— сл
О 00
С75
сл
О5 1
СП
о
^J
о
1
illys-Over
land
СЛ
Шест
s
с
я
43
О
ВЫЙ
рядн
Е
сл
ю
00
1
1
1
1
1
Для легков
автомобил
То же
Авиационн
Е
О
я
05
аду во
3
Изготовите
двиг
за
ХЗ
Си
Н
S
я
УКЦИ1
I ДВИ
-3
Минимальный
ный расход
плива g в г/л
удель-
то-
"•"• Г
Максимальный
литровый крутящий
Md
момент в
VH
Максимальное
кгм/л
сред-
нее эффективное
давление рте в кг/см2
Впуск Qg
в см2град/л
Выпуск ($д
в см2град/л
Впуск Zg
в см2град/л
Выпуск Zj^
в см2град/л
Коэффициент
пользования
дра с-102
Назначени
*3
a: s
я ^
п> О Зз
(Т> О Ь?
ahtr
s к к
дел
мя-с
«> Z
о о
s
л>
ис-
Д.ИЛИН-
43
I
1

втулок по оси цилиндра удается получить площадь проходного сечения
распределения, которая в предельном случае может быть равна площади поршня.
Недостаток этой конструкции заключается в том, что она применима
только в звездообразных двигателях. Кроме того, при осуществлении направ-
см2
18
\
5 8
^ 6
% *
I 2
^0
J
/
1
J
i
/
/
i—
/
/
/
/—
Впуск
\
\
\
л
\
\
у
/
/
/
/
1
y—
J
/
/
/
-f-
Выпуск
\
\
\
\
\
V
\
\
\
240
180
Н.мтг
120
60
60
120
180 Г
Угол поворота системы
Фиг. 43. Изменение проходных сечений по углу поворота системы
(двигатель SV5, 9 цилиндров в форме звезды с рабочим объемом 3,62 л, е = 7; мсщ-
ность 240 л. с. при 6000 об/мин; QA = 6140 см2 град/л; QE = 5940 см2 град/л).
ляющих для медленно вращающейся звезды требуются специальные
конструктивные мероприятия.
В табл. 4 дан обзор рассмотренных двигателей с золотниковым
газораспределением и указаны их основные параметры.

XI. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
С ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ
ВВЕДЕНИЕ
Через стенки цилиндров двигателя внутреннего сгорания должно быть
отведено до 30% тепла, которое выделяется топливом при сгорании. Эти
тепловые потери поглощаются системой охлаждения, причем в качестве
охлаждающей среды может использоваться или непосредственно воздух,
или такой промежуточный теплоноситель, как вода или другая какая-нибудь
жидкость. Система охлаждения двигателя, независимо от того, является
ли она воздушной или жидкостной, для обеспечения необходимого
теплового режима должна обладать достаточно развитой поверхностью
теплопередачи.
Непосредственное воздушное охлаждение автомобильных двигателей
является естественным и поэтому наиболее целесообразным видом
охлаждения. В то же время, жидкостное охлаждение, осуществляемое с помощью
такого промежуточного теплоносителя, как вода, является вынужденным
решением. В начале развития двигателестроения это решение считалось
единственным, обеспечивающим работоспособность двигателя за счет
достаточно быстрого и надежного отвода тепла от нагретых его деталей.
Первые двигатели внутреннего сгорания, построенные Даймлером и
Дизелем, имели воздушное охлаждение. Однако вскоре были вынуждены перейти
на водяное охлаждение, так как непосредственная теплопередача от камеры
сгорания к охлаждающему воздуху не была обеспечена сочетанием
необходимой теплопроводности и термостойкости материала деталей.
Бесспорным также является то, что необыкновенный успех в развитии
современных мощных двигателей достигнут именно благодаря водяному
охлаждению. Только в последнее время, после создания
высококачественных алюминиевых сплавов, а также на основании проведения научных
исследований и практического опыта появилась возможность широкого
применения двигателей с воздушным охлаждением. Теперь воздушное
охлаждение применяется во всех без исключения мотоциклетных и микролитражных
(до 0.5 л) двигателях. В авиационных двигателях с их высокими удельными
мощностями этот вид охлаждения получил преимущественное
распространение. Это объясняется тем, что для эффективного охлаждения авиационных
двигателей всегда имеются достаточно большие массы воздуха сравнительно
низких температур. Подобные благоприятные предпосылки не могут иметь
места в автомобильных двигателях. Тем не менее достигнутый прогресс в
технике воздушного охлаждения двигателей позволил сделать некоторые шаги
к их применению и в автомобилестроении. Количество выпущенных за год
карбюраторных двигателей и дизелей воздушного охлаждения непрерывно
растет. В автомобильной промышленности доля двигателей с воздушным
охлаждением составляет около 30%.
Для владельцев автомобилей преимущества применения двигателей с
воздушным охлаждением по сравнению с двигателями с водяным охлаждением
вполне очевидны. Статистика утверждает, что в двигателях с водяным охлаж-
505

дением 20% всех неисправностей приходится именно на систему охлаждения.
Причинами возникновения этих неисправностей может быть недостаток воды
вследствие выкипания или испарения ее запасов, образование трещин в блоке
цилиндров и вспучивания пластин радиаторов при замерзании воды, течь
радиаторов, шлангов или патрубков, отложение накипи или засорение
проходных сечений, а также гидравлические удары и местные дефекты при
проникновении воды в цилиндры или в полость картера двигателя. Все эти
неисправности с переходом от жидкостного охлаждения к воздушному
устраняются.
Система воздушного охлаждения не требует ухода и является не
чувствительной ко всяким внешним температурным воздействиям.
Нетребовательность к температурному режиму, нечувствительность к морозу и высоким
наружным температурам устраняют необходимость в
контрольно-измерительной регулировочной аппаратуре, которая неизбежна при водяном
охлаждении. Нет необходимости в принятии специальных мер для поддержания
охлаждения в постоянной готовности и обеспечения ее надежности и
исправности. Также отпадают все меры борьбы с холодом и коррозией, становятся
излишними отеплительные капоты, термометры, отапливаемые гаражи,
подогреватели и тому подобное.
Преимущества двигателей воздушного охлаждения особенно выявляются
при использовании их в странах с очень холодным или очень жарким
климатом, в высокогорных районах или безводных степях и в пустынных местностях.
С дальнейшим развитием техники мнение большинства специалистов-
двигателистов все больше склоняется в пользу применения воздушного
охлаждения. И при воздушном и при водяном охлаждении отводимое тепло
в конечном счете передается воздуху, однако количество потребного для
обдува воздуха при воздушном охлаждении составляет только около 60%
от количества воздуха, нужного для обдува водяного радиатора. Это
происходит от того, что теплоотдача в окружающую среду от ребер охлаждаемых
воздухом цилиндров происходит примерно вдвое интенсивнее, чем от
поверхности цилиндров двигателей с водяным охлаждением. Правда, для обдува
цилиндров двигателей воздушного охлаждения необходима большая скорость
воздушного потока.
В двигателях с воздушным охлаждением нет больших количеств воды,
которая должна быть прогрета в системе охлаждения перед троганием с места,
поэтому она прогревается значительно быстрее. Сравнивая, например, в этом
отношении двигатель, снабженный термостатом для регулировки водяного
охлаждения, с двигателем с воздушным охлаждением, особенно в том случае,
если берутся полностью остывшие двигатели, наблюдаем значительно более
быстрый прогрев двигателя с воздушным охлаждением. Кроме того, у
двигателей воздушного охлаждения вследствие более высоких рабочих температур
при полных и частичных нагрузках расходы топлива ниже, чем при водяном
охлаждении. Это особенно важно при переменных режимах движения или
езде по горным дорогам.
Другим следствием благоприятного теплового режима является
увеличение срока службы картерного масла при одновременном уменьшении износа
цилиндров; необходимо отметить, что в условиях применения современных
дизельных топлив с высоким содержанием серы высокие температуры в
двигателе являются единственным средством, способным предотвратить
преждевременное старение масла и коррозионный износ трущихся деталей. В
отношении карбюраторных двигателей также установлено, что по тем же причинам
повышение температуры в двигателе приводит к уменьшению отложений
в камере сгорания, которые часто вызывают заметное падение мощности уже
после 100 час. работы двигателя.
Опытом эксплуатации установлено, что благодаря этим обстоятельствам
срок службы цилиндров двигателей воздушного охлаждения в результате
только благоприятного режима смазки по крайней мере вдвое больше, чем
двигателей с водяным охлаждением (фиг. 1). При таких неблагоприятных
506

0,1 0,2мм
8.мж\
0,1 0,2мм
условиях работы, как, например, езда с частыми остановками, низкие
температуры окружающего воздуха и высокий процент содержания серы в топливе,
износ'цилиндров двигателей с водяным охлаждением во много раз больше,
чем у двигателей с воздушным охлаждением.
Для технологов и конструкторов на первый план выдвигаются вопросы
простоты конструкции и технологичности. Двигатель с воздушным
охлаждением на 30—50% легче, чем двигатель с водяным охлаждением равной
мощности (включая радиатор). Следует
заметить, что эта разница
сказывается и на условиях производства
двигателей.
Учитывая различие в весе, не
следует забывать и о том, что
установочные размеры двигателя с воздушным
охлаждением значительно меньше
хотя бы потому, что отпадает
надобность в радиаторе. Воздушное
охлаждение незаменимо там, где имеются
затруднения с размещением
двигателя на автомобиле, особенно в
случае заднего расположения двигателя.
Сюда же следует отнести еще одну
специфическую особенность
двигателей с воздушным охлаждением,
а именно: каждый цилиндр такого
двигателя может крепиться отдельно
и иметь съемную головку. Это
обеспечивает общее сокращение времени на
ремонтные работы, хорошую
доступность для разборки (например, при
Фиг. 1. Износ цилиндров двигателей водяного
и воздушного охлаждения после 1000 час.
работы:
а — двигатель с водяным охлаждением (р =
душным охлаждением (ре = 5,5
= 7,7 м/сек); 1 —смазка без присадки;
ка с присадкой.
кг/см'г\ ст —
2—смаз-
растачивании цилиндров).
Недостатком двигателей
воздушного охлаждения является шумность
их работы, что служит препятствием
к их применению на легковых машинах высокого класса. Причиной
повышенной шумности является отсутствие звукопоглощающей водяной
рубашки вокруг цилиндров, а также изменение зазора в клапанах, вызванное
разностью в расширении материалов при нагреве. Эта разность увеличивается
вследствие применения головок цилиндров, изготовленных из легких
сплавов, обладающих высоким коэффициентом линейного расширения.
Источником шума является также вентилятор охлаждения. Для устранения шума
вентилятора требуется специальный подбор его параметров.
Шумность двигателей с воздушным охлаждением может быть уменьшена
рядом конструктивных мер. Как правило, такими мерами является установка
специальных звукоизолирующих прокладок, которые одновременно являются
и теплоизолирующими. Хороший эффект дает применение гидравлических
толкателей клапанов, подбор специальных материалов для штанг толкателей
и выбор рациональной формы цилиндра.
основы конструирования цилиндров
Выбор рабочего объема цилиндров
Следует решить вопрос, при каком числе цилиндров можно обеспечить
нужный рабочий объем двигателя. При этом необходимо обратить особое
внимание на выбор типа охлаждения. При теоретическом сравнении
цилиндров одинаковой конструкции, но различного объема вне зависимости от типа
•охлаждения имеют место известные законы подобия. Сравнивая рабочие про-
507

цессы, протекающие в цилиндрах с одинаковыми геометрическими размерами
при равных числах оборотов, наблюдаем так называемое динамическое
подобие, т. е. подобие, относящееся к равенству возникающих сил. Если для
получения подобия скоростей газов, а следовательно, и коэффициентов
наполнения, принять за основу равные скорости поршня, то необходимые числа обо-
ротов двигателей с различными размерами цилиндров, так же как и
получаемые литровые мощности, будут обратно пропорциональны диаметрам
цилиндров. Снимаемая с данного рабочего объема цилиндров мощность при
увеличении числа цилиндров возрастает в основном обратно пропорциональна
линейным размерам цилиндров. Это возрастание мощности происходит без.
ухудшения термических соотношений, так как сохраняется постоянная
зависимость между рабочим объемом и количеством тепла, поглощаемым и
передаваемым стенками цилиндров.
Однако практически все-таки существуют отклонения от этого правила»
Они вызываются нарушениями температурного режима, возникающими
не столько вследствие процесса сгорания, наличия детонации и других
особенностей рабочего цикла двигателя, сколько вследствие свойств принятого*
типа охлаждения.
Различными экспериментами были установлены соотношения между
тепловыми и мощностными нагрузками, с одной стороны, и эффективностью1
охлаждения — с другой, в цилиндрах различного объема. Работы были
произведены на двух геометрически подобных сериях одноцилиндровых
карбюраторных двигателей с водяным и воздушным охлаждением с рабочим
объемом 0,18—2,82 л. Во время испытаний определялась зависимость получаемой
максимальной мощности от степени сжатия, угла опережения зажигания,
момента начала открытия впускного клапана (последнее достигалось
перестановкой впускного кулачка), так что продолжительность открытия впускного»
клапана оставалась неизменной. Анализировалась также зависимость
максимального давления в цилиндре при постоянных степени сжатия и среднем
эффективном давлении, а также при изменении степени сжатия и скорости
нарастания давления. Данные, полученные при этих исследованиях, дают
многочисленные сведения из области теплопередачи, что особенно важно
при конструировании двигателей с воздушным охлаждением. Уменьшение
коэффициента наполнения в пределах 3% за счет увеличения подогрева
смеси в двигателях воздушного охлаждения не вызывает, в отличие от
двигателей с водяным охлаждением, снижения максимальной мощности,
механического к. п. д. и удельного расхода топлива.
Значительные различия наблюдаются однако в разности температур
стенок цилиндров двигателя и охлаждающей среды. Особое значение при
воздушном охлаждении приобретает отвод тепла от наиболее термически
напряженных деталей, как, например, выпускные клапаны и свечи. Тем не менее
температура поршня двигателя воздушного охлаждения лишь на 50—60° С выше,,
чем в двигателях водяного охлаждения равной мощности; при этом
температура особенно важной зоны поршневых колец выше на 30—35° С, а температура
центра днища поршня выше Есегона 5—10° С. Стенки охлаждаемых воздухом]
цилиндров вследствие большей собственной температуры отводят от поршня
относительно меньшее количество тепла. Опытами установлено, что при
применении топлива с одной и той же теплотворностью стенки цилиндров
двигателей воздушного охлаждения при полной нагрузке отдавали в окружающую
среду тепла на 3—4% меньше. Все эти относительно большие различия
выявились в результате проведенных исследований.
Рабочая температура в значительной степени обусловливает величину
развиваемой мощности и расход топлива. Она также является существенным
фактором, влияющим на коррозию. Еще в 1923 г. было известно, что
температурные границы водяного охлаждения могут быть расширены путем
применения охлаждения испарением. Двигатели с воздушным охлаждением имеют
более высокие, чем двигатели с водяным охлаждением, рабочие температуры,
которые ограничиваются эксплуатационной надежностью, величинами коэф-
508

фициента наполнения и степени сжатия; поэтому в них достигается наиболее
благоприятное использование потенциальной энергиии топлива, особенно
при работе на частичных нагрузках, т. е. на наиболее распространенных для
автомобильного двигателя режимах. Большая величина верхнего
температурного предела сказывается также на появлении перегрева при максимальной
мощности.
Для получения сравнимых результатов были созданы двигатели,
обладающие недостаточной теплоотдачей через поверхность охлаждения; для
заметного улучшения теплоотдачи в двигателе с водяным охлаждением пришлось
уменьшить рабочий объем; в двигателе с воздушным охлаждением этого
не понадобилось делать. Это объясняется тем, что малым поверхностям
внутренних стенок соответствуют пропорционально уменьшенные поверхности
охлаждения, которые при малых цилиндрах невелики, так как необходимая
для обеспечения требуемой мощности поверхность теплоотдачи увеличивается
при уменьшении диаметра цилиндра.
При конструировании двигателя воздушного охлаждения одной из
важных проблем является выбор требуемых величин и расположения
поверхностей охлаждения при минимальном расходе воздуха.
В отношении распределения температур цилиндры двигателей воздушного
охлаждения неоднородны даже при полном тождестве их конструкции. Зоны
максимальных и минимальных температур в них имеют свою величину и
расположение в зависимости от размеров цилиндров. В одном и том же цилиндре
возможны сдвиги температур во время работы, даже когда нагрузка и число
оборотов дзигателя остаются постоянными. Причины этих местных сдвигов
температур не всегда ясны. В дальнейшем будет показано, что уменьшение
размеров цилиндра всегда сопровождается некоторым снижением
максимальных температур. Это относится и к средним температурам рабочего процесса,
так как при малых размерах цилиндра за счет большей быстроходности
и более короткого пути пламени понижается склонность двигателя к
детонации и появляется возможность повышения степени сжатия, а вследствие
более интенсивного сгорания — возможность работы с более высокими
коэффициентами избытка воздуха. Минимальные температуры в то же время
значительно поднимаются. Благодаря этому при малом рабочем объеме рабочие
температуры выравниваются и зоны промежуточных температур смещаются
в сторону общего повышения теплового состояния двигателя. Несмотря
на большую среднюю температуру, при малых размерах цилиндра за счет
пониженной температуры камеры сгорания и температуры вспышки,
обусловливается более благоприятное термическое состояние двигателя, чем при
цилиндрах с большим объемом.
Распределение тепла внутри цилиндра
Тепловой баланс
Тепловая энергия топлива QB расходуется на создание полезной работы
работы Qo, на нагрев охлаждающей среды QK, на нагрев смазки и на
излучение QR; часть тепловой энергии теряется с отработавшими газами QA.
Диаграмма распределения потерь тепла (диаграмма теплового баланса)
для двигателя внутреннего сгорания с водяным охлаждением (фиг. 2)
справедлива как для карбюраторного двигателя, так и для дизеля. По уточненным
данным эти величины находятся в следующих пределах.
Часовое количество тепла, отводимое при сгорании рабочей смеси в
охлаждающую среду, составляет
Qk = <fbeN0Hu ккал/час,
где ср — искомый коэффициент выделяемого топливом тепла;
Ье — удельный расход применяемого топлива в кг/л. с. ч.;
No — эффективная мощность в л. с.\
Ни — низшая теплотворность топлива в ккал!кг.
509

Для рассматриваемых данных примем следующие величины: для
карбюраторных двигателей QK ^ 1OOOjVo при ср = 0,33; Ъе = 0,3 кг/л. с. ч.\ Ни =
= 10 000 ккал/кг; для дизелей QK ^ 650 No при <р = 0,32; Ье = 0,2 кг!л. с. ч.\
Ни = 10 000 ккал/кг.
Коэффициент ср при дальнейшем принципиальном рассмотрении
принимается не зависящим от способа охлаждения, что подтверждается опытом.
Знергия
топлива
Работа,пе-
редаваемая
поршнем
Полезная
работа на
коленчатом
балу
/33(32)%-*-
7(7)%-
2,5%
Фиг. 2. Тепловой баланс двигателя внутреннего сгорания (цифры без скобок относятся;
к карбюраторному двигателю, а в скобках — к дизелю):
А — тепло газов, идущее на подогрев рабочей смеси; В — тепло, получаемое рабочей смесью от стенок
цилиндров; С — тепло, отдаваемое отработавшими газами охлаждающей воде; D — тепло, возникающее
от работы сил трения и отводимое охлаждающей водой; Е — тепло, излучаемое выпускными
трубопроводами; F — тепло, излучаемое стенками водяной рубашки и трубопроводами системы охлаждения;
G — тепло, излучаемое не омываемыми водой частями двигателя (например, картером двигателя); I —
энергия отработавших газов при выходе из цилиндра; // — энергия газов, выбрасываемых в атмосферу;
/// — тепло, отдаваемое через стенки цилиндров; IV — тепло, отдаваемое охлаждающей воде; V —
тепло, возникающее от трения в двигателе; VI — излучаемое тепло; VII — расход энергии на привод
вентилятора и генератора.
На фиг. 3 изображена зависимость между числом оборотов и тепловым
балансом при полной нагрузке (по ранним американским исследованиям).
Это исследование освещает вопросы распределения тепла во всех фазах
рабочего режима для восьмицилиндрового карбюраторного двигателя
Chrysler с водяным охлаждением. Этими же данными можно руководствоваться
при исследовании и карбюраторного двигателя воздушного охлаждения
с такой же общей и удельной мощностью. Для подтверждения этого
предположения в табл. 1 приведены основные конструктивные и мощностные данные
для испытанных конструкций верхнеклапанного и нижнеклапанного
автомобильных карбюраторных двигателей с воздушным охлаждением.
Удельная мощность, степень сжатия, так же как и развиваемая мощность, или
среднее эффективное давление всех трех двигателей свидетельствуют об их
примерном равенстве в отношении совершенства конструкции.
Из фиг. 3 следует:
1. Количество тепла, отводимого с отработавшими газами и охлаждающей
средой, которое соответствует величинам QA и QK, сильно зависит от числа
оборотов. С увеличением числа оборотов это количество возрастает.
Индикаторная мощность, соответствующая части тепла QR + Qo,
остается приблизительно постоянной.
2. Наибольшее количество тепла выделяется из цилиндра в систему
охлаждения во время рабочего хода. При дальнейшем увеличении числа
оборотов на этом участке хода поршня - выделяется 2/3 общего количества
отводимого тепла. Доля выделяющегося тепла QB в этом тепловом балансе
при данном числе оборотов соответственно уменьшается с 21% приблизи-
510

Фиг. 3. Распределение тепла
в автомобильном двигателе
с водяным охлаждением при
полной нагрузке в зависимости
от числа оборотов (от скорости
поршня):
Gg — тепло, получившееся в
результате сгорания топлива;
/— тепло, отводимое охлаждающей
водой (/ — при такте сжатия; II —
при вспышке; /// — при такте
расширения; IV — при такте выпуска;
V — выпускные каналы); 2 — тепло
выпускных газов, уносимое в
атмосферу и передаваемое в
охлаждающую воду от выпускных каналов;
3 — тепло, идущее на излучение и
нагрев смазки; 4 — тепло,
превращаемое в эффективную работу.
1000 1500 2000 2500 3000 П об/мим
. -
/
..—
г
\
,
1—-.
——».
6)
/
if
л*
,
~ -.
1200 1600 2000 п off/мин
в)
Фиг. 4. Температура цилиндра и головки двигателя Kjupp M-30£ при полной
нагрузке:
а — изменение температуры при полной нагрузке (п = 2500 об/мин); б — температура
головки цилиндра; в — температура стенок цилиндра; / — измерение в точке d;
2 — измерение в точке е; 3 — измерение в точке z; 4 — измерение в точке а; 5 —
измерение в точке с, 6—измерение в точке Ь; 7—температура стенки около свечи зажигания.
511

s
О)
a
воз;
s
о;
§
OQ
О
>5
тел
cd
s
X.
[ЛЬН
5=
JTO
cd
X
X
с
OQ
а
s.
x
X
X
£Q
О
X
о
о
£
X
и>
е=!
оа
cd
н
<J
о
с
о
OS ш
"ЫЭЭ/ИГ Я vY,rri ~" — •?
ХеШ
KHradou qxDodoMD KKHifedo
я о У Р
:0// ndu хнэхмсш yHiTiKxXd^
гжэ/гх я
°O'006 = 0U/cf !°yvHdu 9ИНЭ1Г
-HBiz1 эоняихмзффе 33H'c'3d3
хнэком gntriKxAdM Hiq^odxHi/
vnb/'О 'v я
°jV 'Bd'E'HHIfHn OJOH
-fo э квюшинэ •qxDOHhiow
V/'O 'V Я
—— qxooHtnow KBHodxHT/*
w и
о аг иг!тт ®w яотпг1поо run и p.
•^ т я
°^ qxooHtaow квняихнэффе .
з вихвжэ янэиэхэ
-Q— = z KHmdou Ad
-хэмви!/ м Btfox эинэшонхо
V Я
^д Bd'E'HHirHii ojoh'c'o мэя>9О
v я ^дз
flOdtfHHlTHYl РЧЭЧ.9О ^HhOgBd
игиг я §• KHmdou tfox
ww я (j HodVHHiTHn dxawBH'jj'
яонвив1ги эинэжои'оиэвс5
кинэ^жви-хо прмзхэиэ иих
ЯОи1ГНИ1гИ11 ЭИНЭЖ01Г0иЭВ(^[
flodtfHHn-Hti ои-эиЬ
к
гате/
S
РЗ
сх
сЗ
р
СО
см
о
см
1С.
со
8
о
см
о
см
о
о
со
СО
5,4
,31
00
ю
о
со
со
S
ю
см
00
О)
О)
я
8
к
PQ
о
к
к
00
<v
>-
о
8
СО
1937
о
с
ш
о
см
со
о
in
со
19
о
_
00
5,3
,36
ю
о"
ю
20,7
СП
00
00
<1)
о;
я
Он
PQ
о
со
lin
Г1
сз
00)
S
нгп
1931
1
см
со_
ю"
ю
о
см
16
о
ОО
о
со
ю'
,33
СО
о"
S
со
о
см
о
CD
си
о»
я
с
3
CQ
тельно до 14%. В этом
отношении характерна кривая ср,
соответствующая количеству
тепла QK, выделяемого двигателем
в систему охлаждения.
Для дизелей
теплоотдача вследствие более
высоких параметров процесса
сгорания сильно зависит от
формы камеры сгорания.
Изменение количества
выделяемого тепла при повышении
числа оборотов объясняется
влиянием на теплопередачу от
отработавших газов стенкам
цилиндра величины заряда и
качества перемешивания рабочей
смеси, а также изменением
продолжительности хода поршня.
Поэтому применяемый способ
охлаждения влияет, кроме того,
на величину теплоотдачи.
При применении воздушного
охлаждения для карбюраторных
двигателей необходимо так
рассчитать количество
охлаждающего воздуха, чтобы
температуры стенок цилиндров при
максимальной мощности и
максимальных числах оборотов
соответствовали кривой,
изображенной рядом со схемой
двигателя (фиг. 4). Также
целесообразно в каждом случае
производить проверку эффективности
системы воздушного
охлаждения и при средних числах
оборотов, которые одновременно
являются и числами оборотов
максимального крутящего
момента. При этом следует
помнить, что количество
подаваемого вентилятором
охлаждающего воздуха пропорционально
числу оборотов двигателя,
а следовательно, и вентилятора,
чего ни в коем случае нельзя
утверждать относительно
количества тепла, которое нужно
отвести от стенок цилиндров.
Представление об этом дано
на фиг. 4, на которой показано
изменение температур
отдельных точек цилиндра двигателя
с противолежащими цилиндрами
воздушного охлаждения в
зависимости от числа оборотов при
полной нагрузке. Изображенные
512

температурные кривые показывают, что наибольшие тепловые нагрузки
возникают не при максимальных числах оборотов, а именно при числах
оборотов, соответствующих максимальному крутящему моменту.
В то же время является неверным широко распространенное мнение
о том, что если вентилятор обеспечивает подачу достаточного количества
воздуха для охлаждения двигателя при работе на режиме максимального
крутящего момента, то при работе с большим числами оборотов
двигатель будет переохлаждаться. Сторонники этих взглядов основываются
на том, что при большом числе оборотов кривая мощности двигателя падает,
в то время как кривая подачи вентилятора непрерывно поднимается. Прежде
всего мощностная кривая внешней характеристики в верхней своей части
достаточно крута и прямолинейна, как это, например, бывает у дизелей
до регуляторной части характеристики. Далее, с увеличением скорости
потока охлаждающего воздуха снижается коэффициент теплопередачи
охлаждающих ребер цилиндра. Как изображено на фиг. 3, количество тепла,
которое необходимо отвести в систему охлаждения, повышается с увеличением
числа оборотов. Этим и объясняют все проведенные исследования
соответствие между эффективностью воздушного охлаждения и числом оборотов.
3. От двигателя в окружающую среду отводится общее количество тепла ф
(соответствующее QK). Часть этого количества тепла <dw (соответствующая
Qkz ) отводится в стенки цилиндра, а другая часть ср — <dw
(соответствующая QKA) передается в систему охлаждения.
Нагрузка системы охлаждения, создаваемая отработавшими газами,
очень велика. Часть тепла ср — ср^ содержит 8,5—9,5% общего количества
тепловой энергии топлива, что соответствует 24—29% всего тепла, отводимого
системой охлаждения. С повышением числа оборотов эта нагрузка слегка
повышается. Возможность устойчивого охлаждения во время такта выпуска
является проблемой, которую надо разрешить для достижения стабильного
теплового режима. Уменьшения количества тепла, которое следует отводить
от отработавших газов, можно добиться как созданием возможно более
коротких зыпускных патрубков, так и достижением большой охлаждающей
поверхности ребер на этих патрубках при возможно более интенсивном их
обдуве.
4. Как это явствует из диаграммы, количество тепла QKZ> нанесенное
ниже линии для ®w и передаваемое в систему охлаждения, приближается
по своей величине к количеству тепла, затрачиваемого на совершение
полезной работы.
5. Теплоотдача во время такта сжатия в карбюраторных двигателях
настолько незначительна, что ею можно пренебречь; таким образом,
основная масса тепла отводится в охлаждающую среду во время такта
рабочего хода и такта выпуска.
При этом заметим, что определенное количество тепла, которое содержит
остаточные газы в цилиндре, передается свежему заряду рабочей смеси.
Так как эта часть тепла в рабочем процессе не теряется, то в диаграмме
теплового баланса она в явном виде не отражена (см. фиг. 2).
В диаграмме теплового баланса недостает также тепловой энергии,
расходуемой на трение, так как это тепло расходуется не на нагрев масла,
а передается в охлаждающую среду. Поэтому часть тепловой энергии ср
(см. фиг. 3) в широком диапазоне изменения чисел оборотов изменяется
весьма заметно. В первую очередь это положение справедливо для
двигателей с масляным радиатором, охлаждаемым воздушным потоком.
Так как во время эксплуатации нагрузка автомобильного двигателя
обычно колеблется от V3 до 2/3 от максимальной, то для оценки эффективности
работы системы охлаждения важно знать баланс тепловой энергии и в этой
области нагрузок.
Согласно фиг. 5 изменение нагрузки на двигатель при постоянных числах
оборотов оказывает такое же влияние на распределение тепла, как и изменение
числа оборотов при полной нагрузке. Так, например, доля тепла, отводимого
33 Бюссиен 644 513

%
/00
80
шшш
ВО 80
Нагрузка.
/00%
в систему охлаждения при полном числе оборотов и 50% нагрузки,
достаточно точно соответствует доле тепла при полной нагрузке и половинном
числе оборотов (см. фиг. 3). Это сильно зависит от конструкции двигателя,
его мощностных -и эксплуатационных данных. Даже при наличии
одинаковых фаз газораспределения, и коэффициента
наполнения количество тепла, выделяемого
топливом в час, в обоих случаях может сильно
колебаться. Кроме того, как в том, так и в
другом случае требуется полное количество
охлаждающего воздуха. Фактически (так как часовое
количество подаваемого вентилятором воздуха
зависит от числа оборотов коленчатого вала)
в первом случае оно вдвое больше, чем во
втором. Отсюда и вытекает принципиальная
потребность осуществления регулировки
воздушного охлаждения в зависимости от степени
нагрузки двигателя.
Диграмма теплового баланса (фиг. 5)
справедлива для наиболее часто встречающейся
экономической (обеднение смеси примерно на
10°/0) регулировки карбюратора.
Примечательно, что, несмотря на полное различие
двигателей, распределение тепла при полной
нагрузке и конечные результаты,
изображенные на фиг. 3, совпали. Как уже говорилось
выше, полагают, что данные фиг. 5 получены при
максимальных числах оборотов двигателя и что
состав рабочей смеси в обоих случаях принят
одинаковым. По некоторым данным при работе
на богатых смесях тепловой баланс изменяется
в части увеличения количества тепла,
уходящего с отработавшими газами, снижения
индикаторной мощности и уменьшения количества
тепла, отводимого в систему охлаждения. В этой
связи приобретает особое значение
осуществление эффективного охлаждения выпускных каналов.
Как показывают опыты, проведенные на дизеле с вихревой камерой
н водяным охлаждением, часть полной тепловой энергии топлива ow,
отдаваемая через стенки цилиндров
(фиг. 6), вследствие сокращения
времени процесса падает при увеличении
числа оборотов. Поэтому количество
тепла, отдаваемого стенками
цилиндров, мало зависит от числа
оборотов. Уменьшение величины yw при
увеличении снимаемой мощности
показывает, что теплопередача не
зависит от увеличения нагрузки. Из фиг. 5
следует, что это обстоятельство
облегчает работу двигателей с
воздушным охлаждением при больших
нагрузках.
Существенное значение имеет
также охлаждающая среда при
переменных нагрузках. Если измерить по данным List количество тепла, которое
передают головке цилиндра отработавшие газы, проходящие через
выпускные клапаны и по выпускным каналам головки, и отнести его к количеству
содержащейся в топливе тепловой энергии Qfi, то, как показано на фиг. 7,
514
Фиг. 5. Распределение тепла
в автомобильном двигателе с
водяным охлаждением при
постоянном числе оборотов и
постоянном составе смеси в зависимости
от нагрузки:
Од — количество тепла,
получившееся в результате сгорания
топлива; / — часть тепла, отдаваемого
в систему охлаждения; // — часть
тепла, отводимого с
отработавшими газами; /// — часть тепла,
преобразующаяся в индикаторную
■мощность; сплошные линии —
желательный наивыгоднейший угол
опережения зажигания; штриховые
линии — постоянный угол
опережения зажигания, установленный
при полной нагрузке.
30
20
10
0
ч
'—
ч^
— —
10DC
1300
1600
1—2000
8 10 pi кг/см?
Фиг. б. Относительная величина теплоотдачи
в охлаждающую жидкость через стенки
цилиндров в дизеле с вихревой камерой.

получается зависимость oWA = ~~rvf- 0T числа оборотов и от нагрузки
[величина (fWA соответствует на фиг. 3 величине (ср — фиг)]-
Причиной этого является, во-первых, увеличение коэффициента
теплопередачи при повышении скорости газов и, во-вторых, рост температуры отра-
ботазших газов при увеличении нагрузки. Хотя эта температура для
дизелей и ниже, чем для карбюраторных двигателей, тем не менее и для дизелей
во избежание перегрева головок цилиндров нужно принимать меры для
лучшего отвода тепла от выпускных каналов. Большие числа оборотов
и высокое среднее эффективное давление обусловливают большие
термические нагрузки головок цилиндров в зоне расположения выпускных клапанов.
Теплопередача в начале периода
сгорания из-за высоких температур особенно
интенсивна. Для определения
коэффициента теплопередачи во время вспышки
Нуссельтом предложена формула. Однако
вот уже в течение четырех десятилетий
продолжаются попытки двигател истов
изменить ее соответственно с измененными
параметрами двигателей. Нуссельт
находит коэффициент теплопередачи путем
определения следующей зависимости:
W
10
0
1
—-;
a =
1,24 с п])ккал/м2час г рад, \
в р. кг/см*
Фиг. 7. Количество тепла,
отдаваемого стенкам выпускного тракта:
1 —п= 2400 об/мин; 2 — п =
= 2000 об'мин; 3 — п= 1000 -ь
-I- 1600 об/мин.
где р и Т — соответственно давление
в кг см2 и абсолютная
температура газов в цилиндре;
ст — средняя скорость поршня
в м/сек.
Наибольший коэффициент теплопередачи достигается как раз в тот
момент, который называют моментом вспышки, т. е. вскоре после впрыска
топлива, когда в цилиндре развивается наивысшая температура газов. Это
вызывает особенно большие тепловые нагрузки головки цилиндра и поршня,
в то время так теплоотдача от поршня к гильзе цилиндра незначительна.
По экспериментальным данным наибольшее количество тепла передается
стенкам камеры сгорания в пределах 10—50° после в. м. т. Так как период
вспышки, кроме высоких температур и давлений, характеризуется также
высокой скоростью газов, что способствует лучшему перемешиванию рабочей
смеси в двигателях с разделенными камерами сгорания, то повышенный
коэффициент теплопередачи проявляется в виде дальнейшего повышения
температуры и местных перегревов, которые во время других периодов
рабочего процесса карбюраторного двигателя не должны иметь места. Большие
скорости перемешивания рабочей смеси, большие рабочие давления, так
же как и большие, чем в карбюраторных двигателях, термические нагрузки
на головки цилиндров и поршни, и являются причиной того, что надежные
в эксплуатации дизели воздушного охлаждения для автомобилей были
созданы значительно позднее, чем карбюраторные двигатели. Уменьшения этих
термических напряжений ,удается достигнуть лишь путем тщательного
направления потоков газов в камере сгорания [формула (1) в этом случае
может применяться лишь для качественного сравнения ]. Едва ли может быть
дано общее правило, поэтому возможны только попытки отыскать
оптимальное решение.
Зависимость всего количества тепла, отдаваемого в охлаждающую среду,
от нагрузки и изменения чисел оборотов принципиально может быть для
любых (не только для карбюраторных) двигателей показана на рис. 3, где
сумма ср = cp1F + (fWA (фиг. 6 и 7) в интервале оборотов 1000—2400 в минуту
характеризует снижение этой части с 35 до 27 °о от количества тепла,
выделяемого топливом при сгорании.
33- 515

На фиг. 8 изображены результаты измерений на четырехцилиндровом
дизеле Deutz (диаметр цилиндра ПО мм, ход поршня 140 мм), полученные
при п = 2340 об/мин. На фиг. 8 показаны количества тепла, определенные
отдельно для цилиндров фв, головок цилиндров ок и масляного радиатора ф0
как составляющие относительно всего тепла, выделяемого топливом в
зависимости от среднего эффективного давления. Распределение отводимого
тепла по этим составляющим остается независимым от нагрузки, а общее
количество отводимого тепла при
повышении нагрузки повышается приблизительно
по линейному закону. Эти данные хорошо
согласуются с найденными значениями для
двигателей водяного охлаждения,
особенно если принять во внимание, что
и с воздухом отводится тепло,
составляющее в сумме 8—10% тепла, вносимого
с топливом.
Тепловые нагрузки стенок и головки
цилиндра
Для определения приблизительной
величины охлаждающей поверхности
необходимо знать тепловые нагрузки
внутренних стенок цилиндра в ккал/м2 час. В этом
случае также можно руководствоваться
данными о количестве тепла, отводимого
охлаждающим воздухом, которые
приведены в предыдущем разделе. При о преде-
Lr
-и
— ...
—— -
—"■ им
■ ■■
40
30
20
10
Фиг. 8. Распределение количества
тепла в дизеле Deutz воздушного
охлаждения.
Фиг. 9. Теплопередача при работе
без наддува к внутренним стенкам
цилиндра диаметром 160 мм:
I — головка цилиндра без теплоотдачи
в осевом направлении; // — головка
цилиндра с теплоотдачей в осевом
направлении; /// — головка цилиндра
без клапанных каналов и без
теплоотдачи в осевом направлении,
/V—головка цилиндра без клапанных каналов
с теплоотдачей в осевом направлении;
V —действительная тепловая нагрузка
цилиндра с навинчивающейся головкой;
VI — количество тепла, передаваемое
охлаждающими ребрами навинченной
головки цилиндра, VII — тепловые
нагрузки стального цилиндра.
лении тепловых нагрузок следует иметь в виду, что только внутренняя
поверхность головки цилиндра и днища порщня все время соприкасается
с горячими газами, стенки же цилиндра подвергаются воздействию газов
лишь периодически. На этом основании заключаем, что большая часть
тепла передается в момент, близкий к моменту вспышки в цилиндре.
Тепловые нагрузки на стенки цилиндра в этом случае возникают только за
счет теплопроводности и частично за счет тепла, отданного стенками порщня.
Для дизелей эта тепловая нагрузка округленно принимается равной 20%,
для карбюраторных двигателей —25%.
На фиг. 9 изображены тепловые нагрузки на внутреннюю поверхность
головки и стенок цилиндра авиационного карбюраторного двигателя.
Высокие тепловые нагрузки в этом случае приходятся на верхнюю часть
поверхности цилиндра, поэтому для обеспечения наилучшего отвода тепла
поверхность охлаждающих ребер в этом месте наиболее развита.
516

Определение часового количества тепла, отводимого через внутреннюю
поверхность головки и стенок цилиндров (причем стенки цилиндров
учитываются с их верхней частью), дает некоторые средние данные для
приблизительных расчетов оребрения головки и верхней части цилиндра. В
зависимости от конструктивных параметров (размер цилиндра, степень сжатия,
рабочий объем, скорость поршня и т. д.) и режима работы эти средние
данные лежат, как правило, между 160 000 и 240 000 ккал/м2 час или даже ниже.
В местах меньшего обдува охлаждающим воздухом, а также за счет потоков
газов могут возникнуть местные зоны тепловых нагрузок, для снижения
которых потребуется отвод количества тепла 300 000—600 000 ккал/м2 час.
Последние величины являются уже пределом, достигнутым на
высокофорсированных бензиновых авиационных двигателях и предкамерных дизелях.
В камере сгорания карбюраторного двигателя при работе на
детонационных режимах, как известно, возникают высокие местные пики давлений.
Помимо всего уже сказанного о коэффициенте теплопередачи, это вызывает
также высокие тепловые нагрузки камеры сгорания, которые приводят
к разрушению металла.
Влияние конструкции цилиндра и отношения хода поршня к диаметру
цилиндра на эффективность охлаждения
Как известно, для цилиндров одинакового объема минимальная поверх-
ность получается при отношении хода поршня к его диаметру £ = -^ ,
равном единице. Малая величина относительной поверхности цилиндра
препятствует эффективной теплоотдаче от его стенок в окружающую среду. При
применении этого геометрического правила в конструкции двигателей без
поправок оказывается, что у длинноходных двигателей проще обеспечить
необходимую охлаждающую поверхность ребер, чем у короткоходных.
Длинноходный двигатель с соответствующим небольшим диаметром
цилиндра при том же расстоянии между осями цилиндров позволяет получить
большую охлаждающую поверхность ребер между цилиндрами. Вообще
короткоходный двигатель позволяет получать меньшую среднюю скорость
поршня; тем не менее, принимая во внимание необходимость получения
достаточно развитой поверхности ребер для воздушного охлаждения и
ограниченные конструктивные возможности для уменьшения расстояния между
отдельными ребрами, следует стремиться к получению несколько больших
значений соотношения между ходом поршня и диаметром цилиндра. В
двигателях с водяным охлаждением для повышения эксплуатационной
мощности часто прибегают к увеличению диаметра цилиндра. В двигателях
воздушного охлаждения увеличивать диаметр надо осторожно, так как его
увеличение нельзя компенсировать соответственным увеличением
поверхности охлаждающих ребер.
Двигатели воздушного охлаждения изготовляются в основном с
подвесными клапанами. Исключение представляют лишь двигатели грузовых
автомобилей Phanomen и некоторых мотоциклов. В конструкциях с верхним
расположением клапанов получаются большие термические нагрузки головки
цилиндров в зоне расположения выпускного клапана, но в этом случае легче
обеспечить большую поверхность ребер охлаждения, чем на двигателе
с нижним расположением клапанов. При этом следует учесть, что
ухудшенная теплопроводность отлитых из чугуна ребер препятствует равномерному
распределению температур по окружности цилиндра. В этом случае трудно
избегнуть возникновения местных перегревов, особенно в зоне
расположения выпускного канала. Двигатели фирмы Phanomen, Granit 25, Granit 27
и Granit 30 являются наглядным примером двигателей с нижним
расположением клапанов, доказывающим, что при этой схеме литровая мощность
не превышает 20 л. с. В противоположность этому двигатель Volkswagen —
наиболее надежный карбюраторный двигатель воздушного охлаждения —
имеет подвесные клапаны, несмотря на то, что в двигателях с противолежа-
517

щими цилиндрами желательно иметь головку цилиндра, более низкую, чем
в рядных. В дизелях, в которых необходима значительно меньшая по объему
камера сгорания, возможны только конструкции с подвесными клапанами.
Теплопередача через стенки цилиндра
Теплопередачу между двумя жидкостями или газами, разделенными
гладким тонкостенным цилиндром с наружной поверхностью, которая
охлаждается потоком воздуха, протекающим в поперечном направлении при
условии равномерного распределения температур по длине и окружности, можно
определить из выражения
Qk = kFz itv — fi) ккал/час, (2)
где QK соответствует ранее определенному по фиг. 3 относительному
значению QKZ-
Коэффициент теплопередачи определяется из выражения
1
k — —: ^ г- ккал/лгчас град. (3)
Разделив выражение (2) на выражение (3)
определить зоны сопротивления теплопередаче:
а) отработавших газов с температурой tv внутренней поверхности
цилиндра с температурой tt (коэффициент теплопередачи %v в ккал/м2 час град)]
б) при передаче через стенку цилиндра (толщина Ь в м, теплопроводность
л в ккал/м2 час град, температурный перепад tt — tz)\
в) от наружной поверхности цилиндра с температурой tz охлаждающему
воздуху с температурой tt (коэффициент теплопередачи ахъ ккал/м2 час град).
Выражение (tv — /z) является полной разностью температур, которую
следует разбить на три зоны, чтобы можно было бы сохранять нормальный
тепловой поток без превышения допустимой температуры внутренних стенок
tlmax. От рассмотрения зоны а можно отказаться, потому что при
расчетах достаточно знать, какие наибольшие температуры внутренних
стенок должны быть обеспечены охлаждением. Переходное сопротивление
этой зоны вследствие большого температурного перепада (tv — tt) и сильного
завихрения горячего газа в цилиндре достаточно мало. Для <xv можно
принять значение около 2400 ккал/м2 час град.
Дальнейший температурный перепад (tt — tz) в самой стенке цилиндра
(соответствующий зоне б) и определяет собственно тепловую нагрузку,
зависящую от материала и стойкости стенки. Она определяется из выражения
f j. __ Qk ь оГ
Раздельно рассматривать теплопередачу через стенки цилиндра и головку
не имеет смысла. При определении относительного коэффициента тепловых
. Qk
нагрузок можно с достаточной точностью для имеющихся значении -~-
предположить для упрощения, что стенки цилиндра бесконечно тонки.
В значение QKA следует, кроме того, включить часть тепла отработавших
газов, отведенную через системы охлаждения (что соответствует величине
QKi или значению о — ow на фиг. 3). Величина Fz должна учитывать
внутреннюю поверхность выпускных каналов. Представление о температурных
процессах, происходящих при теплопередаче через стенку, можно получить
при изучении схемы на фиг. 10.
518

При изучении вопросов выбора материала данные о порядке величин
температурных перепадов в стенках чугунного литого цилиндра и головки
из легкого сплава могут дать приводимые ниже примеры (рассматривается
поперечное сечение верхнеклапанного двигателя).
Принятые условия при рабочем объеме одного цилиндра VH —0,75 л/ци.к
степень сжатия г = 5,5:
1. Цилиндры из серого чугуна л ^ 42 ккал/м час град. Толщина стенок
3 = 0,007 м (обычная толщина стенок цилиндров, обеспечивающая
многократное растачивание).
Средняя тепловая нагрузка qH = 138 000 ккал/м2 час град.
2. Литая алюминиевая головка л ^ 133 ккал/м час град. Толщина стенок
8 — 0,015 м (обычная толщина стенок, принимаемая для того, чтобы
избежать местных перегревов в камере
сгорания).
Средняя температурная нагрузка
qH = 200 000 ккал/м2часград.
^ = 200 000-
^
= 22,5° С.
Фиг. 10. Схематическое распределение
температур при теплопередаче через стенку.
Толщины стенок 7 и 15 мм
соответствуют наиболее часто
встречающимся в автомобильных двигателях
значениям. При принятых
температурных нагрузках в практике обычно
получаются примерно такие же
величины температурных перепадов
в металле стенок.
При применении литой головки из серого чугуна, толщина стенок которой
для уменьшения веса берется 7 мм (такой же, как у цилиндра, для условия 2),
получается средний температурный перепад tc = 33° С.
Температурный перепад, получаемый в алюминиевых головках, ниже
всего на 10°, чем в чугунных, так что в этом отношении применение более
дорогостоящего алюминия не окупается. Основные преимущества головок
цилиндров из алюминия заключаются, однако, не в этом незначительном
температурном перепаде. Преимущества заключаются в лучшем распределении
тепла в поперечном направлении, в ликвидации местных температурных
напряжений, в более эффективном использовании охлаждающей
поверхности ребер для отвода тепла в окружающий воздух и в уменьшении
температурных нагрузок в самих ребрах.
Внутреннюю температуру камеры сгорания tiH при работе на тяжелом
режиме (полная нагрузка и максимальное число оборотов) принимают около
175° на стенках, перпендикулярных к-окружающему потоку воздуха, и 200°
на стенках, параллельных ему. В этом случае, для условий 1 температура
t2H наружных, не оребренных поверхностей будет находиться соответственно
в пределах 150—175° С. Температура нижней части цилиндра будет,
естественно, ниже.
Аналогично для условий 2 температура стенок высоконагруженной
головки цилиндров tic будет равна 300° С, а температура наружных стенок
tzc — около 275е С.
Теплопередача через охлаждающие ребра
Для передачи охлаждающему воздуху тепла, проходящего через стенки
цилиндров и головку, необходимо обеспечить достаточно большую
поверхность охлаждения. Таким образом удается избегнуть перегрева требующих
охлаждения поверхностей. Большое значение имеет также расположение
охлаждающих ребер. Тепло, отводимое от стенок цилиндра, распределяется
по охлаждающим ребрам в соответствии с толщиной и теплопроводностью
519

их материала, что приводит к неравномерности температур в отдельных
местах. Интенсивность теплоотдачи от охлаждающих ребер омывающему
воздуху зависит от разности их температур. Этот комплексный процесс
отдачи тепла от ребер и нагрева охлаждающего воздуха можно изучить,
рассматривая теоретический элемент охлаждающего ребра.
На наружной поверхности цилиндра имеются ребра, расстояние между
которыми х (шаг ребер). Ребра в поперечном сечении обычно имеют
трапецию или прямоугольник. В каналах между ребрами проходит охлаждающий
воздух. В дальнейшем исходим из следующих условных предположений.
1. Температура материала ребра в рассматриваемом элементе Дер (фиг. 11)
постоянна в концентрическом сечении цилиндра; это означает, что
температурный перепад имеется только в радиальном направлении (координата X
на фиг. 12). Это справедливо также и для основания охлаждающего ребра
Фиг. 11. Элемент охлаждающего ребра.
Фиг. 12. Сечение по коническому
охлаждающему ребру.
(X = 0). В этом случае данное предположение несколько вынуждено, однако
практически оно обеспечивает достаточную точность. Особенно это
справедливо для длинных и тонких ребер.
2. Температура tv скорость w и теплоемкость а охлаждающего воздуха
принимаются постоянными во всем поперечном сечении канала. Это
допущение не является строго правильным; оно более или менее справедливо лишь
для условий обдува ребер, не имеющих направляющих кожухов цилиндров
мотоциклетных и старых авиационных двигателей воздушного охлаждения.
Однако при применении направляющих кожухов, искривляющих поток
охлаждающего воздуха, скорость его вследствие гидравлических
сопротивлений сильно колеблется, так что температура в основании ребра выше,
чем у его вершины, и, таким образом, конфигурация температурного поля
сильно усложняется. Это отступление от допущения может быть
впоследствии скорректировано по опытным данным.
3. Отсутствует теплопередача в тангенциальном направлении. Это
допущение не является достаточно строгим, так как нагрев охлаждающего
воздуха при его движении по окружности вдоль ребер вызывает в ребрах
разность температур в этом направлении. Влияние этого температурного
перепада может быть впоследствии учтено при вычислении.
С этими допущениями может быть составлено дифференциальное
уравнение теплопередачи в элементе Дер ребра и от него воздуху. При этом
учитываем, что количество тепла Q, проходящего через какое-либо ггоперечное
сечение, пропорционально площади этого сечения и температурному гра-
dt
диенту —г- :
(ХХ>
где X — коэффициент теплопроводности материала ребра;
t — температура ребра в точке х.
В точке х через элементарную поверхность 2dx (rg + х) Дер (условие 2f
по которому ребро имеет две поверхности) отдается количество тепла dQ?
пропорциональное как величине этой элементарной поверхности, так и раз-
520

ности температур t — tl между ребрами и охлаждающим воздухом в этой
точке:
dQ = K-2dx(rg + x)^(t — tt),
где а — коэффициент теплопередачи.
Отсюда следует дифференциальное уравнение:
dy ' rg-\- x\ dx Xy 7
где
$ = t — tl.
Начальными условиями этого уравнения устанавливается, что: 1) через
начальное поперечное сечение ребра при х = О должно проходить все
количество тепла Qo, отдаваемого ребром, и 2) это же количество тепла,
проходящее вдоль поверхности ребра, целиком передается охлаждающему воз-
духу.
В общем виде уравнение (4) неразрешимо; однако для случая
прямоугольного ребра, когда у = s = const, возможно решение уравнения (4)
в упрощенном виде:
dx2 ' rg + х dx Xs ч ;
Для температуры основания ребра tg находим
o d?g) Hi? (*Pg + iH) - ^(o} V?g) h V?g + iW (6)
= t _t = Qo^o d?g) H? (*Pg +
g l VbylsiJi (l?g) Я<;> (i?g + i?h) - H^ (i?g) Ul
где
Qo — количество тепла, приходящегося на элемент ребра,
ограниченный центральным углом;
/0, Jl9 Я<д>, Н^ — бесселевы и ханкелевы функции первого рода при данных
исходных величинах первого порядка.
Если кривизна ребра равна нулю или исчезающе мала, то для ребра
с прямыми сторонами (прямоугольного или трапециевидного сечения) могут
быть найдены решения этого уравнения.
Находим решение (фиг. 12):
- Цг21 VTsiH^2i VTg ~J02i VTgH[^2iVZ
— ij&VzsH^hi VTg + иг21 VTgH^hiVTs '
где / — длина рассматриваемой части ребра;
Qo — количество тепла, приходящегося на эту часть ребра;
___2а
Z8 ~ аЧ Sgy
_ 2а
521

Особенно упрощается решение для случая ребра с параллельными
гранями; поэтому ребро с прямоугольным поперечным сечением кладется в основу
рассуждений. Решение выражается в гиперболических функциях:
К такой форме приводит решение уравнения (4), если во втором члене
этого уравнения х и у заменить средними значениями. При расчете
энергоемкости наилучшей высоты ребра будем исходить из этой формы, а в
остальном станем придерживаться уравнения (6).
Уравнение (7) устанавливает влияние на теплопередачу угла наклона
боковых граней ребра.
Для определения охлаждающей способности оребренного цилиндра
можно ввести понятие е. Оно указывает на количество тепла, проходящего
через основание ребра в месте перехода его в цилиндр (радиус г ), а также
на разность bg между температурой цилиндра t в этом месте и температурой
охлаждающего воздуха. Величина е имеет такую же размерность, как
и коэффициент теплоотдачи а, и позволяет непосредственно сравнивать
цилиндры двигателей с водяным и воздушным охлаждением.
Для проектирования оребрения целесообразно применять фактор
теплопередачи ф, предложенный Лохнером. Он является отношением фактически
выделяемого тепла к тому количеству тепла, которое выделил бы цилиндр,
если бы ребра в данном месте имели температуру основания ребра ta.
На основании этого запишем:
где F — суммарная поверхность оребрения рассматриваемой части
цилиндра, через которую выделяется количество тепла Q. Для того чтобы
теплопередача осуществлялась в направлении от основания ребра к его вершине,
нужно, чтобы в этом направлении был определенный температурный
перепад. Средняя температура ребра при этом должна быть меньше, чем t .
а значение ф— всегда меньше единицы. Преобразуя выражения (6), (7),
{8) и (9), получаем
?1
j?h) - HP (i9g) U, (i?g + i?h)
i?)
1
- U& VtsHP (2» Vzg) + Ut (2c Vzg)H\'H2cVzs)
X - «Vx2i VTS iH^2i VT4 - Jo (21 VTg) HP (2/ VTS) ' { }
Ф = -~ thPft. (12)
Выражение (10) справедливо для ребер с параллельными сторонами
{прямоугольные ребра) и цилиндрической поверхностью основания,
выражение (11) —• для ребер со сходящимися сторонами (треугольные или
трапециевидные ребра) и гладким основанием и выражение (12) — для
прямоугольных ребер с гладким основанием.
522

Ребра с треугольным поперечным сечением для цилиндров и головок
цилиндров практически не применяются, так как в процессе литья не
получаются острия ребер и такого рода цилиндры ненадежны в эксплуатации.
Как правило, применяют литые ребра трапециевидного поперечного сечения
с плоскими гранями, имеющими уклон 1—3°. Применяются также ребра,
имеющие у основания прямоугольное, а к вершине треугольное или
трапециевидное сечение с обработанной рабочей поверхностью.
В этом случае рекомендуется на 3/4 длины ребра иметь прямоугольное
сечение, а на остальной части — треугольное. Такая форма обеспечивает
но данным проведенных исследований хороший отвод тепла и возможность
0,8
0,6
0,2
1 —
■л
1,6'
0
i
0,2 ОЛ 0t6 ав 1,0 1.2 /.* Кб /J
Фиг. 13. Поправочный коэффициент теплопередачи.
удобной обработки поверхностей ребер. Уравнение (11) может применяться
в большинстве случаев, кроме рассмотренных.
Исследуя выражение для <[>, устанавливаем, что в уравнении (12) только
сомножитель
является переменным, а в уравнении (10), кроме того, еще переменно и
отношение радиуса вершины ребра к радиусу его основания g^— . Это дает
простой способ изображения для ф. Если учесть, что для г -£ со уравнение
(10) переходит в уравнение (12), то ф для обеих формул может быть
изображено на одной диаграмме, как это сделано на фиг. 13. По оси абсцисс
отложена безразмерная относительная высота ребра h. Легко видеть, что при
прочих равных условиях с увеличением высоты ребра величина ф убывает.
Увеличение высоты ребра сверх определенных пределов становится уже
нерациональным; более того, ниже будет показано, что при определенных
условиях это увеличение может оказаться вредным, подобно тому, как
увеличение высоты h ведет к увеличению коэффициента теплопередачи а;
уменьшение толщины s ребра равноценно уменьшению коэффициента
теплопроводности X материала ребра. Все мероприятия, направленные к уменьшению
теплопередачи в ребрах или их изучения, имеют своим следствием повышение
температурного градиента по оси ребра и уменьшение значения ф.
Оказывается также, что наблюдающееся увеличение а, например, при повышении
скорости потока, объясняется частичным уменьшением 6. Кривизна ребер,
которая обозначается величиной -s^— , приводит, как это легко видеть,
к уменьшению величины ^ при тех же самых значениях /г, ос ... и т. д. Если
продолжить абсциссу с фактором 1/ —•
. -f h
получается удовлетворительное
523

совпадение кривых различных параметров. Тот же результат можно
получить продолжением абсциссы до фактора
(l -1-0,35In!л
Для точных расчетов, как, например, при определении коэффициента-
теплопередачи, надо принимать во внимание влияние теплопередачи между
ребрами. При конструировании двигателей размеры ребер обычно
обусловливаются величиной температуры цилиндра t :
Q = aFgug + aFr$gq> = a (Fg + <bFr) &gT, (13>
где Fg ■—поверхность цилиндра, находящаяся между двумя ребрами;
Fr — суммарная поверхность одного ребра.
Из формулы (13) выводится новый фактор теплопередачи:
<|/ = У , (14)
в котором учтено влияние на теплопередачу ширины промежутков между
ребрами. В общем случае отношение —/- находится в пределах 3—8%.
г г
Чтобы температурный градиент по радиусу ребра мог быть определен
фактором теплопередачи, следует его рассчитывать исходя из этого
температурного перепада. Попытки измерения самым простым и точным способом
температур ts на вершине ребра показывают, что фактически с удовлетворительной
точностью на основе известных величин $а и Фу= ts— tx можно составить
суждение о величине ср.
Для прямых, прямоугольных ребер температура вершины ребра
определяется по формуле
А =А _L_ (15)
и для сегментарных прямоугольных ребер
А Л> (i?s) #Р (Ips) + iH{of) (ips) Uу
g Jo (i?g) ЯР (;Ps) + /Я<'> (i?g) iJ^s)
Уравнение (16) можно упростить с достаточной точностью:
при ?4=
В области применяемых в двигателестроении форм ребер формула (18)
дает достаточно точные значения для:
а = 0,68 при ^^— = 1,0 (прямые ребра)
а — 0,75 при ^^ = 2,0.
rg
Промежуточные значения можно получать интерполированием.
С помощью выражения (18) можно без знания коэффициентов
теплопередачи и теплопроводности определить фактор теплопередачи ф, использование
524

каждого отдельного ребра и даже его части. Для этого достаточно измерить
температуру поверхности отдельных частей ребра.
В зависимости от требований, которые предъявляются к оребрению,
допускаются различные соотношения, подбираемые из условий наиболее
благоприятного режима. Разработана конструкция ребер, имеющих
незначительный вес и экономичных в изготовлении. Ребра этой конструкции
заканчиваются острием, которое не может быть изготовлено, и поэтому
они не нашли применения. В автомобильных двигателях, для которых вес
оребрения не имеет решающего значения, отказываются от строгого
соблюдения идеальной в этом отношении конфигурации ребер.
Необходимую для теплообмена величину оребрения основной
поверхности можно рассчитать так же, как и величину лобовой поверхности и
охлаждающего объема при определенной мощности. Однако это не является
вопросом первоочередной важности для двигателей внутреннего сгорания.
Основной задачей является решение проблемы охлаждающего воздуха, так как
мощность, расходуемая двигателем на охлаждение, является чистой
потерей. При проектировании двигателей воздушного охлаждения следует
обращать особое внимание на то, чтобы обеспечить достаточный охлаждающий
эффект с минимальными потерями мощности на привод вентилятора
охлаждения. Особенно это относится к двигателям с высокой средней скоростью
поршня и средним эффективным давлением, так как для них характерна
большая напряженность системы охлаждения. При проектировании двигателя
необходимо точно определять, какую мощность целесообразно затратить
на охлаждение без существенного снижения эффективной мощности. Этим
в значительной степени определяется и эффективный к. п. д. двигателя.
В общей сложности на охлаждение расходуется до 10% мощности двигателя.
Как будет позднее показано, толщина s ребра и расстояние между ними т
определяются условиями производства. Улучшение охлаждения, как это
часто бывает, осуществляют за счет не только увеличения расстояния между
цилиндрами, но в основном увеличения высоты ребер Л, причем, как это
показано на фиг. 13, в связи с уменьшением фактора теплопередачи '!> в
принятых значениях эффективность использования ребра падает.
Для прямого ребра прямоугольного сечения очень просто показать, что
при постоянном коэффициенте теплопроводности а для р-ебра с бесконечно
большой высотой охлаждающий эффект имеет предел. Количество тепла Qo,
выделяющееся через определенную поверхность Fo оребренной части
цилиндра, зависит от температуры основания ребра $а и коэффициента охлаждения
е следующим образом:
где s — коэффициент охлаждающего эффекта оребрения.
Преобразуя выражение (19) для прямоугольного ребра (длиной /,
высотой Л, толщиной s, с расстоянием между ребрами т и выделяющего
количество тепла Qo с поверхности Fo = li) и применяя формулу (8), получаем
8 = _^th Рл. (20)
При увеличивающихся значениях высоты ребра h растет также
величина рЛ, и поэтому величина tg ph для © имеет ограничение:
(21)
Для того чтобы сохранить постоянной мощность, расходуемую на
охлаждение при увеличении высоты ребра, следует уменьшить скорость потока
воздуха, что влечет за собой уменьшение коэффициента теплопередачи.
Вследствие этого коэффициент охлаждения г для больших значений рЛ
опять падает. Он имеет максимум, положение которого вполне определенно.
525

Положим, что потери давления охлаждающего воздуха при проходе
его между цилиндрами пропорциональны квадрату скорости воздуха и
коэффициент теплопередачи зависит от мощности (при коэффициенте 0,78).Тогда
после подсчетов получаем соотношение для определения положения
максимума:
6,5; (22)
2Рл
отсюда высота ребра при максимальном коэффициенте охлаждения
(23>
На фиг. 14 в произвольном масштабе изображено изменение величины г
в зависимости от рЛ.
Для определения максимума эти кривые применимы для любых тепловых
нагрузок, температур, мощностей охлаждающих потоков только прямых
ребер. Для криволинейных ребер дается
г -4- h
значение для smax при -s-}—=2 вместо
о*
<>h = 1,55. Это позволяет в обоих
случаях ограничиться одним значением
фактора теплопередачи ф* = 0,5.
При этом учитывается, что
охлаждающий воздух в межреберных каналах
нагревается тем сильнее, чем меньше его
секундный расход и чем ниже
эффективная высота ребер. Учесть этот эффект
можно введением специальной
величины f>ft, характеризующей
эффективную высоту ребра.Приэтом фактор
теплопередачи '!> = 0,45. Это следует делать
не всегда, а только при приближенных
значениях тепловых нагрузок.
Протекание кривой, характеризующей значение s вблизи максимума
(фиг. 14), очень пологое, и наибольшие значения s в значительной степени
(на 90—95"о) зависят от достигнутой высоты ребер, их материала и
конструктивных объемов. В этом отношении ребра с ^ < 0,7 применять
экономически нецелесообразно. При этом соответствующая удельная высота ребер:
^=1 (24)
/
/
——.—.
——-
2,0
3,0
Фиг. 14. Изменение коэффициента
охлаждения г при постоянной мощности
вентилятора.
=1 для Г-*±Л =
(25>
Эти выражения следует рассматривать как приближенные и пользоваться
их результатами можно только как средними данными. При проектировании
цилиндров и головок цилиндров двигателей с воздушным охлаждением в тех
местах, где происходит концентрированное выделение тепла, следует делать
наиболее высокие ребра так, чтобы они соответствовали уравнению (23).
Другие, менее напряженные в отношении теплового режима места можно
охлаждать не столь интенсивно.
В авиационных и мотоциклетных двигателях малой мощности цилиндры
свободно обдуваются потоком встречного воздуха; поэтому можно часть
цилиндра или весь цилиндр освободить от направляющего кожуха, который
направляет воздух в пространство между ребрами. Двигатели большой
мощности охлаждаются исключительно направленным воздушным потоком.
Естественно, что такое направленное использование воздушного потока
olio

является лучшим, поэтому в цилиндрах с большими тепловыми нагрузками
ему уделяется большое внимание. Очевидно, что мощность, расходуемая
на подачу охлаждающего воздуха, при известных обстоятельствах имеет
решающее значение.
При течении жидкости или газа по трубе, которой можно уподобить
пространство между двумя ребрами, картина потока зависит от вязкости
протекающего вещества, размеров трубы и скорости потока. При небольших
размерах, малых скоростях и высоких кинематических вязкостях наблюдается
так называемый ламинарный поток, при котором отдельные струи потока
протекают по каналу приблизительно параллельными путями. При больших
размерах, значительных скоростях и меньших вязкостях имеем турбулентное
движение, при котором отдельные струи потока интенсивно перемещаются
и в поперечном направлении. Уже при сопоставлении обоих типов движений
видно, что теплопередача в пограничном слое от стенки к текущей среде
осуществляется при турбулентном потоке легче, чем при ламинарном. Это
объясняется тем, что при турбулентном потоке постоянно происходит
перемешивание частиц в поперечном направлении, при котором нагретые частицы
перемещаются от стенок к середине потока, в то время как при ламинарном
потоке передача в направлении, перпендикулярном к потоку, осуществляется
исключительно за счет теплопроводности.
Для определения, какой из двух типов потоков имеет место в данном
случае, служит так называемое число Рейнольдса Re = — . В том случае, если
рассматривается протекание по трубам, под w подразумевается средняя
скорость потока, под d — внутренний диаметр трубы, под v —
кинематическая вязкость протекающего вещества. При исследовании потока в длинных
трубах на основании опытных данных полагают, что по своему характеру
поток ламинарен при Re, меньшем чем 3000, а при больших значениях—
поток турбулентен. Это критическое число Рейнольдса в некоторой степени
зависит от условий, которые имел поток перед исследуемой зоной, а именно:
были ли струи потока спокойными или уже завихренными, и от формы входа
в трубу. При рассмотрении цилиндра двигателя воздушного охлаждения
недостаточно исследование одного канала между ребрами для того, чтобы
охарактеризовать поток. Непременно следует учитывать так называемые
условия входа. Текущая среда вследствие вязкости прилипает к стенкам
и имеет в этом слое скорость, равную нулю. На протяжении более или менее
тонкого слоя, имеющего толщину 5, скорость потока от стенки трубы
к ее центру возрастает примерно по линейному закону (фиг. 15). Эту зону
переходных скоростей называют пограничной областью. В ней и происходят
процессы передачи тепла от стенок потока.
Вообразим плоскость, стоящую вдоль потока охлаждающей среды, и
расположим ее у входа в трубу так, чтобы расстояние между пластинкой и
стенкой трубы было равно нулю. На фиг. 16 видно, что пограничная область
имеет параболическую форму. Толщина пограничной области
= з V4- <26>
где w — скорость в ненарушенном потоке;
v — кинематическая вязкость;
/ — расстояние от начала трубы.
Произведенными вычислениями и практическими измерениями
подтверждено, что для потоков маловязких сред (например, воздуха) толщина
пограничного слоя крайне мала. Аналогично ранее сказанному о характере
потоков в трубах, уже на самом незначительном расстоянии от входа в трубу
пограничный слой становится по своему характеру ламинарным. При
дальнейшем продвижении потока вдоль плоскости пограничная зона становится
527

толще и переходит в турбулентный поток. Для места перехода справедливо
•следующее соотношение:
л = ?£■ = 300 000,
(27)*
где /л —- расстояние в рассматриваемой плоскости от входа в трубу до места
перехода в пограничной области ламинарного потока в турбулентный.
Изобразим толщину*пограничного слоя 8 в качестве продольной составляющей
•числа Рейнольдса:
Re5 = J£
Полученное значение Re§ связано с Rex зависимостью
Re0 = 3 W
(28)
Численному значению Re^ в формуле (27) соответствует Reg = 1650.
Число 300 000 в выражении (27) было получено опытным путем для
спокойного плоского потока. В том случае, если поток
в рассматриваемой плоскости в силу имевших
место каких-либо возмущений уже турбулентен,
то переход может наступить при значениях Re,
меньших чем 300 000, причем этот переход про-
Фиг. 15. Эпюра скоростей
в пограничной области.
Фиг. 16. Характер потока в пограничной области:
/ — ламинарный поток; // — турбулентный поток.
изойдет тем раньше, чем больше турбулентность потока. Соответственно
этому уменьшается число 1650 в уравнении (28). Это можно пояснить на
практических примерах.
При прохождении воздуха вдоль плоскости охлаждающего ребра
со скоростью 40 л*/шс при температуре воздуха 60°С (кинематическая вязкость
воздуха при этой температуре v = 0,2 см/сек), пограничный слой в
исследуемой плоскости имеет длину ламинарной части потока 1Х = 15 см при
толщине ьх= 0.082 см. Если воздушный поток по своему характеру был
турбулентен, то критическое число Рейнольдса будет равно 150 000, длина
1Х = 7,5 см и Ьх = 0,058 см. На этом примере видно, какую турбулентность
потока вызывает уменьшение длины и толщины ламинарной части
пограничной области.
Рассмотрим плоский канал из двух параллельно поставленных
пластинок. Расстояние между пластинками и длину канала выберем таким образом,
чтобы пограничная область распространялась на всю поверхность обеих
пластинок. Если к моменту взаимного перемешивания обеих пограничных
слоев они еще не перешли в турбулентное состояние, то в дальнейшем на всем
своем протяжении поток остается ламинарным. Предположим, что после
* При особо тщательной постановке опыта в лабораторных условиях удавалось
достигнуть значения Re = 3 000 000, хотя такие числа для практического применения значения
не имеют.
528

Фиг. 17. Схема размещения
сегментных охлаждающих ребер
в шахматном порядке.
ккал/м^часград
точки перехода оба пограничных слоя уже перемешались, и в дальнейшем
своем протяжении поток турбулентен. Это нужно для того, чтобы сохранить
в дальнейшем возможность эффективного теплоотвода от охлаждающих
ребер. Так как оребрение должно обеспечить максимальный теплоотвод,
что обусловливается турбулентным характером воздушного потока, то
расстояние между ребрами должно быть столь велико, чтобы перемешивание
пограничных слоев не произошло до момента перехода.
Приведенный выше числовой пример дает для полного перемешивания
потока (как это обычно имеет место в двигателях, охлаждаемых только
потоком встречного воздуха) минимальное
расстояние между ребрами порядка 1,65 мм. Если
скорость воздуха поднять с 40 до 60 м/сек, то
можно, согласно выражению (28), уменьшить
минимально допустимые расстояния между
ребрами до 1,1 мм для ламинарного потока и
до 1,2 мм для потока, который имеет
турбулентный характер еще до входа в пространство
между ребрами. Для современных авиационных двигателей воздушного
охлаждения значения этих чисел хорошо совпадают с уже выполненными
конструкциями оребрения.
Тщательное изучение характера протекания потока в пограничной
области является средством для дальнейшего улучшения теплоотдачи от ребер.
Как уже упоминалось, ламинарные течения в пограничном слое
значительно ухудшают процесс теплопередачи от
ребер окружающему воздуху. Особенно
благоприятные условия имеются поэтому у
вершин ребер и в непосредственной близости от
рих, так как в этих местах ламинарный
пограничный слой еще очень тонок. Однако не
всегда оребрение представляет собой систему
закрытых каналов. Часто применяется,
например, конструкция оребрения в виде
отдельных сегментов. Пройдя по каналам
между одним рядом сегментов ребер, поток
охлаждающего воздуха попадает в другой
ряд ребер, несколько сдвинутый относительно
первого (фиг. 17), где возникают новые
пограничные слои. Такое расположение ребер
не дает слишком увеличиваться толщине
пограничного слоя. Кроме того, оно
способствует лучшему перемешиванию
охлаждающего воздушного потока в поперечном
направлении. Шахматное размещение ребер
способствует также получению более
благоприятного коэффициента теплопередачи.
Исследование материалов различной
теплопроводности для ребер (фиг. 18, кривые
/ — /77) при обычной конструкции ребер,
так же как и при прерывистых ребрах (кривая IV), доказывает
преимущества последнего размещения. При одинаковом напоре охлаждающего
воздуха получается тот же охлаждающий эффект при половинном
количестве воздуха. Коэффициент охлаждения достигается такой же, как и при
обычных ребрах из того же материала. В последнее время в связи с
распространением метода центробежного литья производство оребренных
цилиндров также значительно упростилось. Для некоторых тракторных
двигателей воздушного охлаждения применяются цилиндры с шахматным
расположением отдельных сегментов ребер. Их недостатком является сложность
изготовления и быстрая засоряемость при езде по тяжелым дорогам.
34 Бюссиен 644 529
/600
800
/'<
/л
/У
/
<?
-.—■
/
~——
/
/
и
ш
л
О 200 Ш QL кг/час
Фиг. 18. Зависимость коэффициента
охлаждения от количества
охлаждающего воздуха G[ при перепаде
давления ^p = 200 мм вод. ст.:
/ — цилиндр со стальными ребрами;
Л — цилиндр с алюминиевыми ребрами,
/// — цилиндр с медными ребрами;
/V — цилиндр с прерывистыми
медными ребрами.

Можно добиться повышения эффективности охлаждения и, следовательно,
снижения температуры цилиндра, если направлять поток охлаждающего
воздуха под углом 30—40° к плоскости ребер. По данным исследований этот
эффект возможен только тогда, когда высота ребер не более чем в 3—4 раза
превосходит расстояние между ними. Для узко поставленных высоких ребер
в этом случае улучшения охлаждения не достигается.
Для определения коэффициента теплопередачи были проведены
эксперименты на трубах. По законам теории подобия эти данные пересчитаны также
и для других случаев.
Формула Нуссельта
= 0,0362 (А
0,786
была преобразована в виде
где Re =
Nu =
w- d
a-d
w-d
Nu = 0,024 [1 + (-^-) J Re0'786 Pr0-45,
— число Рейнольдса;
— число Нуссельта;
(29)
(30)
Ре = — число Песлета;
Рг = — число Прандтля;
а — коэффициент теплопередачи в ккал/м2 сек град;
d — внутренний диаметр трубы в м;
L — длина трубы в м;
w — скорость воздуха в м/сек;
v — кинематическая вязкость воздуха в м2/сек;
а = температурный коэффициент воздуха в м2/сек;
7 — удельный вес воздуха в кг/м3;
ср — удельная теплоемкость воздуха в ккал/кг град;
TJ = ЛИ — динамическая вязкость воздуха в кг сек/м2;
X — коэффициент теплопроводности воздуха в ккал/м. сек град.
Обратимся к численному примеру (табл. 2). В таблице даны важнейшие
константы воздуха при различных температурах. Вычислив выражение (30)
и переводя размерность для а в практическую систему единиц, получаем:
Г 2 1
хо.«с
а = 86,4
(g-v
,0,336
(JL
0,214
12 I
1 + (4) -^21— ккал/м2 час град.
Параметры воздуха при давлении 1 am (10 000 кг/м2)
(31)
Таблица 2 -
t
в °С
20
40
60
80
100
т
в кг/м3
1,17
1,09
1,025
0,97
0,916
СР
в ккал/кг град
0,240
0,240
0,240
0,2405
0,241
в кг
1,85
1,95
2,04
2,13
2,22
сек/м2
• ю-6
• ю-6
• ю-6
. ю-6
• ю-6
в м2/сек
15,5-Ю-6
17,6-Ю-6
19,6-Ю-6
21,6-Ю-6
23,8-Ю-6
X
в ккал/м2сек град
6,14-10-6
6,47-10-6
6,81-Ю-6
7,12-10-6
7,42-Ю-6
а
в м2/сек
21,93-Ю-6
24 70-Ю-6
27,63-Ю-6
30,55-Ю-6
33,6 -Ю-6
К
2ЧП
2,452
2,484
2,509
2Г536
530

В этой формуле все физические данные выражены в виде фактора К.
Выражение в квадратных скобках характеризует размеры пограничной области;
при уменьшении относительной длины трубы оно растет. В этом опять
проявляется преимущество коротких ребер. Объединение величин w и Т
в последнем выражении показывает, что важна не только скорость потока,
но и так называемое секундное количество движения w-f. Это становится
ясным при рассмотрении механизма конвекции.
Для криволинейных труб можно преобразовать коэффициент
теплопередачи прямых труб ag с помощью выражения
^ = 1 + 3,54 4 (32)
в новый коэффициент akr. При этом через D обозначается средний диаметр
кривизны трубы.
Для применения этих формул при расчете каналов оребрения цилиндров
двигателей необходимо произвести приведение к гидравлически
эквивалентным диаметрам. Два различных сечения считаются гидравлически
подобными, когда их гидравлические радиусы R = -ц- (где F — площадь,
U — смачиваемый объем рассматриваемых сечений) равны между собой.
Если одно из сечений криволинейно, то оно будет эквивалентно при диаметре
кривизны d = -jj-. Эти значения и надо подставлять в формулы для
теплопередачи. .
Допущение о тождественности формул для коэффициента теплопередачи
справедливо в целом для всех поперечных сечений с одинаковой скоростью
воздушного потока. Только на этих допущениях и можно основываться при
исследовании прохождения воздушного потока сквозь узкие, сильно
искривленные каналы, имеющие на входе и выходе еще дополнительные
сопротивления. Однако эти измененные формулы должны корректироваться опытными
данными.
При первом таком опыте цилиндры с охлаждающими ребрами
треугольной формы нагревались электрическим током; при этом толщина, высота
и расстояние между ребрами изменялись. Зная количество тепла,
температуру, которую имело оребрение цилиндра, можно определить зависимость-
коэффициента охлаждения от количества воздуха, которым охлаждался
цилиндр. Сравнение измеренных значений коэффициента охлаждения с
теоретически вычисленными по формуле (29) дало хорошее совпадение
результатов. Некоторые отклонения объясняются особенностями принятого
треугольного профиля ребер. Каналы между ребрами при этом также имели
треугольное сечение, что вызывало сильные искажения эпюры скоростей потока.
Подобные же опыты были проведены для строго прямоугольных и
трапециевидных ребер. При этом, помимо размеров ребер и температур нагрева,
по которым определялись данные для формулы (10), изменялся также и
материал цилиндра. Результаты дали хорошее совпадение с формулой (31).
Найденные значения были на 3—8% выше, чем подсчитанные по формуле (31),
но ниже значений, подсчитанных по формуле (32). Поднять значение а
до величины, соответствующей формуле (32), можно было увеличением
секундного расхода воздуха. Однако при этом потребовалось бы уменьшить
суммарную площадь поперечных сечений ребер. Наблюдавшееся небольшое
повышение а против значений, полученных по формуле (31), объяснялось
остаточными явлениями искривления потока воздуха. Опыты дали
повышенное значение [0,025 вместо 0,024 по формуле (31)]. Из-за такой
незначительной разницы не стоит отказываться от формулы Нуссельта или менять
ее первоначальный вид. Опыты показали, что в каждом отдельном случае
с помощью этой формулы и выражения (10) можно достаточно точно
рассчитать температуру основания ребра.
34* 531

Математическое определение температуры цилиндра основывается на
знании температуры охлаждающего воздуха. Поэтому определение разности
температур между стенкой и охлаждающей средой является важнейшим
фактором для понимания процесса теплопередачи.
Воздух, соприкасаясь с горячими поверхностями ребер, нагревается сам
и имеет при выходе температуру, примерно на 80° большую, нежели при
входе. Очевидно, что при этом температура стенок цилиндра со стороны
входа ниже, чем со стороны выхода охлаждающего воздуха. Определим
некоторые математические зависимости на простом примере.
Через промежуток между ребрами (фиг. 19) проходит поток охлаждающего
воздуха G кг/сек, который должен отвести от поверхностей ребер, с которыми
он соприкасается, некоторое количество тепла Q ккал/сек. Площадь
промежутка между ребрами имеет на всей длине величину f ж2. Потери давления
при прохождении потока
кгм
(33)
Фиг. 19. Распределение температур в
промежутке между ребрами.
где 7л и wa '— удельные веса
и,скорость воздуха при
входе;
С — опытный коэффициент.
Нагрев воздуха
д'| = '|л-^=-Дг (34)
и скорость воздуха wE во входном сечении больше, чем в выходном wA,
я имеет среднее значение
При этом получим, так как потери давления Др малы сравнительно
с давлением на входе рг ,
и при
W& = Wr
G =
TiE-G-cp
я постоянной газа R для воздуха
РЕ
PE
Соответствующие температуры будут
Т, = Т,
г Ре
fcpwE -£-
(35
(36)
(37)
При изменении скорости потока воздуха и его нагреве, казалось бы,
должен также меняться и коэффициент теплопередачи согласно формуле (31);
но так как при этом меняется в обратной пропорции и удельный вес Т, то
произведение до-Т неизменно, и поэтому величина а остается постоянной.
Зависимость параметра К от температуры незначительна, поэтому его
значение для средних температур охлаждающего воздуха берется из табл. 2.
Для того чтобы охлаждающий воздух получил некоторое количество
тепла Q, проходя мимо нагретых ребер (температура его при этом подни-
532

мется с tl£ при входе до tlA при выходе), должно постоянно соблюдаться
условие:
Напомним при этом, что коэффициент теплопередачи а и фактор
теплопередачи <J> условились считать постоянными. В действительности имеет место
теплопередача от продуктов сгорания охлаждающему воздуху при немного
поднимающейся температуре. В связи с этим уменьшается температура tg
и разность между температурами цилиндра и охлаждающего воздуха.
Опытами при различных температурах для карбюраторных двигателей и дизелей
приблизительно определено:
*еА-*еЕ = (°>8^ °>85) hA-tiE-
Эта зависимость принимается во внимание, когда при цилиндрах с
направляющими кожухами и постоянным проходным сечением имеются высокие
температуры.
Расход мощности на привод вентилятора, подающего воздух для
охлаждения цилиндров двигателя, имеет первоочередное значение. Следует
стремиться применять вентиляторы с высоким к. п. д. При этом потери на входе
и выходе могут быть сведены к минимуму. Мощность, расходуемую на привод
вентилятора охлаждения, следует стремиться использовать наиболее
эффективно. Поэтому нужно обоснованно подойти к решению таких вопросов,
как выбор большей или меньшей величины поперечного сечения потока,
использование большого количества воздуха с малым давлением или
меньшего количества воздуха, но с большим перепадом давления в каналах.
При различных пробных подсчетах и проектировании лучше стремиться брать
наиболее благоприятную среднюю температуру стенок цилиндра при
наименьшем температурном перепаде.
В последующих расчетах мощность, необходимая для получения
воздушного потока в канале между ребрами с площадью поперечного сечения /ж2,
берется без учета потерь на входе и выходе и вентиляционных потерь Nl
кгм/сек. Через Q ккал/сек обозначим тепло, которое получено данным
количеством G кг/сек воздуха. Остальные обозначения те же, что и раньше.
Зависимость потери давления от большей скорости wA следующая:
ДР = С^Тл. (38)
где С > 1 вследствие влияния трения.
Удельный расход мощности на охлаждение [с учетом выражения (35) ]:
Ni = -~ ^Р = С/ у1 -^; (39)
из формулы (36) следует
1
wa , Ре'
fwACp-%-
после некоторых преобразований получаем
1 с«в
4
5= F
ср #
РЕ
533

При этом величины Nx и Q отнесены к единице площади поперечного
сечения канала. Все остальные величины, за исключением wE, являются
известными физическими параметрами. Определение заключенной в скобки
величины следует лучше всего производить графически (фиг. 20):
Из выражения Y = ~г'т~в^ можно определить — и затем wE.
Из формулы (36) следует выражение для определения скорости потока
на выходе
wA = wE + B; (41)
вес воздуха G = wE fTE, коэффициент теплопередачи а, как функция
от (we1e)> a также перепад давления Др по формуле (33) и приращение тем-
У пературы охлаждающего воздуха
?|—t—, , , ,
10000
5000
2000
1000
500
200
100
50
20
10
\
\
\
\
\
ч
По оси абсцисс на фиг. 20 отложены
значения для ~, 1 (отношение нагрева
охлаждающего воздуха к абсолютной
температуре при входе).
Проделаем преобразование:
[ }
0,1
0,2
о,з А
Фиг. 20. Вспомогательная кривая для
+ )
\В
wE
так, чтобы было видно, что значение Y
при увеличении поперечного сечения
потока / растет и при этом Д/ (согласно
фиг. 20) становится меньше.
Следовательно, увеличение поперечного сечения
каналов сопровождается также увеличением расхода воздуха. Нагрев
воздуха при этом падает. Переход крутой кривой в пологую показывает,
что это средство для снижения нагрева и, следовательно, разности
температур цилиндра в области больших Д tl значительно эффективнее, чем
малых.
Практическое применение этого положения заключается в получении
дополнительного потока охлаждающего воздуха, как это показано на фиг. 36.
Подача некоторого количества охлаждающего воздуха по параллельному
направляющему кожуху соответствует увеличению поперечного сечения
канала и, следовательно, снижению величины Д tt.
Формы и размеры охлаждающих ребер двигателей с воздушным
охлаждением ограничены условиями их производства. При изготовлении стремятся
на данной площади наружной поверхности цилиндра и головки разместить
возможно большую охлаждающую поверхность ребер. Литые ребра,
например, нельзя сделать слишком тонкими, потому что нужно обеспечить
возможность хорошего заполнения формы металлом. Особенно это относится к
вершинам ребер. По этой причине ребра с треугольным поперечным сечением,
несмотря на некоторые преимущества в теплопередаче и состоянии потока,
должны быть исключены. Размеры промежутков между ребрами зависят
от прочности материала, из которого изготовляются литейные стержни,
а также от способа литья — в кокиль или в землю. В обоих случаях
минимальное расстояние между ребрами строго ограничено. При литье из легких
сплавов удается достигнуть расстояния между ребрами 5 мм, в то время
как при литье чугуна получение расстояния менее 6 мм связано с большими
трудностями и значительным браком.
634

ж)
Чтобы обеспечить возможность вынимания отливки из формы, боковым
сторонам ребер сообщают незначительный (1—3°) уклон. Во избежание
концентрации напряжений переход от стенки ребра к стенке цилиндра
тщательно закругляют. На фиг. 21, а и б показаны два примера литых ребер.
Когда требуется обеспечить большую охлаждающую поверхность ребер,
чем это может быть достигнуто при литье, то прибегают к механической
обработке ребер. В большинстве случаев механическая обработка ведется на
токарном станке. Боковые поверхности ребер целесообразно делать
параллельными, а уменьшение толщины к вершине (фиг. 21, в и г) получать за счет
ступенчатого обтачивания.
Это уменьшение толщины zznzzzzzzzziZy'y
нужно для того, чтобы режу- шм>,//С^Щу<
щий инструмент при обра- \ш^^г^щ>>,
ботке не заклинивало. Здесь ~у//
также нужно соблюдать ра- а'
диусы закруглений у основа- .
ния ребра. izzz:
Головка цилиндра с ее g)
сложными формами при ме-
ханической обработке полу- -
чается настолько дорогой,
что для автомобильных дви- "'
гателей этот метод не
применяется. В авиации же такие
конструкции находят
применение. Высокая мощность, _ .„„„„„,
характерная для авиацион- и>,>,,>>>>>>,;/>,>/^
ных двигателей воздушного ^„„„^^.^
охлаждения, явилась одним
из обстоятельств,
заставивших изготовлять ребра
цилиндров и головок при
помощи механической обработки.
Благодаря этому удается
получить большую поверхность
охлаждения и минимальные
зазоры между ребрами. Заливка, напрессовка и припайка алюминиевых
или медных ребер позволяют сократить расстояние между ребрами до 2 мм
(фиг. 21, д — ж).
Материалы, применяемые для изготовления ребер, должны обладать
хорошей теплопроводностью. Благодаря этому свойству устраняется
опасность перегревов отдельных мест цилиндров и головок, а сами ребра
принимают активное участие в процессе теплопередачи.
Медь и серебро, как материалы с наибольшей теплопроводностью, в силу
своей высокой стоимости и большего веса применения в двигателестроении
не имеют. Наиболее часто употребляется алюминий и его сплавы, обладающие
хорошей теплопроводностью. В зависимости от содержания легирующих
элементов, коэффициент теплопроводности алюминиевых сплавов
колеблется в пределах ПО—135'ккал/м град час. При литье отдают предпочтение
силуминовым сплавам, особенно эвтектическим. Эти сплавы имеют высокие
литейные качества и хорошо заполняют форму.
Цилиндры автомобильных двигателей делают обычно из серого чугуна.
Нижнюю часть оребрения часто делают из того же материала, что при
невысоких термических нагрузках вполне допустимо. Для высоких тонких ребер
серый чугун не пригоден из-за своей низкой теплопроводности. Для этой цели
лучше применять фосфористый чугун. Следует напомнить, что высокое
содержание фосфора приводит к хрупкости отливки.
з) "/
Фиг. 21. Различные формы охлаждающих ребер:
а и б — литые ребра; виг — ребра, полученные путем
механической обработки из общей с цилиндром заготовки;
д — припаянные ребра из листовой стали; е — ребра из
листовой стали, залитые металлом цилиндра; ж — заваль-
цованные ребра из листовой стали; з и и —ребра, отлитые
из легкого сплава и напрессованные на стальную гильзу
цилиндра.
535

Падение давления в межреберных каналах
Скорость охлаждающего воздуха при входе в каналы между ребрами
увеличивается до wE, причем статическое давление снижается:
где w0 — скорость воздуха в сужении кожуха перед началом оребрения.
Во время прохождения воздуха по каналам вследствие его нагрева от
температуры Tl£ до Тг скорость еще увеличится до wA, необходимое для этого
давление
должно быть создано вентилятором. Кроме того, вентилятор должен
обеспечить давление Дрг, расходуемое на трение воздуха о стенки ребер и на потери
от завихрений. В конце своего пути воздух имеет скорость wA. При
геометрически простом выполнении оребрения цилиндров часть скорости wAi
соответствующая кинематической высоте давления, может быть вновь
использована. Однако это требует тщательного выполнения поверхности ребер и их
заострения, а также придания кожухам на выходе формы диффузоров. Эти
требования в большинстве случаев в достаточной степени не соблюдаются
и поэтому повторное использование напора обычно не осуществляется.
Прибавив к потерям напора на охлаждение цилиндра напор, необходимый
для ускорения воздуха до скорости w0, получаем общую потерю давления:
Др = 27^ + ДРг. (44)
Для шероховатых труб с круглым поперечным сечением
^РГ = К-^-^, (45)
где I и d — длина и диаметр трубы;
\г — коэффициент относительной шероховатости.
Величина Хг при этом зависит от числа Рейнольдса и от относительной
шероховатости трубы. При турбулентном движении берут значение Хг
с запасом 0,25. При этом коэффициент относительной шероховатости Хг
не отличается от числа Рейнольдса; при дальнейшем его возрастании
значение Хг постоянно и при этом тем больше, чем больше шероховатость трубы.
Подобные же явления наблюдаются при прохождении потока через каналы
между ребрами. Данные различных авторов в количественном отношении
сильно разнятся друг от друга, что указывает на различные условия
проведения опытов. Поэтому при выборе параметров из таблиц следует
критически оценивать условия проведения экспериментов. Во всяком случае всегда
следует учитывать потери на трение воздуха о стенки каналов.
Расчет можно упростить, если в формуле (45) потери давления Дрг
заменить скоростью потока при выходе и с помощью выражения (44) представить
затем в виде:
-^. (46>
где 1т — длина средней струи потока в межреберном канале;
d = —-, — гидравлический эквивалентный диаметр поперечного сечения
канала.
Для расчетов важно установить целесообразность применения фактора С,
так как этот фактор определяет также величину трения потока в трубах
и потери на завихривание.

Значение С увеличивается с увеличением скорости. Соответственна
этому зависимость между Др и wA может быть выражена формулой типа
tip -=cwkA>
(47)
причем, очевидно, k < 2. Это соответствует результатам опытов различных
экспериментаторов. По некоторым данным k изменяется в пределах от 1,4
до 2. При этом меньшие значения соответствуют низким скоростям, а
большие — высоким. В первом случае имеется еще значительная часть
признаков ламинарного потока, особенно в зоне разгона (при спокойном
ламинарном потоке без затрат на его разгон k — 1).
Если k = 2, то элементы завихрений вследствие высоких значений Re
значительны также и в пограничном слое, становящемся уже настолько*
■—~ -.
■——. i
О 10 20 30 40 SO 60уМ/сеи
Фиг 22. Коэффициент сопротивления С для
охлаждающих ребер высотой h = 20 мм
(толщина ребра s = 2 мм):
а — расстояние между ребрами.
\
^<
в.
8
а=2мм
Ч
Й
-—-—.
"—■—
■—-—.
0 10 20- 30 40 SO
Фиг. 23. Коэффициент сопротивления С для
охлаждающих ребер высотой h = 40 мм
(толщина ребра s = 2 мм):
а — расстояние между ребрами.
тонким, что шероховатость поверхности оказывает большое влияние на
трение. Поэтому полагаем Xr = const. В обоих случаях имеет место k = 2.
В области значений 1,4 < k < 2 справедливость формулы (47)
подтверждается опубликованными экспериментальными данными. По некоторым
из них, кроме изменения количества охлаждающего воздуха в диапазоне
1 : 20, менялось также и расстояние между ребрами в пределах 0,5—5,0 мм.
Показатель k достигал значения 1,93 для больших скоростей и расстояний
и снижался до 1,48 при малых скоростях и малых просветах между ребрами.
Показательно увеличение ламинарной области при малых расстояниях
и низких скоростях. Исследования были проведены на цилиндре с диаметром
основания ребер 114 мм. Ребра были с параллельными боковыми
поверхностями; высота ребер изменялась от 20 до 60 мм и расстояние между ними
варьировалось в пределах 2—8 мм.
Результаты этих исследований изображены на фиг. 22—24. Были
получены законы изменения коэффициента С для скоростей воздуха 10—60 м/сек.
При анализе кривых становится понятным сказанное выше. Причина роста
коэффициента сопротивления с увеличением высоты ребра заключается
в том, что при высоких ребрах большее количество струй потока
искривляется, а это влияет на интенсивность обдува. Ребра с треугольным
поперечным сечением промежутка между ними имеют другие закономерности,
которые найдены путем экспериментов. При известных условиях можно
получить при одинаковых расстояниях между ребрами большее сопротивление
при низких ребрах и меньшее — при высоких. Для длинных ребер коэффи-
фициент относительной шероховатости Хг = 0,03 -г- 0,04.
На фиг. 22—24 для определения коэффициента сопротивления С принято
округленно значение Хг = 0,035. Эта величина хорошо согласуется с
опытными данными. Значение Хг = 0,035 при высоких ребрах становится^
нижней, а при низких — верхней границей наблюдающихся отклонений. Это
вызвано увеличением потерь на завихрение при высоких ребрах.
5S7

Растущее с температурой сопротивление перемешиванию воздуха требует
более высокого напора при горячем цилиндре, чем при холодном. Отсюда
следует, что при высокой скорости выхода воздуха различия в значениях С
между теплым и холодным двигателем незначительны.
Определим по формуле (46) количество воздуха, которое необходимо для
создания заданного перепада давления Лр:
>
а=2м/*
s?
8
^—-
«г/сек.
(48)
О 10 20 30 40 SO 60 уМ/Сек
Фиг. 24. Коэффициент сопротивления С
для охлаждающих ребер высотой /г=60 мм
(толщина ребра s= 2 мм):
а — расстояние между ребрами.
При этом величина —.— имеет
характер уменьшительного фактора для
площади поперечного сечения/, подобно
коэффициенту истечения ср дросселя.
Для проектирования автомобильных
двигателей, в первую очередь для
дизелей с большими тепловыми нагрузками
и с малыми расстояниями между
ребрами, эмпирическим путем были
определены значения С = 2,0 -~ 2,8,
соответствующие ф — 0,7 -ч- 0,6. Для
двигателей с более широкими каналами
между ребрами i = 1,6 -ч- 2,0, что
соответствует ср = 0,8 ч- 0,7.
Приводимые цифры следует применять только для простых случаев
гладких каналов с постоянным поперечным сечением Методы получения ореб-
ренного цилиндра — заливка основной гильзы в металл ребер, напрессовка
оребрения на гильзу или крепление его к основной гильзе при помощи
болтов — обусловливают степень завихрения, а следовательно, и сопротивления.
Расчетные значения сопротивления для цилиндра проектируемого двигателя
должны проверяться на выполненной в натуральную величину модели.
Полученные данные должны согласовываться с теоретическими расчетами.
Направление потока воздуха, охлаждающего цилиндр
В небольших, термически мало нагруженных двигателях, какими
являются большинство мотоциклетных и малолитражных авиационных
двигателей, цилиндры охлаждаются встречным потоком воздуха непосредственно,
без каких-либо кожухов или других
направляющих воздушный поток приспособлений. При
этом охлаждение в основном зависит от скорости
движения машины, так как только это
обеспечивает подачу воздуха к охлаждаемым местам.
Поместим гладкий цилиндр в воздушный
поток. Натолкнувшись на переднюю стенку
цилиндра, струи потока будут обтекать его
справа и слева. В том месте, где поток
разветвляется на две половины, возьмем точку,
которая не участвует в движении потока. Назовем фиг# 25# обтекание цилиндра
ее точкой набегания. Если в потоке нет
внутреннего трения, то его струи, шедшие до сих
пор параллельно, оказывают некоторое
давление друг на друга, расходятся и после
обтекания цилиндра вновь продолжают течь в прежнем направлении, как это
показано на фиг. 25. Наветренная и подветренная стороны полностью
симметричны; точке набегания А на наветренной стороне соответствует
аналогичная точка сбегания В на противоложной стороне. Вследствие давления
струи потока друг на друга скорость потока от точки набегания вдоль
цилиндра увеличивается до максимума, а затем к точке сбегания опять при-
538
потоком:
А — точка набегания; В — точка
сбегания.

60
*
^
го
ю
/
/
/
N.
/
ч
S
J
2
\
s
\
\
у
\
\
\
ч
\
V
\
ч
/20%
40
О 20
0 60 80 /00 120 /40 /60 /S0°
Окружность цилиндра
нимает свое первоначальное значение. Аналогично траекториям отдельных
струй потока кривые изменения скоростей потока, не имеющего трения,
при обтекании цилиндра полностью симметричны. При наличии трения
между стенками и обтекающей средой наблюдается значительное
уменьшение скорости пограничного слоя по сравнению со скоростью основного
потока. Толщина этого слоя в процессе обтекания увеличивается.
Рассмотрим обтекание стенки цилиндра потоком, начиная с передней
точки набегания А до точки С. Увеличение скорости потока на этом участке
вызывает также и ускорение движения пограничного слоя, как и в потоке
не имеющем трения. Позади точки С, когда скорость потока падает,
замедляется также и течение пограничного слоя. Вследствие затормаживания
пограничного слоя и
уменьшения его скорости до нуля <w
за цилиндром возникают
завихрения и отрывы потока
от его стенок.
Теплопередача от цилин- §/0
дра охлаждающему воздуху,
как уже отмечалось выше,
зависит как от скорости
потока у поверхности цилиндра,
так и от толщины
пограничного слоя. В набегающей
точке скорость потока равна
нулю, но тем не менее
пограничный слой здесь еще только
начинает образовываться.
Слой этот очень тонок, и
поэтому коэффициент
теплопередачи достаточно высокий.
При дальнейшем обтекании
воздухом цилиндра растет как
скорость потока, так и тол- .
щина пограничного слоя. Коэффициент теплопередачи сначала медленно
повышается, а затем падает. За точкой С коэффициент теплопередачи
быстро падает вследствие уменьшения скорости потока и сильного
возрастания толщины пограничного слоя и достигает в области затишья
минимума. В подветренной области не только охлаждающая способность
цилиндра в целом понижается, но и коэффициент теплопередачи также сильно
уменьшается. Таким образом, возникает большая разница в температурах
наветренной и подветренной частей цилиндра.
Принципиально такие же явления происходят и в оребренном цилиндре,
находящемся в свободном воздушном потоке. И здесь также на наветренной
стороне вследствие минимальной толщины пограничного слоя и наибольшей
скорости потока теплопередача осуществляется хорошо. С подветренной
стороны струи потока вскоре отрываются от ребер, и область затишья
охватывает угол 120—160°. На фиг. 26 показан характер изменения скорости
воздуха при прохождении его по межреберному каналу вокруг цилиндра.
Цилиндр имел диаметр основания ребер 118 мм, высоту ребер 19 мм и
расстояние между ребрами 6,3 мм. Скорость воздуха, обдувающего цилиндр,
достигла максимума в точке, расположенной под углом 70° к плоскости,
проходящей через центр и точку набегания. По обе стороны от максимума
скорость быстро снижалась. После угла 130° скорость равна нулю. В
качестве критерия теплопередачи взята разность температур между данной точкой
цилиндра и температурой цилиндра в точке В. Разность температур также
быстро падает в направлении к подветренной стороне цилиндра. Наиболее
интенсивная теплопередача происходит по обе стороны от точки
набегания.
539
Фиг. 26. Изменение скорости потока воздуха и
температуры по окружности оребренного цилиндра без
направляющего кожуха:
1 — разность температур данной точки цилиндра и точки В;
2 — скорость потока.

Большая часть противоположной стороны цилиндра в охлаждении
участия не принимает.
Из сказанного выше вытекает необходимость устройства, которое бы
обеспечило принудительное охлаждение подветренной части цилиндра.
На фиг. 27 изображены результаты применения кожухов различной формы
и влияние этих кожухов на эпюру скоростей потока. Соответствующие формы
кожухов схематически изображены на фиг. 28. В области, прилегающей
к точке набегания, характер эпюры скоростей потока почти не изменяется,
потому что влияние кожуха еще не чувствуется. После входа потока в напра-
140
120
a
I
1
f
/
Heof
~7
у
—
/
те бренный, цили
/
У
■•%
2
Т
—>,
У-
V
\
\
■
f'l
\
\
\
чдр
—.-
т<
\
\
\
/
г—
—.
-—
N
—
\
\
\
\
\
\1
\\
\i
\\
\\
\
J
§ 80
I
го*
О 20 40 60 80 /00 120 140 160°
Окружность цилиндра
Фиг. 27. Изменение скорости потоков, обдувающих оребренный
цилиндр в зависимости от форм направляющих кожухов:
1 — 4 — номер формы кожуха.
вляющий кожух дальнейший характер протекания эпюр значительно
изменяется. Кожух формы № 1 дает наиболее равномерное распределение
скоростей потока. Однако, как показано на фиг. 29, это еще не означает, что»
достигнуто идеально-равномерное распределение температур стенок
цилиндра.
На фиг. 29 изображены результаты измерений на том же самом цилиндре
с кожухом формы № 1, что и на фиг. 26. По сравнению с результатами
на фиг. 26 разность температур уменьшилась приблизительно на 2/3 и
теплопередача на тыльной стороне цилиндра заметно улучшилась. Однако
вследствие нагрева охлаждающего воздуха и утолщения пограничного слоя все-
таки на наветренной стороне цилиндра условия охлаждения остаются
лучшими.
Были предприняты широкие исследования охлаждения цилиндров в
отношении обеспечения благоприятного распределения температур по
окружности цилиндра и хорошего отвода тепла. По данным этих исследований
на фиг. 30 изображены три типа конструкции кожухов. На фиг. 31 показаны
в полярных координатах четыре эпюры скоростей воздушного потока между
ребрами. Кожух формы № 6 сконструирован с целью уменьшения размеров
области, в которой цилиндр не охлаждается воздухом. В месте, где
прямоугольный канал подходит к вершинам ребер около выхода, поток воздуха
еще раз ударяет в цилиндр и тем самым обеспечивается местное повышение
скорости потока. После прохода охлаждающего воздуха через узкое
поперечное сечение между ребрами и кожухом, он попадает в расширение, пере-
540

0156,5
Фиг. 28. Формы направляющих кожухов:
а —кожух формы № 1; б—кожух формы № 2;
в— кожух формы № 3; г — кожух формы № 4.
мешивается там и повторно направляется к цилиндру для охлаждения его
тыльной стороны. При кожухе формы № 7 передняя часть цилиндра остается
открытой и обеспечивается направление воздуха под углом около 30° к узкому
месту. Скорость потока возрастает и достигает максимума незадолго до
выхода воздуха. При кожухе формы
№ 8 воздух на всем своем пути, за
исключением секторов входа и выхода,
проходит по узкому каналу вдоль
ребер. Вследствие этого скорость потока
лочти на всем его протяжении остается
примерно постоянной.
Температуры цилиндров, полученные
при применении кожухов указанных
типов, приведены на фиг. 32. Для того
чтобы избегнуть перегрева цилиндра,
не имеющего кожуха, нужно
значительно большее количество воздуха,
чем при наличии направляющего
кожуха. Не следует забывать, что
приведенные кривые характеризуют только
достаточное для сравнений распределение
температур, но не их абсолютную
величину. Кожух формы № 6 дает
равномерное распределение температур, в то
время как цилиндр без кожуха
характеризуется большими разностями
температур различных точек окружности. ,
Плотно облегающий цилиндр кожух формы № 8 в этом отношении немногим
лучше, чем цилиндр без кожуха, в то время как кожух формы № 7
приближается по своим свойствам к кожуху формы № 6. Продолжим, однако,
рассмотрение индивидуальных кожухов цилиндров с тем, чтобы дать им оценку.
На фиг. 33 изображены
кривые, характеризующие
затрату мощности на
охлаждение цилиндров и
получающийся при этом
коэффициент охлаждения
в зависимости от наличия
кожуха и его формы. Как
видно, затрата мощности
на охлаждение и
эффективность охлаждения при
кожухе формы № 8
значительно выше, чем при
кожухах формы № 6 и 7. Как
и следовало ожидать,
коэффициент охлаждения
цилиндра без кожуха лежит
ниже, чем цилиндр с
кожухом.
Из приведенных ранее примеров следует, что при конструировании кожуха
надо стремиться выбирать такую форму, которая обеспечит равномерное
распределение температуры по окружности цилиндра и интенсивное
охлаждение при минимально возможных затратах мощности. На фиг. 34 приведены
схемы конструкций некоторых кожухов, которые применялись для того,
чтобы добиться улучшения охлаждения авиационного двигателя фирмы
BMW. Форма № 9 является первоначальной, которая была применена
фирмой BMW. Все последующие формы кожухов цилиндра являются
541
40
У
/
/
*
/
/
ч
ч
2
**—
\
\
\
\
\
\
\
\
I
160%
80
40
0 20
W 60 80 100 120 140
Окружность цилиндра
•Фиг. 29. Изменение скоростей и температур оребренного
цилиндра с кожухом № 1:
1 — разность температур данной точки цилиндра по отношению
к точке выхода потока В: 2 — скорость потока.

0 40 SO120м/сел
Фиг. 30. Различные формы
кожухов:
/ — форма № 6; 2 — форма
№ 7; 3 — форма № 8.
160120 80 40
О 40 80120м/сек
0 40 80 120 м/сек
О 40 80120 м/сек
Фиг. 31. Изменение скоростей потока воздуха, омывающего оребренныи
цилиндр, в зависимости от формы кожуха:
а — без кожуха; б—с кожухом формы № 6; в — с кожухом формы № 7; г —с кожухом
формы № 8.
Щ240160 80 0 0 80160 24О°1
320240160S0 О О 80160240Т
320 24016080 0
0 80160240 °С
32024016080 О О SO 160240°С
Фиг. 32. Изменение температур стенок оребренного цилиндра в зависимости
от формы кожуха:
а — без кожуха; б — с кожухом формы № 6; в —с кожухом формы № 7; г —с кожухом
формы № 8.
542

ккап/м 2час г pa 6
Фиг. 33. Зависимость
коэффициента охлаждения
от тесретического расхода
мощности на охлаждение
для кожухов формы
№ 6—8 и для цилиндра
без кожуха:
1 — кожух формы № 8;
2 — кожух формы № 7,
3 — кожух формы № 6;
4 — цилиндр без кожуха.
3000
2000
1000
300
600
ьоо
-"*
1
4
1
I
;-—rr*1
/
-?-
,—-
+4
Ц2 Ofi 0,60,81,0 2,0
Мощность
4,0 6,0 Юл.с
Фиг. 34. Формы кожухов,
применявшихся для
цилиндров:
а — кожух формы № 9; б
—кожух формы № 13; в — кожух
формы № 10; г — кожух формы
№ 14, д — кожух формы № 11;
е —кожух формы № 15; ж—
кожух формы № 12; з — кожух
формы № 16.
543

10
24,4
11
22
12
32
13
25
14
21
15
25
16
19
четырехугольными; через прорезь в передней части кожуха воздух
обдувает ребра цилиндра. В этих кожухах воздух распределяется по
сторонам цилиндра, отражается от стенок кожуха и вновь направляется на цилиндр.
Таким образом, незадолго до выхода воздух еще раз проходит между ребрами
цилиндра.
Большое расстояние между вершинами ребер цилиндра и стенками
кожуха сделано для того, чтобы нагретый воздух, находящийся между
ребрами цилиндров, мог благодаря завихрению в процессе турбулентного
движения тщательно перемешаться с более холодным воздухом, находящимся
у стенок. Далее показывается, аналогично тому, как это было при кожухе
формы № 6, стремление получить возможно более высокую скорость воздуха
в конце его пути с тем, чтобы интенсифицировать охлаждение в области точки
сбегания.
Кожухи форм № 11 и 12 отличаются от кожуха формы № 10 только
внутренними размерами четырехугольного пространства. В кожухе формы № 14
по сторонам ребер помещены перегородки, которые заставляют воздух
проходить между ребрами. При этом достигается высокая равномерность
распределения температур по окружности цилиндра. В кожухах форм № 15 и 16
аналогичные результаты достигнуты применением двух выгнутых железных
листов. В передней части кожуха формы № 13 с этой же целью сделаны
три прорези. Результаты проведенных исследований следующие:
№ формы кожуха 9
Неравномерность
распределения температуры в % 18
Коэффициент охлаждения £
при NL = 0,8 1160 1310 1250 1275 1220 1510 1460 1310
В конструкции каждого двигателя с воздушным охлаждением следует
стремиться к тому, чтобы расход мощности на вентилятор охлаждения был
минимальным. Поэтому целесообразно сравнивать между собой различные
формы оребрения и направляющих кожухов по достигнутым значениям
коэффициента охлаждения е при одной и той же мощности, затрачиваемой
на охлаждение. При проведении экспериментов или при проектировании
новой конструкции системы охлаждения часто обнаруживается, что новая,
измененная конструкция охлаждения обеспечивает лучший эффект, чем
ранее применявшаяся и имевшая больший расход мощности на охлаждение.
Под равномерностью распределения температур подразумевается отношение
разности температур между наиболее нагретой и наиболее охлажденной
точками цилиндра к средней температуре цилиндра. Эта величина может быть
принята в качестве критерия равномерности распределения температур.
При сравнении различных конструкций кожухов видим, что цилиндр с
кожухом формы № 14 имеет наибольший коэффициент охлаждения, равный 1510.
По равномерности распределения температур (21%) эта конструкция
находится на третьем месте. Наименьшую неравномерность температур имеет
кожух формы № 9, хотя он обеспечивает величину коэффициента охлаждения
всего 1160. Поэтому следует отдать предпочтение кожуху формы № 14,
как обеспечивающему макимальный коэффициент охлаждения, несмотря
на несколько большую неравномерность распределения температур.
Приведенные примеры показывают, насколько можно изменением
величины и направления воздушного потока варьировать интенсивность
теплопередачи. Все приведенные выше рассуждения относились к телам вращения.
С некоторой степенью приближения они могут быть отнесены и к
охлаждаемым телам простейших форм, как, например, к цилиндрам со штангами
толкателей, к головкам со шпильками креплений и т. д.
Головки цилиндров четырехтактных двигателей должны тщательно
проверяться на интенсивность передачи тепла во всех опасных местах. Все
сказанное выше о методах управления потоком охлаждающего воздуха
должно пониматься только как руководство к действию. Окончательные
544

результаты в каждом случае должны быть проверены опытным путем. В
качестве примера на фиг. 35, а и б приведено распределение потоков воздуха
в двигателе Volkswagen, скорректированное по опытным данным установкой
направляющих кожухов и оребрения головки цилиндров.
Фиг. 35. Распределение потоков воздуха.
В некоторых случаях теплопередача может быть повышена путем
предварительного завихрения потока охлаждающего воздуха перед подходом
его к цилиндру. Заметного улучшения охлаждающего эффекта можно достичь
при применении
турбулентных насадок для воздушного
потока перед подходом его
к цилиндру. При этом был
установлен кожух формы
№ 7 (см. фиг. 30). При
кожухе формы № 8 это
средство оказалось безрезуль-
Фиг. 36. Листовые
кожухи, направляющие
дополнительный поток
воздуха к особенно
напряженным зонам гслсвки
цилиндра, и
распределение потоков
охлаждающего воздуха для бсль-
ших или сильно
нагруженных цилиндров:
а — листовые кожухи; б — обтекание головки цилиндров; в — подача дополнительного количества
еоздуха с боков цилиндра; г — подача дополнительного количества во духа с задней части цилиндра;
1 — направляющий канал; 2 — отводящий канал.
татным, очевидно, вследствие сужения впускных окон. В двигателях,
имеющих принудительную подачу охлаждающего воздуха, некоторая
турбулентность воздушного потока создается вентилятором.
Детали, в которых возникают местные повышения температур, следует
охлаждать с соответствующей интенсивностью. К таким местам относятся,
например, свечи карбюраторных двигателей и форсунки дизелей (фиг. 36, а).
Для того чтобы сократить путь воздуха между ребрами цилиндров с целью
уменьшения потерь на трение, стремятся подать большое количество
35
644
545

воздуха с высокой скоростью на соседние с нагретым места. Подобные
улучшения охлаждения цилиндра были достигнуты путем подачи дополнительного
потока воздуха (рис. 36, б). Это значительное улучшение интенсивности
охлаждения было получено благодаря высоким скоростям потока
охлаждающего воздуха и низким температурам.
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Мощность, потребляемая вентилятором
Определение и измерение давления
Определение и практическое измерение давления воздушного потока
не всегда просто.
Вентилятор сообщает воздушному потоку некоторый напор, который
можно представить себе состоящим из двух частей. Первая часть представляет
собой приращение удельной потенциальной энергии и называется
статическим (пьезометрическим) напором. Вторая часть выражает приращение
удельной кинетической энергии и называется скоростным или динамическим
напором. Вторая часть выражает приращение удельной кинетической
энергии и называется скоростным или динамическим напором. Как правило, обе
формы энергии потока существуют одновременно. Статический напор
определяется манометром или
гидрометрической трубкой, причем конец
трубки следует располагать так,
чтобы скоростная компонента потока
» ■ не вносила искажений в результаты
: ; измерений. Кинетическая энергия
.^zzzz=zzzzz=i : потока, движущегося с некоторой
' " скоростью, определяется так назы-
а) (5") ваемым динамическим давлением
Фиг. 37. Измерение давления в воздушном п __ _Р_ у2
потоке. гдин 2 '
которое фактически является живой силой движущейся среды (р = —
плотность текущего вещества).
Сумма статического и динамического напоров называется суммарным
напором. Если нет подвода энергии от внешних источников (вентилятор,
подогрев воздуха и т. д.), то суммарный напор на протяжении потока
увеличиваться на может. Наоборот, вследствие внутреннего трения (завихрения)
или трения о стенки суммарный напор падает. Статический и динамический
напоры могут в некоторых пределах переходить друг в друга, а их
численные значения на протяжении потока могут время от времени меняться.
Переход статического напора в динамический возможен без особых
трудностей и существенных потерь; обратное превращение происходит только
в особых тщательно обработанных диффузорах и не всегда полностью
осуществимо. Отсюда следует, что нецелесообразно, например, в узки-х каналах
добиваться повышения динамического напора за счет статического, потому
что позднее статический напор восстановить чрезвычайно сложно. Точно
так же частое изменение направления потока вызывает потери напора.
Методика измерения статического напора требует, чтобы диаметральная
плоскость погруженной в поток трубки была расположена параллельно его
струям (фиг. 37, а).
Суммарный напор может быть непосредственно измерен, если конец
гидрометрической трубки поставить перпендикулярно потоку (фиг. 37, б).
Динамический напор определяется как разность между обоими измерениями.
Эти измерения, несмотря на их кажущуюся простоту, требуют известной тща-
546

тельности. Острая или закругленная форма краев трубки, так же как и не
вполне точная ее установка, может внести ошибки при измерении давления.
Особенно велики погрешности при измерениях потоков неопределенных
направлений, например, в направляющем кожухе между вентилятором
и цилиндром, как показано на фиг. 42. В этих случаях может помочь только
подбор такого места установки и положения трубки манометра, при котором
его показания будут минимальными. Это и явится статическим напором.
Количество охлаждающего воздуха и сопротивления
Напор, необходимый для прохождения потока охлаждающего воздуха
через ребра* цилиндров автомобильного двигателя, обеспечивается
вентилятором, имеющим привод от двигателя. Для определения затрат мощности
на привод вентилятора необходимо знать производительность вентилятора
и создаваемый им напор. При наличии разработанного проекта двигателя
может быть определено как необходимое количество воздуха, так и
сопротивление, которое создается оребренными цилиндрами и головками.
Предварительный расчет необходимого количества охлаждающего
воздуха можно произвести по следующим данным:
30—50 м'3/л. с. ч. — для автомобильных карбюраторных двигателей;
40—60 м3/л. с. ч. —для автомобильных дизелей;
до 60 м3/л. с. ч. — для авиационных двигателей.
При этом меньшие значения берут для двигателей малой мощности
с небольшими тепловыми нагрузками.
Средние значения падения давления в оребрении двигателя:
до 150 мм вод. ст. — для карбюраторных автомобильных двигателей;
150—250 мм вод. ст. —для автомобильных дизелей;
до 400 мм вод. ст. — для авиационных двигателей.
Высокие тепловые нагрузки дизелей и авиационных двигателей требуют
настолько развитого оребрения, что это вызывает высокие сопротивления
потоку охлаждающего воздуха. В авиационных двигателях устраивается
оребрение с очень малым расстоянием между ребрами, что при известных
обстоятельствах вызывает высокое сопротивление обдуву у подобных
двигателей. Для мотоциклетных двигателей с их небольшими размерами
цилиндров достаточно малого количества воздуха и соответствующего небольшого
давления. Для них достаточен напор, создаваемый встречным потоком.
Напор охлаждающего воздуха должен преодолеть сопротивление
не только оребрения двигателя, но и направляющих кожухов,
расположенных до или после двигателя. Кроме того, поток воздуха должен пройти через
узкие выпускные клапаны направляющих кожухов и обладать еще
достаточной кинетической энергией, чтобы выйти наружу. Напор в потоке
охлаждающего воздуха у автомобильного двигателя в некоторой степени
поддерживается за счет давления встречного воздуха. После рассмотрения схемы
(фиг. 38) можно составить следующее уравнение:
Ьрош --= Др + Др,, + Др„2 -!- Др,;5 г -|- Ъ - §- vl . (49)
Спокойный воздух в точке О имеет относительно движущегося автомобиля
скорость уоис этой скоростью попадает в воздухоприемник, имея
кинетическое давление - °- vl. При прохождении направляющего аппарата
вентилятора и воздухоприемника напор уменьшается на величину Др^, после
чего вентилятор поднимает напор до значения &pGebi (точка 3). Затем
происходит падение напора Др^ в главном направляющем кожухе, Др —
в двигателе и Дрт,3 — в выводном кожухе. При выходе из кожуха поток
должен иметь скорость, соответствующую кинетическому напору ~~ v2a.
Диаграмма (фиг. 38) показывает суммарный напор, который является
35* ,Г47

суммой статического и динамического напоров. Манометром обычно измеряют
статический напор.
Потери напора от kpVl до kpVi в выражении (49) в значительной степени
зависят от совершенства конструкции направляющих кожухов. Малые
и пологие углы поворотов направляющих кожухов и гладкие стенки кожухов
препятствуют возникновению завихрений и способствуют уменьшению
потерь напора. По этим же причинам кожухи следует делать достаточного
объема, что не всегда возможно по конструктивным соображениям. Поэтому
существующие конструкции являются обычно в какой-то мере
компромиссными решениями. Особое
внимание уделяется
деталям неправильной-формы.
Они могут вызвать такое
резкое увеличение
значений потерь Др7„ что
количество подаваемого
вентилятором воздуха упадет
ниже требуемых значений,
и двигатель будет
перегреваться.
Из-за
многочисленности влияющих факторов
оценить предварительно
примерные значения
потерь напора
затруднительно. Вообще считают, что
если при тщательном
изготовлении направляющих
кожухов потери напора
составляют 20—40 кг/м2у
то это вполне приемлемо.
Направляющие кожухи
с малыми объемами
приводят к большим потерям
давления. Поэтому при
заднем расположении двигателя следует особенное внимание обращать
на форму задней части автомобиля. Скоростной напор, создаваемый за счет
потока встречного воздуха, может в автомобилях, развивающих большие
скорости, составлять довольно значительную величину. Ниже дана
зависимость скоростного напора воздушного потока от скорости движения
автомобиля:
1 2 3
<L иг. 38. Схематическое изображение падения напора
охлаждающего воздуха в направляющем кожухе
автомобильного двигателя воздушного охлаждения.
Скорость движения автомобиля в км/час
Скоростной напор в кг/м2
40
60
17
80
31
ИХ)
48
120
69
140
94
При обычной городской езде охлаждающее действие встречного потока
воздуха едва заметно. То же самое можно сказать о работе двигателя при
преодолении затяжных подъемов с малой скоростью, езде по горным дорогам
и т. д.
Поток воздуха, выходящего из системы охлаждения со скоростью va,
может оказывать некоторое сопротивление, если он направлен против
движения автомобиля. Это сопротивление определяется по формуле
Pw ==-^(V0-~Va)- (D°)
Все сказанное выше справедливо и по отношению к грузовым автомобилям.
Однако для них скорость va настолько мала, что формулу (49) можно
упростить:
548

Для быстроходных легковых автомобилей (особенно спортивных) влияние
встречного потока воздуха на охлаждение достаточно велико и должно
приниматься во внимание.
Затрата мощности на охлаждение
Предположим, что при конструировании системы охлаждения учтены
все факторы (легковой или грузовой автомобиль, конструкция, расположение
двигателя, вопросы стоимости и т. д.), влияющие на ее работу. Для
тихоходного четырехцилиндрового двигателя грузового автомобиля простой
конструкции с нижним расположением клапанов, естественно, исходят из
других предпосылок, чем для короткоходного верхнеклапанного
высокооборотного шести- или восьмицилиндрового двигателя. Для последнего могут найти
применение всевозможные дорогостоящие усовершенствования, как
например, узко поставленные охлаждающие ребра, отливка цилиндра из
высоколегированного чугуна, регулировка числа оборотов вентилятора,
направляющий аппарат и кожух вентилятора из легких сплавов и т. п. Мощность,
расходуемая на вентилятор, должна измеряться в двух точках внешней
характеристики двигателя при числе оборотов, соответствующих максимальной
мощности и наибольшему крутящему моменту. Практикой установлено, что
конструктивные затраты на воздушное охлаждение всегда оправдываются
уменьшением расхода мощности на его осуществление.
Бесспорно, что можно установить соотношение между мощностью,
затраченной на привод вентилятора, и эффективностью охлаждения. Известно,
что при данной конструкции оребрения требующаяся мощность
пропорциональна третьей степени скорости охлаждающего воздуха vv При увеличении
количества подаваемого воздуха возрастает потребляемая мощность. При
этом наблюдается первоначально значительное усиление теплоотдачи.
Кривая теплоотдачи сначала отлого поднимается, а затем становится почти гори-
зонтальной. Если во время испытаний выявилось, что двигатель
перегревается и на высоких числах оборотов, причем увеличение числа оборотов
вентилятора уже не помогает, то это означает, что возможности данной
конструкции системы охлаждения уже исчерпаны. На фиг. 39 в качестве
примера приведены кривые эффективной мощности и суммарных потерь
(включая насос и вентилятор) двух двигателей Franklin выпуска 1929
и 1931 гг. Двигатель выпуска 1929 г. характеризовался рядом
конструктивных недостатков, из которых особое значение имело переохлаждение при
больших удельных количествах охлаждающего воздуха, плохое наполнение
вследствие сильного нагрева рабочей смеси и низкий к. п. д. вентилятора.
Большим достижением в новой, усовершенствованной модели этого
двигателя, полученным.без увеличения его рабочего объема, явилось то, что
были значительно уменьшены потери мощности путем улучшения
конструкции вентилятора. На фиг. 39 полученная вследствие этого дополнительная
мощность обозначена в виде заштрихованной площади а. Выигрыш
мощности, обозначенный заштрихованной площадью Ьу получен путем улучшения
охлаждения цилиндров (изменение формы ребер и направления их обдува),
увеличения степени сжатия (5,3 вместо 4,7) и увеличения проходных
сечений клапанов.
На фиг. 40 показан цилиндр улучшенной конструкции с расположением
клапанов один за другим в воздушном потоке, причем выпускной клапан
обдувается холодным воздухом, а впускной находится за ним.
В старой конструкции потери уже при 3250 об/мин почти достигали
величины развиваемой двигателем мощности. На этом примере видно, что
решающее влияние качества системы охлаждения в особых пояснениях не
нуждается .
Кривая эффективной мощности двигателя старой конструкции вследствие
указанной характеристики вентилятора резко перегибается, что имеет,
однако, положительные стороны. Поэтому без применения регулятора
549

или ограничителя числа оборотов предотвращается возможность повышения
числа оборотов двигателя сверх допускаемого предела при движении
автомобиля по автостраде или по местности (на низких передачах) и таким путем
обеспечивается надежность и
высокий срок службы двигателя.
В этом случае длительно
допустимые скорость автомобиля и число
7.0
500 1000 1500 2000 2500 п об/мин
Фиг. 39. Внешняя характеристика шести-
цилиндровых двигателей воздушного
охлаждения объемом 4,5 л, выпущенных
фирмой Franklin в 1929 и 1931 гг., и
суммарные потери мсщнссти Nv на привод
вентилятора.
Фиг. 40. Цилиндры двигателя Franklin
выпуска 1931 г. Температура воздуха и отдельных
точек двигателя указана в °С. Охлаждающая
поверхность: гильза цилиндра 3800 см2 (серый
чугун с 1% Ni); головка цилиндра 3200 см2
(алюминий Y — легированный).
оборотов двигателя совпадают с максимальными их значениями
(Volkswagen). У дизелей расход мощности на вентилятор при максимальных числах
оборотов доходит до 10% от мощности двигателя, но, как правило, он
составляет 7—8е
Размещение вентилятора
Существующие конструкции автомобильных рам при переднем
расположении двигателя устроены таким образом, чтобы обеспечить потоку
встречного воздуха возможность беспрепятственного проникновения во входное
отверстие вентилятора. На фиг. 41 показана принципиальная
конструктивная схема размещения двигателя с центробежным вентилятором, а на
фиг-. 42 — с осевым.
За редким исключением вентилятор обычно работает как нагнетатель.
Это означает, что цилиндры двигателя обдуваются потоком воздуха,
имеющим некоторое избыточное давление. Если же вентилятор установлен за
двигателем и просасывает поток, то его работа сильно зависит от абсолютной
температуры окружающего воздуха и может быть устойчивой только при
низкой температуре.
Центробежный вентилятор может иметь привод непосредственно от
коленчатого вала двигателя. При нормальной щирине автомобильной рамы в этих
условиях можно разместить вентилятор такого диаметра, что окружная
скорость его лопастей (лопаток) при обычных числах оборотов двигателя будет
колебаться в пределах 50—70 м/сек. Эти скорости не вполне согласуются
с предъявляемыми требованиями, однако они обеспечивают подачу достаточно
большого количества воздуха для тихоходных двигателей с рабочим объемом
3,5—4 л (двигатели грузовых автомобилей, дизели). Поэтому подобная кон-
550

струкция обеспечивает достаточно свободное размещение вентилятора
(см. фиг. 117—119, двигатель Phanomen).
Для получения высоких окружных скоростей и больших количеств
охлаждающего воздуха необходима установка повышающей передачи. Передача
эта может быть самых разнообразных типов (например, ременная передача
у двигателя Tatra и Volkswagen,) обеспечивающих дополнительное
повышение числа оборотов крыльчатки вентилятора. При очень быстроходных
вентиляторах малых размеров на первый план выдвигается вопрос об
обеспечении небольших скоростей потока на входе в вентилятор. Поэтому при
всяком удобном случае, например при V-образных двигателях, стремятся
установить два или более вентиляторов (Tatra, Steyr) или переходят на
применение осевых вентиляторов (Tatra, Deutz).
Фиг. 41. Размещение вентилятора и
направляющих кожухов на рядном двигателе
Franklin.
Фиг. 42. Размещение
вентилятора и направляющих кожухов
на автомобильном дизеле Deutz.
Осевые вентиляторы (винты) характеризуются простотой конструкции,
отсутствием изгибов воздушного потока (фиг. 42) и высокой эффективностью,
которая объясняется тем, что рабочее колесо создает статический напор.
Потери, возникающие в диффузоре центробежного вентилятора при изменении
направления скорости воздушного потока, в осевом вентиляторе отсутствуют.
Этим и объясняется свойственный им высокий к. п. д.
При установке вентилятора на двигатель и размещении кожуха
вентилятора и направляющих кожухов нужно учитывать, с какой стороны
цилиндры будут обдуваться потоком охлаждающего воздуха. В практике
применяются различные конструкции. Верхнеклапанные двигатели обдуваются
и таким образом, что клапаны стоят поперек воздушного потока (двигатель
Volkswagen, Рлапотеп, Deutz, Tatra) или вдоль потока (Franklin, Steyer).
Обдув гильз цилиндров при продольном расположении ребер делается так,
что воздух выходит через отверстия в кожухе за головкой цилиндра.
У V-образных двигателей поток охлаждающего воздуха может быть
направлен со стороны развала между цилиндрами (Franklin, Steyr, Deutz) или,
наоборот, с наружной стороны цилиндров (Tatra) и т. п.
ВЫБОР ВЕНТИЛЯТОРА
Знание требований, предъявляемых к вентилятору (расход воздуха
и создаваемый напор), еще не дает полных исходных данных для его
конструирования. Прежде всего надо решить, будет ли применен вентилятор
центробежного или осевого типа. Потом остается еще известная свобода
выбора конструктивных параметров (размеры и число оборотов). Если один
из параметров, например число оборотов вентилятора, задан, то другой
параметр (размер) для центробежного вентилятора ограничен довольно
жестко.
551

После определения габаритов вентилятора любого типа целесообразно
рассчитать диаметр рабочего колеса. Дальнейшие рассуждения построим
таким образом, чтобы можно было по заданным параметрам вентилятора
(V м3/сек, hpGebi кг/м2) определить соотношения между остальными (DM,
п об/мин). Законы подобия вентиляторов позволяют определить и их
конструктивные формы.
Рабочее колесо вентилятора (фиг. 43) вращается в направлении,
указанном стрелкой. При этом точка 1 на входном радиусе имеет окружную
скорость Ui и точка 2 на выходном радиусе — окружную скорость и2. Подавае-
Фиг. 43. Скорости точек на рабочем
колесе вентилятора.
Фиг. 44. Скоростные
треугольники.
мый воздух имеет в точке 1 абсолютную скорость (определенную по
отношению к неподвижной в пространстве системе координат) сг и при выходе
в точке 2 скорость с2. Относительная скорость воздуха по отношению к
рабочему колесу будет соответственно wx и w2. Тогда
сг — щ + Wi,
с2 = и2
w2.
(52)
Распределение скоростей может быть найдено векторным построением
(фиг. 44). Абсолютная, относительная и окружная скорости связаны между
собой в точке 1 и в точке 2 так называемыми скоростными треугольниками
входа и выхода. Оба треугольника полностью характеризуют картину
потока в вентиляторе. Абсолютная и относительные скорости, кроме того,
могут быть разложены на тангенциальную и радиальную составляющие,
которые обозначаются соответственными индексами и и т, например с1т,
w
2т>
W
2tf
Пользуясь этими обозначениями, напишем уравнение Эйлера для
идеального (не имеющего потерь) вентилятора:
Др0 = р (и2с2и — ада), (53)
где р = — плотность нагнетаемой среды.
Из уравнения (53) следует, что давление нагнетаемой среды зависит только
от ее плотности и скорости. Это следует учитывать, используя все сказанное
выше о диаметре и числе оборотов. Два нагнетательных рабочих колеса
считаются геометрически подобными тогда, когда при равных окружных
скоростях они создают для того же самого нагнетаемого вещества
одинаковое давление. При геометрическом подобии соответствующие
характеристические треугольники подобны и отношение между любыми двумя скоростями
552

«и
«III
«и
«21
«211
«HI
сли\
cluil
. «п _
«HI
для обоих рабочих колес постоянно. Введем обозначения сравниваемых;
рабочих колес индексами I и II и составим пропорции:
}
i
\ (54}
C\U\ ^lUll «°I «2ll I
)
Из выражения (53), несколько преобразовав его, получим
PlI U2
Арон = 2 2П ^ (55)
дРо1 Pi у 2
~2~ 2I
Кроме того, для двух геометрически подобных рабочих колес давления
относятся как квадраты двух соответствующих скоростей. Зная, что
секундные расходы относятся как соответствующие скорости и поперечные сечения
каналов, можем написать:
vu _ "«А2!! _ "iA3!!^ (56)1
J2\
откуда один из характерных параметров — наружный диаметр — может быть
определен без особых затруднений. Если D2 и п известны, то справедливо
такое уравнение:
)
/и
V 2
Так как величины давления и перепада давления в вентиляторе не
определяют потерь на трение газа о стенки, используем выражение (57) для
отыскания потерь, вызванных завихрением потерь на выброс воздуха и т. д.
Силы трения спокойного потока незначительны, так что нарушения формулы
(57), которые будут ими вызваны для соотношений, характерных для
вентиляторов систем охлаждения двигателей, могут ввиду своей назначитель-
ности не приниматься во внимание. Поэтому выражение (57) применимо для
определения давления не только в идеальных, не имеющих потерь машинах,
но и в реальных, характерных наличием некоторых потерь. Если под
величиной kPoebi понимать фактический напор, создаваемый вентилятором^
тогда выражения (55) и (57) окончательно можно написать так:
1_
2 /и "211 П1 lD2U ,rn.
Принимая во внимание, что величина ~и\ является параметром,
учитывающим плотность и окружную скорость, и вводя безразмерный коэффициент
<|>, можем написать:
*£&* (59)
-Н
55а

'отсюда следует для подобных рабочих колес:
Подобные колеса дают равные напоры, а это означает, что при одинаковых
прочих параметрах потока обеспечивается соответствующее выражению (56)
соотношение производительности.
Коэффициенты производительности <р можно выразить, пользуясь
выражением (56), как безразмерную величину в форме
*
"21
21
Это соотношение всегда остается постоянным для подобных потоков.
Г / D \ 21
Для осевых вентиляторов принято вводить в знаменатель фактор 1 — (-~) ,
где Dп — диаметр ступицы вентилятора. Благодаря этому <р определится
как соотношение— (см. фиг. 48). Включим в выражения (56) и (58) вместо п
соответственно D2 и получим
(б2)
Для удобства обозначим постоянные обеих формул соответственно через
30 2 А
Величина а является так называемой «быстроходностью». В
гидротурбостроении обычно ее выражают через характерное число оборотов ns:
ns = 578a.
«Характерный диаметр» А обычно является безразмерной величиной.
После этого получаем зависимости:
А = 1^. V-1/. / bPGebl V/*D . ]
2 Р 2'
V тс .м/о / ЬрвеЫ \~3/4
30
/г.
(63)
В этих формулах v = у— означает отношение диаметров ступицы и рабо-
2
чего колеса осевого вентилятора. Для центробежных колес v = 1, а
величины ср и ф пропорциональны величинам V и {±рОеы> причем коэффициент
пропорциональности определяется только конструктивными параметрами п
и D2. Величины ? н Л также зависят от конструкции, причем эта зависимость
5Г>1

является функцией производительности. Между собой эти параметры
связаны следующими соотношениями:
ср=о-1Д-8(1— V2)"1; Д = <p-V,<j>v« (I—v2)-1/2; I
<|> = а-2Д-2; а = «р'/.ф-'Л ^1 —v8)1/». j
С помощью величин Аи а на диаграмме можно изобразить
взаимосвязанные конструктивные параметры всех возможных вентиляторов. При этом
п*7200
4500
3000
2000
1500
=-= —— 1200
Фиг. 45. Диаграмма а—Д.
получаем большую наглядность изображения. Логарифмические
координаты применены для получения более удобочитаемого начертания кривых.
На фиг. 45 имеются рабочие точки большого количества осевых и
центробежных вентиляторов в логарифмической системе координат а; Д. Точки
группируются в довольно узкой области и позволяют по заданному
значению А определить а, и наоборот. Линия ф = const проходит точно под
углом 45°.
Область малых характерных диаметров и высоких скоростей принадлежит
осевым вентиляторам. Величины напоров для вентиляторов определяются
555

допусками на изготовление и редко превышают 0,4—0,5. Проведенные линии'
равного к. п. д. были определены на основании к. п. д. воздухоприемника
t\s = 0,8. Прохождение кривой коэффициента полезного действия при
А = const и соответственно а = const относительно полого, что дает
возможность при проектировании уделять большое внимание другим
требованиям.
Центробежные вентиляторы целесообразны при больших удельных
диаметрах и малых скоростях. В зависимости от того, взяты ли колеса с прямой
или обратной кривизной лопастей и имеются ли радиальные закругления
лопастей, область значений ф для данной конструкции лежит выше или
ниже единицы.
Между областями осевых и центробежных рабочих колес расположена
зона, в которой до сих пор не удавалось создать конструкций с хорошим
к. п. д. В этой зоне целесообразнее всего применять быстроходные радиально-
осевые рабочие колеса.
Поперечные разрезы рабочих колес различных вентиляторов с
указанием развиваемых ими напоров приведены в табл. 3.
Таблица 3
Параметры
Быстроходность
а
Величина
развиваемого
напора ф
Конструктивные
1
d
Центробежное
колесо
тихоходное
0,125—0,25
0,9—1,4
1,8—3
формы рабочих
2
d
<$■

Центробежное колесо

быстроходное
0,25—0,5
0,5—
1,4—1,8
колес
3
i
Рабочее
колесо
диагонального
типа
0,5—1
0,8
1,0—1,4
4
!
\$
Рабочее
колесо
барабанного
типа
0,3—0,65
0,8—2,2
1Л-
,3
5
тт
Осевое
рабочее
колесо
0,8—3
0,6
1,25—2,5
Известно, что при малой быстроходности рабочие колеса получаются
более плоскими, чем при большой. Для больших производительностей
применяются осевые рабочие колеса. Колеса формы 3 еще не нашли применения
в вентиляторах низкого давления.
Для практического использования по данным фиг. 45 приведена на фиг. 46
номограмма, которая позволяет по заданным производительности и напору
в соответствии с выражением (63) определить отношения — и -~
По
полученным значениям строятся абсцисса и ордината фиг. 45. Поясним
сказанное примером. Для охлаждения двигателя требуется 5000 м3 воздуха в час
при давлении 200 мм вод. ст. При С = 0,125 кгсек21мм* находим из номо-
556

граммы— = 6100 и —2- = 0,18 ж. Ниже приведены некоторые зависимости
между наружным диаметром и числом оборотов:
п
а
Д
1200
0,197
3,6—4,9
0,65—0,88
1500
0 246
3,0—4 0
0,54—0,72
2000
0,328
2,3—3,0
0,42—0,54
3000
0,492
—
—
4500
0,740
2,2
040
5500
0900
1,8—2,2
0,32—0,40
7200
0,180
1,3—1,9
0,25—0,36
Число оборотов, равное 3000 в минуту, приводит к такой промежуточной
«области значений, которая не может быть рекомендована. Более низкие числа
юооо - L 500
9000 -
8000 - 1 чоо
7000 -
400 -L
•20
Фиг. 46. Номограмма для определения величин а и Д.
оборотов соответствуют центробежным вентиляторам с рабочим колесом
диаметром 0,42—0,72 м. Меньшие диаметры в каждой графе относятся к рабочим
колесам барабанного типа с прямыми лопастями, большие — к рабочим
колесам с закругленными по радиусу концами лопастей. Лопасти с обратной
кривизной требуют еще больших диаметров роторов. К размерам колеса
следует еще прибавлять габариты спирального кожуха, который также
оказывает большое влияние на скорость и давление. На этом основании колеса
557

с прямыми концами лопастей часто оказываются неудачными. Примитивное
изготовление спиральных кожухов также приводит к большим потерям
энергии.
При коэффициенте напора не свыше <р = 0,4 можно допустить число
оборотов не более 5500 в минуту. В противном случае неизбежно
увеличивается диаметр колеса.
Приведенное выше схематическое изложение не имело своей задачей
дать полную характеристику применяемых в системе охлаждения
вентиляторов. Основное внимание было обращено на то, чтобы выявить порядок
применяемых величин и соотношений, без подробностей, которые нужны
для детального проектирования.
Осевые вентиляторы
Для высоких быстроходностей, т. е. для подачи больших масс при
относительно малом напоре, особенно пригодны так называемые винтовые, или
осевые, вентиляторы. Их преимуществом при относительно дешевом
изготовлении является хороший к. п. д. и простота направления воздушного
потока. Расположение вентиляторов такого типа в гладкой трубе, не имею-
Разрез по ДД
Фиг. 47. Схема осевого вентилятора.
щей никаких изгибов, делает особенно удобным их применение для
двигателей внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. В качестве недостатка
следует отметить необходимость иметь высокое число оборотов рабочего
колеса. Применение осевых вентиляторов целесообразно в области
быстроходности, характеризующейся а > 0,8. Это условие требует при изготовлении
рабочего и направляющего колес применения точного литья в кокиль без
последующей обработки. Быстроходность осевых вентиляторов можно
определить из выражения ;
30
.yv.
П.
Кроме того, быстроходность увеличивается с ростом количества
подаваемого воздуха, числа оборотов и плотности среды и падает с повышением
давления нагнетания.
Как изображено на фиг. 47, ось вращения рабочего колеса осевого
вентилятора расположена параллельно направлению нагнетаемого потока воздуха.
Лопасти расположены под некоторым углом к оси вентилятора и при
вращении рабочего колеса подают воздух. При этом давление воздуха будет тем
выше, чем больше угол наклона лопастей. Однако осевой вентилятор при
работе закручивает поток воздуха. На это расходуется некоторая энергия,
не являющаяся необходимой для выполнения основного назначения
вентилятора— подачи воздуха для охлаждения. Только при очень высокой
скорости вращения рабочего колеса эта часть энергии становится настолько
малой, что ею можно пренебречь. Во всех остальных случаях для получения
достаточно высокого к. п. д. необходимо предпринимать специальные меры
для уменьшения потерь энергии, расходуемой на закручивание потока
подаваемого воздуха. Эти меры могут заключаться в установке специального
направляющего аппарата перед рабочим колесом. Лопасти направляющего
558

аппарата искривлены таким образом, что они несколько компенсируют
создаваемое рабочим колесом закручивание подаваемого потока. Возможна
также установка направляющего аппарата сзади рабочего колеса. Это
позволяет избежать потерь на закручивание струй воздуха после рабочего колеса
и увеличить осевую составляющую скорости воздушного потока.
Для малонагруженных вентиляторов, какими являются вентиляторы
системы охлаждения, нет принципиальной разницы, будет ли установлено
направляющее колесо до или после рабочего. Это определяется большей
частью соображениями конструктивной целесообразности. В большинстве
случаев вентилятор размещают в лобовой стороне двигателя и поэтому
не предусматривают специальных, направляющих поток устройств. При
применении высокооборотных рабочих колес ставить при такой компоновке
за ними направляющий аппарат не нужно.
Если рассечь лопасти осевого колеса цилиндрической поверхности
радиуса г, образующие которой параллельны оси вращения, и полученную
поверхность разреза развернуть на плоскости, то мы получим так называемую,
параллельную решетку крыльев (фиг. 48).
При вращении колеса с угловой скоростью о крылья решетки будут
двигаться со скоростью и = cor, в данном случае одинаковой для всех точек,
лежащих в плоскости решетки. Поэтому принципиально ничего не изменится,
если принять, что параллельная решетка движется поступательно со
скоростью и. Два крыла решетки образуют канал, ось вращения которого
в отличие от центробежного вентилятора расположена параллельно
плоскости решетки и параллельно направлению воздуха при входе в рабочее колесо.
Каждая частица воздуха внутри этого канала, как и в центробежном
вентиляторе, участвует в двух движениях: относительном со скоростью w и
переносном со скоростью и. Окружные скорости в полученных сечениях
вследствие этого в каждом сечении будут различными. На этом основании для
каждого цилиндрического сечения одной из лопастей построим скоростные
треугольники.
Соотношения в скоростных треугольниках зависят от формы лопасти и
расстояния сечения от оси вращения; в зависимости от этого и будем
располагать сечения лопасти. В последующем поверхности сечений станем размещать
в таких местах, чтобы можно было показать зависимость возникающих
в потоке соотношений от формы и расположения рабочего и направляющего
колеса. Там, где эти соотношения зависят только от того, находится ли
направляющее колесо до или после рабочего, будет указано в каждом отдельном
случае.
Скорость с0 входящего воздуха в любом поперечном сечении одинакова.
При проходе этого воздуха через решетку направляющего аппарата
направление потока изменяется на угол ai. Скорость потока можно разложить
на две составляющие — меридиональную с1т и окружную с1и. В силу закона
неразрывности потока сш = с0 (фиг. 48).
Попадая на лопасти направляющего колеса, поток увеличивает свою
скорость до значения Сг > с0; при этом статическое давление уменьшается
до величины ~^- . 1аким образом, если до направляющего аппарата поток
имел давление, равное наружному, то после обтекания лопаток направляю-
щего колеса в потоке появляется разрежение.
Допустим, что поток воздуха набегает на крыло с некоторой скоростью
с19 которая, складываясь с окружной скоростью и элемента лопасти, дает
относительную скорость Wi. Предположим, что при выходе из направляющего
аппарата поток направлен параллельно оси; тогда абсолютная скорость с2
опять совпадает с направлением с0, а относительная скорость изменяется
по закону w2 = \ с\ + и2. Для осевых вентиляторов, применяемых в
двигателях с воздушным охлаждением, проходное сечение постоянно для всех
сечений, перпендикулярных к оси. При этом все меридиональные составляю-
559

2=19
Л=0,32
~~2~ Фиг. 48. Сечения лопаток и скоростные треугольники осевого
вентилятора автомобильного двигателя Deutz с воздушным охлаждением.
560

щие равны и входные и выходные скоростные треугольники лежат один над
другим (фиг. 48).
Силы и скорости на элементе лопасти относятся так же, как на несущей
плоскости в воздушном потоке, движущемся с относительной скоростью.
Согласованность между силами, действующими на элемент лопасти и на
лопасть в целом, будет иметь место тогда, когда скорость потока по величине
и направлению точно совпадает со скоростью до» (фиг. 48, все рассуждения
проводим на плоскости, а не в пространстве). При этом вектор w«, проходит
посередине между векторами Wi и w2 и имеет значение
(65)
Фиг. 49. Скоростные треугольники для осевого вентилятора
с направляющим аппаратом, установленным за рабочим колесом.
для направляющего аппарата, расположенного перед рабочим колесом, и
(66)
{»-•-?)'
для направляющего аппарата, расположенного после рабочего колеса.
На фиг. 49 изображена диаграмма скоростей для последнего случая.
Если профиль несущих лопастей изогнут под углом а«, (угол установки)
Фиг. 50. Силы, действующие на элемент лопасти.
к направлению потока, имеющего скорость до», то это приводит к
возникновению силы Л, направленной вдоль потока (фиг. 50). Их равнодействующую
назовем воздушной силой R. По правилам теории несущих плоскостей для
крыла с профилем длиной / и шириной b (перпендикулярно плоскости)
определяются поперечная и продольная силы, действующие на поверхность
лопасти, и динамическое давление скорости потока:
А = cJX
w
до2
(67)
(68)
где са и cw — безразмерные величины, характеризующие поперечную
силу и силу сопротивления. Кроме формы профиля, они сильно зависят
36 Бюссиен 644 561

и от величины угла установки. Коэффициенты не зависят от скорости Wo*
до тех пор, пока она не превосходит 0,7 скорости звука. Они могут быть
выбраны из профилей бывшей Аэродинамической опытной станции (AVA),
или американского национального исследовательского комитета
аэронавтики (NACA), или других подобных источников. Заметим при этом, что
значения AVA для соотношений / : b = 1 : 5 совпадают со значениями NACA,
приводимыми для
отношения /: b — 1 : 6, в то время
как соотношения в
вентиляторе, при которых
практически исключается
наружное обтекание
лопастей потоком, составляют
1 : оо. Величины эти также
определяются по
формулам, приведенным в
упомянутом сборнике профилей.
На фиг. 51 показана
зависимость подъемной
силы от угла установки
лопастей для некоторых
профилей, изображенных
на фиг. 52. В табл. 4 для
них даны профильные
координаты.
cw представляет мень-
-10
12°<хс
Фиг. 51. Сила тяги различных несущих профилей винтов
в зависимости от угла установки лопастей.
ВИНТОВ
Сто
значение
При расчете воздушных
щий интерес, чем отношение s —
Са
В отличие от примерных значений, принимаемых для несущих крыльев,
для осевых вентиляторов с литыми лопатками, имеющими шероховатую
наружную поверхность, берется более правильное значение е = 0,04 -f- 0,06.
Равнодействующая R (фиг. 50) может быть разложена на составляющие:
тангенциальную Т и осевую 5. Первая из них дает необходимую окружную
силу, приложенную к данному
элементарному сечению лопа- ДУй_675 а/дсд 2406
сти; последняя показывает
сдвигающее давление среды. Следует
принять во внимание, что
суммарный к. п. д. вентилятора
находится в зависимости от
значений S и 71, которая может
быть для элемента лопасти
выражена с помощью формулы (67):
630
(69)
693
2W2
или
(70) Фиг. 52. Поперечные сечения несущих профилей
винтов, характеристики которых изображены
на фиг. 51.
Преобразуем уравнение Эйлера для турбин
в форму, подходящую для осевых вентиляторов:
662
(71)
(72)

Таблица 4
Профильные координаты
Профиль
AVA
675
630
693
NACA
2406
2409
2412
563
Уо
Уи
Уо
Уи
Уо
Уи
Уо
Уи
Уо
Уи
Уо
Уи
0
3,65
3,65
1,55
1,55
3,60
3,60
1,65
1,65
4,05
4,05
6,85
6,85
1,25
6,75
1,60
4,35
0,25
5,60
1,95
2,80
0,85
5,60
2,70
8,75
5,00
2,50
7,85
0,95
5,65
0,00
6,55
1,35
3,25
0,60
6,15
2,2
9,5
4,25
5,0
9,65
0,25
7,70
0,10
7,95
0,70
3,95
0,40
7,05
1,65
10,50
3,40
7,5
11,00
0,05
9,25
0,30
8,90
0,35
4,40
0,20
7,55
1,25
11,15
2,80
10
12,10
0,00
10,55
0,55
9,70
0,20
4,80
0,10
8,00
1,00
11,70
2,40
15
13,70
0,10
12,50
1,05
10,70
0,05
5,35
0,00
8,65
0,70
12,45
1,65
20
14,75
0,25
13,80
1,55
11,45
0,00
5,65
0,00
9,05
0,50
12,70
1,15
30
15,60
0,70
14,80
2,25
12,00
0,00
6,05
0,05
9,25
0,20
12,ео
0 65
40
15,30
1,00
14,50
2,70
11,85
0,00
5,95
0,10
8,80
0,15
12,00
0,40
50
14,40
1,15
13,40
2,75
11,10
0,00
5,50
0,15
8,00
р,ю
10,75
0,15
60
12,80
1,15
11,60
2,70
9,70
0,00
4,80
0,20
7,05
0,05
9,15
0,05
70
10,50
1,00
9,15
2,35
7,85
0,00
3,75
0,20
5,55
0,02
7,40
0,00
80
7,50
0,75
6,35
1,55
5,75
0,00
2,70
0,15
4,00
0,00
5,20
0,00
90
4,00
0,40
3,30
0,75
3,35
0,00
1,50
0,10
2,15
0,00
2,95
0,00
95
2,20
0,20
1,70
0,30
2,00
0,05
0,80
0,05
1,10
0,00
1,50
0,00
100
0,35
0,00
0,00
0,00
0,65
0,15
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00

для случаев, соответствующих размещению направляющего аппарата до или
после рабочего колеса, и подставим вместо с1и и с2а общепринятое Аси. Итак,
(73)
что придает выражению (70) простой вид:
Са± = 1^, (74)
Анализ формул (69)—(74) показывает:
1. Напор, создаваемый вентилятором, увеличивается с применяемыми
значениями подъемной силы, с соотношением —г- (длины лопасти и расстояния
между лопастями по окружности) и применяемыми скоростями.
2. Длина лопастей и их число сами по себе не имеют значения и
определяются только в виде соотношения.
3. Лопасти рабочего колеса осевого вентилятора профилируются таким
образом, чтобы величина напора вдоль лопасти, т. е. по радиусу колеса,
была везде одинаковой. У втулки, вследствие малой окружной скорости,
может получиться слишком малый напор, в результате чего здесь могут
даже появиться обратные токи, уменьшающие коэффициент полезного
действия вентилятора.
Для увеличения напора у втулки надо увеличить коэффициент подъемной
силы лопатки за счет надлежащего профиля лопатки и увеличения угла
атаки.
Увеличение ширины лопатки и скорости у втулки (за счет увеличения
диаметра втулки) также способствует увеличению напора.
4. Большое число существенно влияющих факторов дает возможность
принять множество различных решений. Поэтому перед окончательным
выбором оптимального решения по установке лопаток следует проверить это
решение экспериментально.
На основании имеющихся изготовленных и технически проверенных
образцов — принимают всегда не более чем 1,1 — 1,2. При точной установке
лопастей и выборе соответствующего профиля значения напора могут доходить
до 1,2. Этому значению соответствует такой профиль втулки, при котором
ф _
Аналогично выражению (59) и^ обозначает величину давления,
соответствующего окружной скорости втулки. При этом ([> < 1,35.
При точном изготовлении можно ограничиться для tyv значениями от 1,1
-и даже до 1,0. Приближенно величина v может быть определена из выражения
JL = 1/40,75. . .0,9. . . 1,0)ф. (75)
Из этой формулы следует, что при возрастающих значениях давлений
следует принимать большие диаметры втулок. Для осевых компрессоров
газотурбинных установок v = 0,8 ч- 0,9.
Так же как рабочее колесо за счет изменения направления скорости
от Wi ro w2 создает напор, направляющее колесо за счет изменения
направления скорости от с0 до сг или соответственно (при установке направляющего
колеса за рабочим) с с2 до с3 позволяет достигнуть некоторого увеличения
напора. Чтобы не допустить превышения определенных значений напора,
следует ограничивать угол поворота потока. В вентиляторах системы
охлаждения двигателей расстояния между отдельными лопастями настолько велики,
что они не оказывают влияния друг на друга. Поэтому для вентиляторов
564

этого типа можно применять те же соотношения, что и для единичной лопасти.
У направляющих колес обычно в сечениях, расположенных вблизи втулки,
все-таки возникают завихрения. По опытным данным допустимы значения са
до 2. Формула (74) дает аналогичное отношение, причем индекс / относится
к направляющему аппарату (см. фиг. 48):
Потери энергии в осевом вентиляторе:
1. Из-за трения лопастей вентилятора о воздух напор, создаваемый
рабочим колесом вентилятора, снижается по сравнению с тем, который
был бы, если бы рабочее колесо вращалось в идеальной среде, не
вызывающей трения. Из рассмотрения фиг. 50 следует, что при исчезновении силы W
(сила трения) значение толкающей силы 5 тотчас же возрастет. Эта потеря
напора на трение о воздух учитывается гидравлическим к. п. д. \h.
2. Воздух увеличивает свою скорость на величину ст. В диффузоре его
кинетическая энергия восстанавливается в потенциальную с к. п. д. r\D*
Это относится к осевой составляющей потока, и поэтому коэффициент,
учитывающий эти кинематические потери, следует обозначить через t\ka,
3. Трение о воздух увеличивает значение тангенциальной силы Т,
необходимой для достижения определенной окружной скорости. Эта добавочная
механическая работа учитывается рабочим к. п. д. т\а.
4. При отсутствии или недостаточно точной установке направляющего
аппарата, так же как и при последовательной установке нескольких
вентиляторов один за другим, при выходе потока воздуха из вентилятора он завих-
ряется (появляется еще окружная составляющая скорости). На это
закручивание потока также расходуется некоторая часть кинетической энергии,
которая учитывается коэффициентом i\ku.
5. Дальнейшие потери происходят также вследствие возникновения
противотока в зазор между лопастями рабочего колеса и кожухом. При обычных
производственных допусках эти потери невелики и составляют небольшой
процент.
6. Потери в расположенном перед рабочим колесом направляющем
аппарате, увеличивающем скорость потока, настолько малы, что ими можно
пренебречь. Замедление потока воздуха в направляющем аппарате,
расположенном за рабочим колесом, делает необходимой тщательную отработку
формы и поверхности лопастей. В этом случае потери также незначительны.
В каждом данном сечении лопатки виды потерь энергии и соответственней
к. п. д. отличаются друг от друга. Суммируя их для всего количества воздуха,
получаем окончательные результаты. Для сравнительных подсчетов ниже,
в соответствии с выражением (63), приводятся величины безразмерных
коэффициентов:
^4-Л1п ' + 1^4
(79)
; • (80)
565

2 1 — v3
где га -g- • j __ V2 — функция, зависящая от размеров втулки;
V = ^Ih^k — величина, которая лучше всего оценивает
незначительность сравниваемых членов в формуле и не особенно
отражается на точности результатов.
. В выражениях (77) и (78) при их применении к вентиляторам с установкой
направляющего аппарата перед рабочим колесом следует пользоваться
верхними индексами, а при установке направляющего аппарата за рабочим
колесом — нижними. Формула (80) применяется для вентиляторов без
направляющего аппарата.
Суммарный к. п. д.
причем для вентиляторов с направляющим аппаратом, установленным
впереди,
а для вентиляторов без направляющего аппарата
Введением конструктивных величин Ли а в выражение (63) можем внести
к. п. д. в диаграмму А — а и тем самым увеличить универсальность этой
диаграммы.
Благодаря уравнительным импульсам можно даже при неблагоприятном
расположении диффузора добиться его к. п. д. т\о = 0,8. На фиг. 53
изображена диаграмма, построенная для этого значения и для коэффициента
профиля s = 0,04. Если провести на диаграмме горизонтальную прямую,
соответствующую постоянному числу оборотов, то увидим, что с увеличением
диаметра к. п. д. сначала возрастает. При увеличении поверхности
лопастей вентилятора скорость потока и, следовательно, кинетические потери
уменьшаются. После перехода оптимальных значений к. п. д. снова
снижается потому, что при дальнейшем увеличении диаметра растут потери
на трение. Из-за увеличения кинетического к. п. д. с ростом <|> в
зависимости от напора увеличивается также и суммарный к. п. д.
К. п. д., определенный при этих условиях для вентилятора, не имеющего
направляющего аппарата, изображен на фиг. 54, из которой видно, что
увеличение ф тесно связано с уменьшением ч\. Вентиляторы без направляющего
аппарата поэтому могут быть рекомендованы только для малых значений ф
и больших чисел оборотов.
Из-за того, что увеличение напора вызывает повышение отношения
диаметра втулки к диаметру рабочего колеса, каналы между лопастями
становятся все меньше, и поэтому качество обработки поверхности лопаток и
точность их изготовления и установки оказывают весьма значительное влияние
на поток. В связи с этим вентиляторы системы охлаждения изготовляются
со значением <|> < 0,4. При такой же тщательной обработке лопаток, как
у высококачественных осевых нагнетателей, удается добиться повышения
давления до 0,8.
В качестве верхнего предела окружной скорости из-за возникновения
местных ее увеличений должна быть принята скорость, составляющая 0,6—
0,7 скорости звука. Для нормальной температуры это составляет 200—
230 м/сек. Для обеспечения большей бесшумности работы обычно
придерживаются нижних пределов окружной скорости.
Типичный вентилятор системы охлаждения автомобильного дизеля
показан на фиг. 55. Этот вентилятор рассчитан на производительность
6600 м3/час и давление 280 кг/м2. Диаметр рабочего колеса составляет 320 мм,
диаметр втулки 160 мм и число оборотов при данных условиях п =
= 7700 об/мин.
566

0,5
Ofi
' 0,8 0,9 1,0
2,0 2,5 3,0й
Фиг. 53. К. п. д. осевого вентилятора с направляющим
аппаратом, расположенным перед рабочим \ колесом, при
к. п. д. диффузора, равном 80%.
б
3,0
2,5
2,0
=0,1
0,2
03
-о,ч
0,5
-0,6
-0,7
\
V
л
V
\
Ч
1
\
л
V
N
\s
Xs
\]
\
N
\
\
N
\
\
\
\
\
\
V
V
\
\
\
\
s\
N
\
\
\
\
\
N
\
\
\
ч
\
\
\
\
\
>
s
\
\
—\
\
\
\
\ 1
i
г
\^
\
ч
\
/
\
\v
\
\
\
\
\
\
\
ч \
\\
к
\
\
\ \
\
\
\
\
\
\
\
\
\ \
\\
\
\
л
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
ОМ
0,8 0,9 1fi 1f 2,0 2,5 3,0Д
Фиг. 54. К- п. д. осевсго вентилятора без направляющего
аппарата.

СП
О)
00
2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000Vm3/4(2C
Фиг. 56. Пеле характеристик вентилятора, изображенного на фиг. 55:
/ — дроссельная кривая.
Фиг. 55. Вентилятор автомобильного
дизеля Deutz.

Характерные данные этого вентилятора (фиг. 53):
ф = 0,27; А -1,69;
ф = 0,237; о = 1,13.
Коэффициент диаметра втулки v = 0,5 хорошо совпадает с формулой
v = 1/б,9ф. Сечения лопастей и входные и выходные треугольники
скоростей также согласуются с фиг. 48. Заметим также , что, как видно из фиг. 56,
длина лопастей по отношению к длине втулки невелика. Это является след-
ствием различия в окружных скоростях.
Рабочее и направляющее колеса изготовлены из алюминиевого сплава.
Профили имеют хорошо обтекаемую форму и выполнены в соответствии
с действующими на них силами.
Характеристики этого вентилятора приведены в виде диаграммы на фиг. 56.
Наибольшее значение к. п. д. составляет 76%, хотя при более высоких
числах оборотов его можно было бы еще немного повысить. Рабочий режим лежит
вблизи максимума к. п. д. и не отклоняется сколько-нибудь от него при
частичных оборотах, как это показывает прохождение дроссельной кривой
двигателя.
Центробежные вентиляторы
Скоростные соотношения
На фиг. 57 представлены разрез рабочего колеса центробежного
вентилятора. Поток воздуха, поступающий с левой стороны, обтекает корпус
ступицы (который в простейших вентиляторах часто отсутствует), изгибается
в радиальном направлении, проходит по каналам между лопастями и
приобретает в результате вращения рабочего колеса некоторую энергию.
Вытолкнутый вращением рабочего колеса воздух поступает в собирающий кожух
(чаще всего спиральной формы) и оттуда направляется в выходной
направляющий кожух. В этом кожухе кинетическая энергия движущегося
воздушного потока частично преобразуется в потенциальную энергию напора.
На фиг. 58 схематически изображен разрез через каналы между лопастями
в плоскости, перпендикулярной коси вращения. Показаны три
принципиально различных способа конструкции лопаток: концы лопаток загнуты
вперед, направлены радиально или загнуты назад. В каждом из этих трех
случаев лопатки в начале отогнуты под таким углом рь который обеспечивает
плавный вход воздушного потока при одинаковых числах оборотов, ширине
лопаток Ь и количестве нагнетаемого воздуха. Величина и направление
скорости воздуха при выходе, так же как и давление его, для каждого случая
зависят от направления искривления лопаток.
Суммарное давление идеального потока, приобретаемое им при выходе
из рабочего колеса, определяется по Эйлеру
bPges = ? (и&и — ¥ifl); (8!)
bpges=^[(cl-c\) + [ul-u\) + (w]-wl)}. (82)
Обе формулы идентичны. Выражение (82) представляет собой сумму трех
членов, физический смысл которых заключается в следующем:
1Г (С1 — с\) —прирост кинетической энергии;
-у- [ы\ — и\\ — прирост статического напора вследствие воздействия
центробежной силы;
-~ lw\— w2A — прирост статического напора вследствие замедления потока
в расширяющихся наружу каналах между лопатками..
569

Из сравнения форм лопаток (фиг. 58, айв) видно, что в первом случае
составляющая с2и значительно больше, чем в последнем. Это положение
по формуле Эйлера относится и к получающимся давлениям потока (сы
всегда равно нулю, а и2 в обоих случаях равны). Таким образом, давление
при лопатках, показанных на фиг. 58, а, должно быть больше, чем при
лопатках, изображенных на фиг. 58, в, в том же соотношении, что и
скорости. Из уравнения Бернулли (82) видно, что в рассматриваемых случаях
(tii, u2 и Wj, w2, смотря по обстоятельствам, равны) прирост давления в
первом случае (фиг. 58, а) по сравнению со вторым случаем (фиг. 58, в)
характеризуется только первым членом этого уравнения. Форма лопаток
на фиг. 58, а может иметь некоторые практические преимущества по отно-
-Фиг. 57. Схема
центробежного
вентилятора.
5)
в)
Фиг. 58. Скоростные диаграммы лопастей различных форм на рабочем
колесе барабанного типа:
а — лопасти, загнутые вперед; б — лопасти, направленные радиально;
в — лопасти, загнутые назад.
щению к форме лопаток на фиг. 58, в, при которой, кроме того, получается
меньший к. п. д. и требуется очень тщательное изготовление спирального
кожуха *.
Отношение динамического давления к суммарному давлению важно для
оценки конструкции вентилятора. Это отношение характеризуется степенью
реактивности. Под степенью реактивности понимают отношение
статического напора после рабочего колеса к суммарному давлению:
х =
(83)
Напишем по уравнению (59) суммарный напор через статический напор
и безразмерные коэффициенты tyges и tystat так, чтобы выразить эти величины
1 В этом отношении автор не совсем прав. Лопатки, загнутые вперед, при одной
и той же скорости вращения развивают больший напор. Вместе с тем достаточно сравнить
параллелограммы скоростей на выходе из рабочего колеса при различных углах (32, чтобы
убедиться, что при увеличении угла (32 скорость с2 на выходе возрастает. Вследствие
большой скорости с2 получаются также большие гидравлические потери на выходе. Кроме того,
лопатки, загнутые вперед, часто дают нерациональную форму канала — сечение канала
сначала резко расширяется*, а затем сужается. Все это приводит к снижению к. п. д. Прим.
перев. И. Л. Бескина.
570

,2а = 2и2. Коэффициент реактивности х линейно снижается
для типичного случая протекания воздуха через рабочее колесо (с1п = 0)
посредством отношения -^ (фиг. 59). Коэффициент напора tyges для
суммарного напора линейно возрастает с увеличением — . Для статического
напора эта зависимость выражается параболой с максимумом при с2и = Щ
(концы лопастей направлены радиально) и пересечениями с нулевой линией
при с2и = 0 и L
с х = 1 при с2а = 0 до х = 0 при
с2а = 2и2.
Желаемый суммарный напор может
быть достигнут в вентиляторе с
загнутыми вперед лопатками при меньшем
числе оборотов, чем в вентиляторе
с загнутыми назад лопатками. Если
габаритные размеры или числа оборотов
ограничены, то конструктор принимает
именно такое решение, несмотря на
ранее перечисленные недостатки.
Колеса с радиально направленными
концами лопаток часто применяют, так как
они обеспечивают компромиссное
решение.
Еще одно существенное различие
между колесами с концами лопастей,
•отогнутыми вперед и назад,
заключается в их эксплуатационных качествах
при различных нагрузках. Для
идеального (не дающего потерь) колеса
с радиально направленными концами
лопастей кривая, характеризующая
зависимость напора от
производительности при постоянном числе оборотов,
проходит горизонтально. Это значит,
что напор не зависит от количества
подаваемого воздуха. При загнутых
назад лопастях с увеличением
производительности напор падает, при загнутых вперед — повышается. Эти
соотношения идеального колеса для реальных вентиляторов искажаются
потерями на трение и на удары воздуха о лопатки; однако характер этого
искажения часто нельзя четко представить. Некоторое суждение по этому вопросу
можно составить из фиг. 60 и 61.
Достижимые величины напора составляют для вентиляторов:
с концами лопаток, изогнутыми вперед Ф= 1,6 ч- 2,3
с радиально направленными концами лопаток . . . 9= 1,0ч- 1,4
с концами лопаток, изогнутыми назад 9 = 0,7 ч- 1,2
Параметры рабочего колеса
Входной диаметр De рабочего колеса должен быть настолько большим,
чтобы средняя скорость потока воздуха, проходящего через сечение -j-D2e,
была бы меньше, чем составляющая с1т входной скорости рабочего колеса.
Следует учитывать, что при входе -потока воздуха в рабочее колесо поток
изгибается в осевом и радиальном направлении, и возникают завихрения.
Эти явления затрудняют определение действительной скорости потока.
Поэтому рекомендуется другой критерий для определения входного диаметра:
De > 4,86Т, • (84
где Ьг — ширина лопасти при входе.
571
Фиг. 59. Изменение статического и
динамического напора и степени реактивности
в зависимости от увеличения окружной
составляющей скорости выходящего
воздуха для центробежных вентиляторов.

to
h9
мм вод.ст.
100
50
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0.7 0,8 LQM3/ceK
Фиг. 60. Характеристика вентилятора с рабочим колесом барабанного
типа (у^=0,85) диаметром 372 мм с загнутыми вперед концами
лопастей (зависимость напора hg от количества подаваемого воздуха Lo):
/ — оптимальная нагрузка при переменных числах оборотов двигателя.
мм Вод.ст.
м3/сек
фиг. 61. Характеристика вентилятора с рабочим колесом
(-уу- = 0,7 J диаметром 230 мм с загнутыми назад концами
лопастей (зависимость напора hg от количества подаваемого воздуха 10);
диаметр выходного канала трубы 168 мм:
/ — оптимальная нагрузка при переменных числах оборотов вала двигателя.

Относительная скорость воздуха в канале между лопатками для
уменьшения возможности завихрений не должна превышать значений, которые
позволяли бы рассматривать этот канал как своеобразный диффузор.
Преобразуем поперечное сечение канала, перпендикулярное к линиям потока,
в эквидистантные окружности так, чтобы продолжение одной из этих
окружностей образовало бы тело вращения, отстоящее на 8—10° от других
плоскостей. Каналы колес с концами лопаток, отогнутыми назад, значительно
длиннее и менее искривлены, чем у лопаток с концами, отогнутыми вперед;
поэтому в первых каналах достигается большее замедление, чем во вторых
каналах, даже при условии, что Wi = w%. На величину относительной
скорости на выходе также оказывает влияние конусность одной или обеих
боковых стенок центробежного колеса.
Рекомендуется следующее
выражение для определения скорости
/
-1--о*
Л
S
—*
\
0,08 0,12 у
*о
W
0,6
,ф
26,7
0,08 0,12 д>
.1.1
Фиг. 62. Безразмерная характеристика Фиг. 63. Безразмерная характеристика
/3 = 82 = 90°; 10 лопаток; а = 0,207; Д=4,32). (рх = 30°; р2 = 40°; 16 лопаток; с=0,240;
А = 4,11)-
в единичном канале рабочего колеса при минимальных потерях, которое
чаще всего приводит к желаемым результатам:
А»
/
(85)
где ср определяется по формуле (63).
После определения желаемого коэффициента ф найдем по выражению (59)
необходимую окружную скорость■ и2. После определения D2 или и можно
определить ср и по выражению (85) величины-^ ,
и, сг
Затем
определяется щирина лопасти 6i, причем должно быть учтено все сказанное выше
о форме канала между лопастями. Чаще всего одна и та же схема
проверяется в нескольких вариантах. Более точные сведения о рабочих колесах,
определении числа лопаток и т. д. имеются в специальной литературе.
На фиг. 62 — 66 приведены данные по безразмерным характеристикам
некоторых центробежных вентиляторов. На схемах разрезов рабочих колес
наружный диаметр принят за 100. Для точки наилучшего к. п. д. определены
быстроходность а и характерный диаметр А. Применением подобных
безразмерных схем можно значительно облегчить работу по первоначальному
определению необходимых для проектирования величин.
При конструировании автомобильных двигателей с воздушным
охлаждением, особенно многоцилиндровых двигателей, часто отказываются от
применения классических схем осевых или центробежных вентиляторов из-за
их больших размеров. Поэтому, несмотря на несколько худший к. п. д.,
получили широкое распространение рабочие колеса барабанного типа со
значительно укороченными лопастями (см. фиг. 60 и 66). При этом отдают
предпочтение высоконапорным колесам с изогнутыми вперед концами лопастей.
573

Соотношение диаметров -~ зависит от аэродинамических свойств венти-
лятора. Для рабочего колеса барабанного типа с концами лопастей,
загнутыми вперед, это соотношение равно 0,8—0,95. Среднее значение 0,875 дает
радиальный размер лопасти 2^~ г = -^D2. При этом наиболее
благоприятная ширина лопасти находится между b = 0,167Z)2 и b = 0,198D2
(среднее значение b = 0,183Z)2). При большей ширине возникает срыв потока
и противоток воздуха через
лопасти.
Конструкторы
вентиляторов рекомендуют для рабочих
0,8
0,6
0,"
0,2
/
ф
\
О 0,05 0,10 0,15 0,20 tp
Фиг. 64. Безразмерная характеристика
Рх = р2 = 90°; 8 лопаток; а = 0,368; Д = 2,76).
колес с загнутыми вперед
концами лопастей шаг
L •
Z
Величину г определяют
из соотношения
, —А
г =
0,8
0,6
Ofi
0,2
ф'
Ofik 0fid 0,12 0,16 ср
111
2У2
Фиг. 65. Безразмерная характеристика (р2 = 90°
8 лопаток; з = 0,419; Д = 2,52.)
0,6
0,2
/
/
\
ф
' |
0 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25
sg
Специалисты смежной
области — корабельные
турбостроители советуют
принимать t = 0,7r -ч- л, что в
зависимости от соотношения
диаметров приводит к
следующим формулам:
для / = 0,7г
г- 12,7 L-;
для t = г
z —•
Фиг. 66. Безразмерная характеристика (Рх = 90°;
40 лопаток; а = 0,502; Д = 2,26).
Для рабочих колес с
загнутыми назад концами
лопастей соотношение
диаметров, так же как и число
лопастей, значительно меньше
(более длинные каналы).
В табл. 5 приведены достигнутые и рекомендуемые параметры рабочих
колес вентиляторов барабанного типа. Значения наименьшего коэффициента
мощности е приближаются к 0,9; степень реактивности х и достигнутый
коэффициент производительности ф приведены для полноты изложения.
Из практических соображений (число лопаток, прочность при резком
изменении числа оборотов, степень реактивности) стараются получить
наименьшие соотношения -~, которые могут быть признаны пригодными для
вентиляторов с рабочими колесами барабанного типа. Однако в этом
случае получаются невысокие значения коэффициентов мощности.
Как уже говорилось, колеса с загнутыми вперед концами лопастей можно
применять только тогда, когда есть возможность с наименьшими потерями
провести обратное преобразование кинетической энергии вращающегося
воздушного потока в потенциальную энергию напора.
574

Таблица 5
Параметры колес вентиляторов барабанного типа с концами лопастей, загнутыми вперед, при
различных радиальных размерах лопаток
Параметры
Соотношение диаметров
0,8 0,85
0,1665
64
44
0,911
0,878
0,533
0,18
0,177
85
60
0,914
0,882
0,602
0,139
0,90
0,1875
127
89
0,917
0,885
0,675
0,095
0,95
0,198
254
178
0,918
0,885
0,752
0,049
Отношение ширины рабочего колеса к его диа-
Ь
метру ~jY
Число лопаток z:
для t = OJr
для t = г
Наименьший коэффициент г мощности для
конечного числа лопаток:
для t = 0,7г
для t = г '
Коэффициент производительности ф
Степень реактивности i
Спиральные кожухи
Причины, вызвавшие необходимость заключения рабочего колеса
центробежного вентилятора в кожух, имеющий спиральную форму, были освещены
ранее. Напомним, что кожух подобной формы позволяет собрать и направить
в желаемом направлении подаваемый рабочим колесом поток воздуха и
обеспечивает преобразование кинетической энергии потока в потенциальную
энергию напора. Поперечное сечение направляющего канала спирального
кожуха (круглое, квадратное, прямоугольное, трапециевидное или
комбинированное) на двигателях с воздушным охлаждением выбирается в основном
исходя из конструктивных соображений. Чисто технологическими
соображениями определяется и способ изготовления кожуха (сборка из отдельных
секций, литье, штамповка и т. д.).
Кожухи, направляющие поток охлаждающего воздуха к цилиндрам,
из соображений дешевизны чаще всего делают штампованными из тонкой
листовой стали. Отдельные элементы направляющих кожухов соединяют
между собой точечной сваркой. Поперечное сечение каналов принимают
квадратным или прямоугольным с закругленными углами. В других случаях
направляющие кожухи делают литыми из легких сплавов. При этом кожухи
часто служат для крепления двигателя или вспомогательных агрегатов
(см. фиг. 107, 113, 114, 115). При двухрядных двигателях (V-образных или
с противолежащими цилиндрами) вентилятор помещается в кожухе с двумя
спиральными каналами, который имеет два выходных отверстия. При
штампованном кожухе вентилятора и направляющих кожухах следует принять
меры к предотвращению утечки воздуха через щели и стыки. Во всяком
случае нужно стремиться уменьшить потери воздуха. При испытании
двигателя Volkswagen пришлось для повышения эффективности обдува
замазывать пластилином все щели в кожухах. На серийных двигателях этой марки
понадобилось увеличить количество подаваемого воздуха при всех числах
оборотов на 10%. По этому примеру можно судить о приблизительной
величине потерь воздуха через неплотности. Кстати, в этом случае был установлен
вентилятор с загнутыми вперед концами лопастей, который работал в
области крутопадающих характеристик (см. фиг. 61). Это сказалось на
уменьшении отдаваемой мощности на малых и средних числах оборотов и на
увеличении ее на высоких числах оборотов.
При конструировании спирального кожуха следует стремиться
использовать все возможности для того, чтобы обеспечить плавные переходы,
предотвратить вероятность противотока воздуха и уменьшить- потери.
Для наиболее простых случаев можно ограничиться приближенными
данными, показанными на фиг. 67. Вокруг центра рабочего колеса построен
575

Фиг. 67. Направляющий кожух.
квадрат со стороной S. Спираль кожуха описывается четырьмя радиусами
с центрами в углах квадрата, причем первый радиус Ri =-£ (D2 + S).
Вентиляторы подобной конструкции не рассчитаны на большой напор;
поэтому рабочее колесо, имеющее наружный диаметр Da, выступает на
некоторую величину д над нижним краем выходного сечения F L . Вследствие
этого достигается уменьшение размеров вентилятора. Величина 6, на
которую рабочее колесо перекрывает
выходное сечение вместе с размером а,
определяет величину этого сечения. Как видно
из фиг. 67, некоторая часть потока
воздуха, подаваемого вентилятором, из-за
выступа величиной Ь непосредственно
попадает в направляющий кожух, минуя
спиральную камеру. На фиг. 67 принято
5 = ~ , что можно обосновать расчетом:
R, + S — R1 = (R1 + 3S)+S—R1= 4S.
На фиг. 67 изображено также
расстояние z от периферии рабочего колеса до
стенки кожуха. Для предупреждения
возникновения противотока воздуха и
связанных с этим потерь величина z должна
быть возможно малой, хотя при очень
близком расположении лопаток рабочего колеса от входной кромки
кожуха при больших числах оборотов в результате неравномерности потока
возникает раздражающий свист. В случае необходимости (например, при
работе одного вентилятора на два направляющих кожуха двухрядного
двигателя) можно избавиться от этого явления и обеспечить небольшую
величину z. Для этого следует входную кромку кожуха расположить под
некоторым углом (при виде сверху). Однако в обычных условиях возникают
сомнения в целесообразности такой меры.
Регулировка производительности
В случае, если вентилятор системы охлаждения жестко связан с
коленчатым валом, количество воздуха, подаваемого в 1 сек., пропорционально
числу оборотов двигателя. При этом следует учитывать, что при увеличении
числа оборотов производительность растет в первой степени, а напор —
в квадрате; сопротивление воздушного тракта возрастает пропорционально
производительности в квадрате. На фиг. 68 показано нормальное поле
характеристик вентилятора. На нем изображена взаимозависимость между
лроизводительностью и напором вентилятора, причем каждой величине
площади F дросселированного отверстия соответствует своя парабола.
Величины F увеличиваются вправо.
В случае применения нерегулируемого вентилятора рабочая зона при
изменении числа оборотов вентилятора (двигателя) смещается по таким же
нагрузочным параболам. В правильно сконструированных вентиляторах
значения к. п. д. (см. фиг. 56 и 61) в довольно широких пределах изменения
чисел оборотов находятся в удовлетворительных пределах.
Регулировка производительности осуществляется следующими способами:
1. Изменением числа оборотов. Рабочая точка перемещается из точки А
в В. При этом вентилятор продолжает работать в области высокого к. п. д.,
и возрастания потерь напора и производительности не наблюдается. Поэтому
такой способ регулирования считают идеальным. Однако практически
осуществить бесступенчатое регулирование скорости весьма затруднительно.
2. Дросселированием нагнетаемого или всасываемого воздуха при
постоянном числе оборотов рабочего колеса. Этому способу соответствует
576

рабочая точка С на фиг. 68. Недостатком являются потери напора в
дросселирующем органе и неудовлетворительный к. п. д. Поэтому требуется
больший расход мощности на привод вентилятора, чем при регулировании по
способу 1. Преимуществом является простота конструкции для осуществления
регулировки.
3. Выпуском части по-
даваемого воздуха в
атмосферу. Этому способу
соответствует рабочая
точка D. Недостатком
являются большие потери
производительности и
низкий к. п. д. Этот способ
регулировки применяют
только тогда, когда другие,
более экономичные
способы регулировки
невозможны.
4. Установкой
поворотных направляющих
лопаток на входе в рабочее
колесо или на выходе из
него. Принцип
регулировки заключается в
изменении характеристик. Этот способ ндшел применение в форме винтового
дросселя в центробежных вентиляторах большой мощности. Конструктивно
оформление этого способа сложное.
5. Установкой поворотных лопастей в осевых вентиляторах. По
сравнению с первым способом данный способ регулировки отличается меньшими
потерями мощности. Однако из-за сложности конструкции способ
распространения не получил.
Фиг. 68. Схема регулировки "вентиляторов:
/ — потери напора; // — количество подаваемого воздуха.
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ С ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ И РЕГУЛИРОВКА
ИХ ТЕМПЕРАТУРЫ
Характерной особенностью почти всех двигателей с воздушным
охлаждением является применение отдельных цилиндров и отдельных головок.
Эта конструктивная особенность вызвана условиями изготовления оребрен-
ных цилиндров из легких сплавов. Отсутствие моноблочной конструкции
снижает жесткость всего двигателя. Необходимой жесткости можно добиться
за счет целесообразного расположения усиливающих ребер и большого
смещения нижней плоскости картера двигателя вниз от оси коленчатого
вала.
В многоцилиндровых двигателях с различным числом и расположением
цилиндров вопросы обеспечения запасными частями, удобства и дешевизны
ремонта при раздельной установке цилиндров значительно упрощаются.
В результате раздельной установки цилиндров длина двигателей воздушного
охлаждения больше, чем длина двигателей с водяным охлаждением,
имеющих ту же мощность.
Крепление цилиндров осуществляется с помощью анкерных шпилек,
которые одновременно обеспечивают нажимное усилие, необходимое для
создания уплотнения между цилиндром и головкой. У дизелей давление
газов внутри цилиндра при вспышке доходит до ПО атм. Возникающие
при этом усилия должны быть положены в основу расчета анкерных шпилек
на прочность и цилиндров — на прочность и допустимую деформацию.
Другой способ крепления цилиндров применен в дизеле, показанном
на фиг. 69. В этом двигателе цилиндры свободны от сжимающих усилий, так
как картер доходит до верхних фланцев цилиндров (как это бывает при
37 Бюссиек 644 577

блоках цилиндров в-двигателях с водяным охлаждением). Преимуществом
подобного способа крепления является то, что при нагреве цилиндр может
свободно расширяться вниз, сохраняя при этом свое круглое сечение. Стенки
картера служат одновременно направляющими для охлаждающего воздуха.
Однако при рядном расположении цилиндров такая компоновка вызывает
увеличение длины двигателя.
Цилиндры двигателя чаще всего изготовляют из легированного чугуна,,
причем широко применяется центробежное литье. Охлаждающие ребра
могут быть или сразу отлиты вместе с цилиндрами, или протачиваются
Фиг. 69. Дизель Wumag-Krupp.
при последующих операциях. При этом допустимые температуры головки
и цилиндра обеспечиваются без помощи дополнительного охлаждения поршня
маслом. В случае особенно высокой литровой мощности применяют
алюминиевые цилиндры с хромированной рабочей поверхностью (спортивный
автомобиль Porsche) или чугунные гильзы с ребрами из алюминия.
Преимуществами цилиндров из легких сплавов с хромированной
рабочей поверхностью являются: меньшие вес и коррозионный износ, лучшая
теплопроводность (допускают повышение значений е и Ne на 3—5%),
меньшая подверженность заклиниванию поршня даже при зазоре между поршнем
и цилиндром менее 0,02 мм. Недостатки заключаются в дороговизне
изготовления и монтажа, склонности к задирам и к отслоению хрома, большом
линейном расширении, повышенном шуме даже при небольшом износе
поршневых колец, жестких требованиях к допускам (например, на размеры
поршней), что трудно выполнимо в условиях серийного производства.
Можно применять стальные или чугунные цилиндры с ребрами из легких
сплавов. Тепловой поток от стенок цилиндров к ребрам проходит в этом
случае через место присоединения ребра, независимо от того, каким способом
это соединение сделано — напрессовкой или при помощи нового способа,
известного в Европе под название Alfin-процесса. Необходимое для хорошей
теплопередачи соединение между двумя металлами обеспечивается при этом
очень тонким слоем FeAl3, возникающим на контактирующих поверхностях
соединяемых деталей. Шлифы, изображенные на фиг. 70, показывают, что
при этом переходный слой может иметь толщину 0,02—0,03 мм. При
отсутствии каких-либо окислов переходный слой обладает сопротивлением на
разрыв 8—12 кг/мм2 и на сдвиг 4—6 кг/мм2. Практика показывает, что при
578

правильном соотношении стали и алюминия достигается достаточная
прочность слоя, выдерживающего разность коэффициентов линейного расширения
при нагреве и обеспечивающего надежную связь при высокой температуре.
Промежуточный слой не затрудняет теплопередачи.
Технологический процесс соединения деталей заключается в том, что
стальные или чугунные детали погружают в жидкий алюминий, причем уже
через несколько минут на поверхности контакта образуется слой FeAl3.
Затем цилиндр помещают в чугунную форму и заливают алюминиевым
сплавом.
* •- у ": ■
Фиг. 70. Травленые шлифы образцов соединения по методу Alfin
(вверху — легированный алюминий со сталью, внизу—легированный
алюминий с чугуном).
Исследования двигателей с воздушным охлаждением с цилиндрами типа
Alfin (США) позволили прийти к следующим выводам:
1. По сравнению с цилиндром со стальными ребрами при заданной
температуре цилиндра и мощности требуется только 55% количества
охлаждающего воздуха, 37% напора охлаждающего воздуха и 22% расхода мощности
на привод вентилятора.
2. При равной интенсивности охлаждения стальной цилиндр по
сравнению с цилиндром типа Alfin позволяет получить только половину мощности.
Это значит, что без изменения интенсивности охлаждения, только
применением цилиндра и головки с ребрами из легких сплавов, можно удвоить
мощность двигателя.
3. При равных условиях работы и охлаждения температура цилиндра
типа Alfin на 30° ниже, чем стального.
Цилиндры двигателя с воздушным охлаждением при работе испытывают
большие термические и механические напряжения. На фиг. 71 показана
головка цилиндра дизеля с камерой сгорания. На фигуре видно, как
расположены ребра, обеспечивающие отвод необходимого количества тепла.
В качестве материала для ребер применен легированный алюминий с высокой
теплостойкостью. В табл. 6 приведен химический состав наиболее
распространенных алюминиевых сплавов для головок цилиндра. В качестве наи-
37* 579

более важных компонентов в большинстве сплавов, кроме магния и кремния,
входят медь и никель. Из не содержащих никеля легких сплавов наиболее
часто применяются для головок цилиндров так называемые гидроналиумы
(Ну51, Ну511). При оценке пригодности того или иного элемента в
качестве легирующего для материала головки цилиндра, кроме
теплопроводности и теплостойкости, следует уделять внимание также и долговечности.
Принято считать, что сплавы должны сохранять свои прочностные качества
при окружающей температуре 300° С, т. е. иметь допустимые напряжения
на разрыв 8—10 кг/мм2.
Предел ползучести после
500-часового выдерживания при
температуре 300° почти всегда
принимают равным 2 кг/мм2.
Конструктор должен
учитывать, что если происходит
местное повышение
температуры в головке цил индра
в таких пределах, то
прочность в данном сечении
соответственно снижается.
Все сказанное выше
относится и к седлам клапанов.
В качестве материала для
них применяется
специальная бронза с высоким
коэффициентом расширения,
центробежное чугунное литье
или высоколегированная хро-
моникелевая сталь (Remanit).
Во избежание снижения
прочности легких сплавов
в местах, прилегающих к
клапанам, увеличивают
поверхность охлаждающих ребер
и направляют на них усиленный поток охлаждающего воздуха. Такими
мероприятиями удается ограничить температуру в пределах до 260° С.
Автомобильные двигатели с воздушным охлаждением с литровой
мощностью 15—20 л. с.1л обычно оборудуются масляными радиаторами, которые
предотвращают повышение температуры масла свыше 100° С. Масляный
радиатор располагается в потоке охлаждающего воздуха и отводит от
двигателя около 10% тепла. В двигателях Deutz масляный радиатор
обдувается специально направляемым потоком воздуха, а в двигателях
Volkswagen и SLM он расположен между вентилятором и цилиндрами. В
двигателе SLM масляный радиатор служит одновременно для поворота потока
Фиг. 71. Головка цилиндра с вихревой камерой
двигателя Deutz FL514.
Таблица 6
Химический состав (в %) алюминиевых сплавов для головок цилиндров
Марка
Ну 51
Ну 511
Y
Al-G8
(Flw 3140)
GAl-Cu-Si
RR 53
Mg
5,29
4,95
1,55
0,30
0,50
1,95
Si
0,95
1,12
0,20
0,30
3,0
1,51
Mn
0,22
0,32
0,03
—
0,6
0,04
Fe
0,18
0,18
0,40
0,70
1,1
0,80
Ti
0,09
—
—
—
—
Cu
0,49
4,0
9,96
5,0
2,5
Ni
—
1,55
0,50
0,5
1,28
580

охлаждающего воздуха в направляющем кожухе. Обычно у масляного
радиатора ставится перепускной клапан, направляющий холодное и густое
масло непосредственно к точкам смазки. Тем самым достигается
термостатическая регулировка температуры двигателя.
Регулировка температуры двигателя
Ранее уже указывалось на желательность поддержания возможно более
высокой температуры двигателя, независимо от нагрузки и температуры
охлаждающего воздуха. Практика показала, что следует стремиться не
только к достижению высокой эффективности процесса сгорания, но и к
созданию режима работы, обеспечивающего минимальный износ двигателя в про-
цессе эксплуатации.
В этой связи проводились опыты охлаждения двигателей высококипя-
щими жидкостями или за счет испарения жидкости в двигателях с
жидкостным охлаждением. Целью опытов являлось повышение температурного
режима и получение наилучших мощностных и экономических показателей
при работе на различных нагрузках. Преимущества высокой температуры
кипения и низкой точки замерзания особенно ярко проявляются при
применении вместо воды гликоля и этиленгликоля. Однако коэффициент
теплопередачи этих жидкостей значительно ниже, чем у воды; поэтому может
оказаться, что поверхность теплоотдачи обычных цилиндров автомобильных
двигателей с водяным охлаждением при работе с полной нагрузкой окажется
недостаточной.
Двигатели воздушного охлаждения в этом отношении находятся в более
благоприятных условиях: обычно только при полной нагрузке температура
подходит почти к допустимым пределам. Перегрева не наблюдается при
температуре рабочих поверхностей 180—220° С. Только при температуре выше
260° С могут возникать неисправности вследствие закоксовывания смазки
и пригорания верхних поршневых колец. Температуру некоторых мест
головки цилиндра 260—280° С еще можно рассматривать как допустимую.
В результате такого высокого температурного режима в двигателях
воздушного охлаждения имеются предпосылки для большей эффективности
рабочего процесса. Принято считать, что все эти факторы оказывают такое же
благоприятное воздействие и на рабочий процесс при работе на частичных
нагрузках.
Необходимая поверхность охлаждающих ребер ограничивается
условиями литья и габаритными размерами. Следует также иметь в виду, чтобы
количество охлаждающего воздуха и расход мощности на вентилятор
находились в допустимых пределах. При этом также учитывают возможность
повышения степени сжатия, коэффициента наполнения, применения
специальных видов материалов с повышенной термической стойкостью и др.
Из этих соображений во избежание снижения среднего эффективного
давления не следует отдавать предпочтения ни высокой температуре стенок
цилиндра, ни повышенному количеству охлаждающего воздуха.
При превышении рекомендуемого температурного режима могут
возникнуть нежелательные нарушения в работе поршней. Повышения мощности
и уменьшения расхода топлива ожидать не следует, потому что вследствие
чрезмерного подогрева рабочей смеси коэффициент наполнения резко падает,
и в карбюраторных двигателях часто возникает детонация. Значительно
большая, по сравнению с двигателями с водяным охлаждением,
нечувствительность к изменениям температуры окружающего воздуха является
следствием полного использования перепада температур между стенкой цилиндра
и охлаждающим воздухом. В двигателях с водяным охлаждением
нормальной разностью температур между радиатором и окружающим воздухом
можно считать 60—70° С. Для цилиндров двигателей воздушного охлаждения
эта разность увеличивается более чем в 2 раза. Поэтому колебания
температуры входящего воздуха при одинаковых его количествах оказывают
значительно меньшее влияние на работу двигателя.
581

Работа при пониженной температуре и для карбюраторных двигателей
и для дизелей весьма нежелательна, но влияние пониженной температуры
на эти два двигателя различно. Последствия длительной эксплуатации
переохлажденных карбюраторных двигателей известны. Происходит смыв
смазки со стенок цилиндров конденсированным топливом. Это приводит
к повышению износа рабочих поверхностей цилиндров, поршней и
поршневых колец. Исследования показывают, что один пуск холодного двигателя
вызывает такой же износ его деталей, как 10 час. работы при полной нагрузке.
То же самое можно сказать и о крайне нежелательном уменьшении толщины
масляной пленки на опорных поверхностях, что особенно опасно для
подшипников
В отличие от карбюраторных двигателей, в ди елях переохлаждение
приводит только к не особенно опасному загущению смазки. Так как в
цилиндрах дизеля сжимается чистый воздух, не содержащий топлива, то
конденсации паров топлива на стенках цилиндров не происходит, а прежде чем
возникнут перебои во вспышках, может пройти длительное время. Однако,
несмотря на то, что продукты сгорания конденсируются при температуре
приблизительно 60° С, нарушения определенных пределов температур стенок
цилиндров приводят к нежелательным изменениям масляной пленки, а при
длительной работе вызывают старение всего масла в двигателе.
При сгорании топлива наиболее опасными являются сернистые
соединения SO о, SO3 и H2S, образующиеся из имеющейся в топливе серы. Эти
соединения, вступая в реакцию с парами воды, дают соответствующие
кислоты, которые корродируют стенки цилиндра и приводят к быстрому
старению смазочного масла. Капельки воды, появляющиеся в результате
конденсации продуктов сгорания, попадают в масло, эмульгируют его и настолько
быстро повышают его вязкость, что образуется некоторое подобие масляной
пасты.
В дизелях воздушного охлаждения работа при температуре стенок
цилиндров ниже 60° С (а следовательно, и повышенный износ) происходит только
в течение небольшого промежутка времени вскоре после пуска или при
очень низкой температуре охлаждающего воздуха и при длительных спусках1.
На фиг. 72 показан , за какое время нагреваются до рабочей температуры
стенки цилиндров двигателей с воздушным охлаждением, имеющие меньшие
массы прогреваемой среды по сравнению с двигателями с водяным
охлаждением (с термостатами или без них). Из фиг. 73 видно, что и на режиме
холостого хода температура двигателя находится выше так называемой
критической температуры цилиндра. Например, при температуре окружающего
воздуха до —25° С в двигателе воздушного охлаждения Deutz FL514 эта
критическая температура не достигается (фиг. 74).
В стационарных и полустационарных дизелях с воздушным охлаждением,
а также в тракторных двигателях с воздушным охлаждением редко снижают
износ путем регулировки температуры. В автомобильных дизелях
преимущественное распространение получила регулировка интенсивности
охлаждения в зависимости от времени года с помощью термостатов. Этот метод
регулировки особенно удобен тогда, когда кабина или кузов обогреваются теплым
воздухом, прошедшим через систему охлаждения.
В карбюраторных двигателях с воздушным охлаждением для
разжижения масляной пленки в большинстве случаев применяется регулировка
температуры. В карбюраторных двигателях работа сжатия вследствие
дросселирования и меньшей степени сжатия намного меньше, чем в дизелях;
поэтому нагрев цилиндров за счет сжатия рабочей смеси у них значительно
меньший, особенно при малых нагрузках (езда в городе) и торможении
двигателем (длительные спуски).
1 Здесь автор упускает из виду весьма существенный недостаток дизелей,
выявляющийся при длительной работе с низкими температурами стенок цилиндров, а именно осмо-
ление. Прим. ред.
582

Для обеспечения абсолютной безопасности движения в случае установки
двигателя с воздушным охлаждением необходимо создать большие
поверхности и подавать достаточное количество охлаждающего воздуха. При работе
на частичных нагрузках и особенно при низкой окружающей температуре
мероприятия по предотвращению переохлаж-
tXдения карбюраторных двигателей, осуще-
ш
40
20
J
/
/
/
И
2
/
3
1 г з
Время работы
мин
Фиг. 72. Температуры / цилиндров
дизелей с воздушным и водяным
■охлаждением пссле пуска при
нормальной нагрузке и при температуре
окружающего воздуха 18° С:
/ — воздушное охлаждение; 2 — водяное
охлаждение; 3 — без термостата; 4 — с
термостатом.
t°C
260
220
180
100
•—•
1
;% I
500
1000
1500
2000 п о5/мин
Фиг. 73. Температура стенок цилиндра двигателя
Deutz FL514 с воздушным охлаждением и
вихревой камерой в зависимости от числа оборотов
(условия охлаждения такие же, как при движении
автомобиля):
/ — полная нагрузка Nе = const; 2 — 7з нагрузки;
3 — холостой ход; 4 — холостой ход (непосредстенный
впрыск).
80
ствляемые с помощью автоматической регулировки, для двигателя с
воздушным охлаждением более важны, чем для двигателей с водяным охлаждением.
Это тем более важно потому,
что при дросселировании или t°C
прекращении работы
двигатели с воздушным
охлаждением остывают значительно
быстрее, чем двигатели с
водяным охлаждением.
Различают следующие
методы регулировки
температуры двигателей:
1) дросселирование
потока охлаждающего воздуха
лосле вентилятора;
2) дросселирование потока
охлаждающего воздуха
перед вентилятором;
3) изменение числа
оборотов вентилятора или
изменение количества
охлаждающего воздухя путем
регулировки угла установки
лопастей вентилятора;
4) возврат части
нагретого воздуха в вентилятор;
5) выпуск части охлаждающего
о
//А
1
ч
i
^—
^——
—
у
. ■
^- "
—
/7
———
■
■1
■ ■'
■
———
+34°С
+&°С
+5°С
-12°С
-28°С)
2 3 4
Время работы
8 мин
Фиг. 74. Температура гильзы цилиндра в зависимости
от различных температур охлаждающего воздуха
(холостой ход п = 1000 сб/мин):
/ — температура охлаждающего воздуха; Л — точка
измерения
из направляющего кожуха
воздуха
до прохода его через оребрение цилиндров.
Из рассмотрения этих методов регулировки (п. 1) видно, что потребность
в охлаждающем воздухе зависит от развиваемой двигателем мощности;
если учесть, что температура воздуха определяется климатическими усло-
583

виями, то придем к выводу, что регулировка должна определяться
фактической температурой цилиндра.
Температура охлаждающего воздуха на выходе из двигателя изменяется
почти по такому же закону, как и температура стенок цилиндра. Поэтому
датчики регулирующих механизмов можно устанавливать непосредственна
в потоке выходящего из двигателя воздуха.
Для осуществления регулировки
интенсивности охлаждения в зависимости
от нагрузки и от фактической
температуры цилиндров применяют систему
охлаждения с двумя заслонками (фиг. 75).
Фиг. 75. Регулирование потока охлаждающего воздуха двигателя Phanomen Granit 27.
Крайние положения заслонок, регулирующих поток охлаждающего воздуха:
/ — заслонка, связанная с дроссельной заслонкой карбюратора, закрыта; двигатель холодный и
неработает; // — заслонка, связанная с дроссельной заслонкой карбюратора, открыта; двигатель еще
холодный (пуск); /// — заслонка, связанная с дроссельной заслонкой карбюратора, открыта;
двигатель прогрелся (работа с полной нагрузкой); IV — заслонка, связанная с дроссельной заслонкой
карбюратора, закрыта; двигатель еще теплый (движение накатом, спуски в горах или вскоре после
остановки).
На переднем конце коленчатого вала четырехцилиндрового рядного
двигателя укреплен центробежный вентилятор. Относительно большие его
размеры объясняются тем, что число оборотов вентилятора невелико
(равно числу оборотов коленчатого вала). Термостат, необходимый для
осуществления регулировки охлаждения, располагается в месте выхода
нагретого воздуха после первого цилиндра.
В выходном канале вентилятора размещается система, состоящая из двух
двукрылых дроссельных заслонок, позволяющих значительно уменьшить
усилия, необходимые для осуществления регулировки. Левая дроссельная
584

заслонка открывается и закрывается термостатом через систему рычагов..
Термостат от загрязнения и механических повреждений защищен кожухом.
Вторая заслонка с помощью гибкого троса соединена с дроссельной
заслонкой карбюратора и открывается и закрывается в соответствии с положением
последней. В положении / изображен холодный неработающий двигатель.
Обе заслонки закрыты. При пуске двигателя (положение 77) вторая заслонка
открывается одновременно с дроссельной заслонкой карбюратора и на
такой же угол. До тех пор, пока двигатель еще не прогрелся, первая заслонка
задерживает значительное количество охлаждающего воздуха. По мере-
Фиг. 76. Поперечный разрез двигателя Volkswagen.
нагрева двигателя и полного открытия дроссельной заслонки карбюратора
открывается также и другая, регулируемая термостатом заслонка. Это
положение изображено на схеме ///. В случае, если нагрузка на уже
прогретый двигатель уменьшилась (как это бывает, например, при движении
накатом или при длительных спусках), правая заслонка закрывается и
предотвращает переохлаждение (см. положение IV) до тех пор, пока не сработает
термостат.
Таким образом, имеются две совершенно независимые системы
регулировки, совместная работа которых обеспечивает поддержание необходимого
температурного режима. Термостат воздействует на свою заслонку с
определенным замедлением, зависящим от температуры выходящего из системы
охлаждения воздуха, и, следовательно, действие его в известной степени
зависит от температуры наружного воздуха, попадающего в систему
охлаждения. Действие второй заслонки зависит только от нагрузки на двигатель
и совершенно не зависит от положения термостата. К моменту появления
этой системы регулирования еще не было термостатов, которые бы
обеспечивали в случае повреждения системы фиксацию клапана в открытом
положении. В современных системах охлаждения получили распространение
вакуумные термостаты. При выходе их из строя автоматически обеспечивается
полное охлаждение.
В качестве типичного примера осуществления регулировки температуры
посредством дросселирования входящего в вентилятор воздуха может быть
приведен двигатель Volkswagen (фиг. 76). Центробежный вентилятор сидит
на одном валу с генератором и расположен выше цилиндров. Привод
вентилятора осуществляется от коленчатого вала клиновым ремнем, причем
585

число оборотов вентилятора вдвое больше, чем коленчатого вала двигателя.
Вентилятор подает холодный воздух к цилиндрам, причем поток воздуха,
проходящий к левым цилиндрам, охлаждает сначала масляный радиатор.
Ниже цилиндров воздух собирается в отводящем канале и направляется
оттуда либо наружу, либо для обогрева пассажирского помещения
автомобиля.
Как видно из фиг. 76, термостат расположен на пути выходящего
воздуха ниже обоих правых цилиндров. Он соединен рычагами с дроссельным
приспособлением, установленным у входа в кожух вентилятора. Это
приспособление представляет собой кольцо с краями, отогнутыми в виде воронки
наружу. Дросселирующее действие осуществляется изменением расстояния
между кольцом и стенкой кожуха вентилятора. Кольцо перемещается в
осевом направлении термостатом при помощи системы рычагов. Конструкция
кольца такова, что усилие, необходимое для его перемещения вследствие
изменения направления потока воздуха, невелико.
На фиг. 77 цоказаны две фазы регулировки системы охлаждения
посредством дросселирующего кольца. В положении / через систему охлаждения
проходит минимально необходимое количество воздуха, определяемое из
соображений безопасности или исходя из потребностей обогрева пассажирского
помещения. В положении // дросселирующее кольцо пропускает
увеличенное количество воздуха. Рациональной формой дросселирующего кольца
(см. фиг. 94) достигается некоторое улучшение к. п. д. вентилятора.
На фиг. 78 показаны характеристика термостата и его максимальный
рабочий ход. По этой характеристике видно, что термостат включается
в работу при 60° С, причем увеличение перемещения идет вначале медленно,
и полное открытие дросселирующего кольца наступает только тогда, когда
температура превысит 75° С. Таким образом, характеристика этого
термостата аналогична характеристике термостата системы водяного охлаждения.
Исследования показали, что тепловое состояние двигателя и, в частности,
его цилиндров в значительной степени определяется температурой
смазочного масла. На этом основании температура масла может быть принята
в качестве критерия для оценки регулировки термостатом температуры.
Взаимозависимость между температурой двигателя и масла в двигателе
Volkswagen усугубляется еще и тем, что масляный радиатор размещается
в регулируемом термостатом потоке охлаждающего воздуха.
На фиг. 79 показаны сравнительные результаты измерений,
проведенных на опытном автомобиле при температуре наружного воздуха 0° С в
условиях движения по гористой местности. Кривая 1 соответствует изменению
температуры двигателя, не имеющего регулирования теплового состояния;
кривая 2 — температуры двигателя с регулированием в зависимости от
развиваемой мощности; кривая 3 изображает регулирование, зависящее от
температуры выходящего охлаждающего воздуха. Эта кривая характерна
несколько меньшей стабильностью, чем кривая 2, что объясняется влиянием
тепловой инерции термостата. Температурный режим двигателя в этом
случае на 20° С ниже, чем без регулировки, и почти на 10° С ниже, чем при
регулировке в зависимости от мощности.
Одним из основных преимуществ регулировки термостатом является
его продолжительный срок службы. Термостат состоит из томпакового силь-
фона, впаянного в корпус из тонкой листовой стали. Воздух из сильфона
выкачан и вместо него залита низкокипящая жидкость. Срок службы
термостата на практике определяется числом и амплитудой совершаемых сильфо-
ном колебаний, а также величиной преодолеваемой им силы сопротивления.
В настоящее время хорошим считается такой термостат, который
выдерживает не менее чем 100 000 подъемов. Эксплуатационная надежность
термостата определяется еще и тем, что если в случае повреждения сильфона
давление в нем станет равно атмосферному, то дросселирующее кольцо
•останется в положении «Открыто». Тем самым исключается возможность
случайного перегрева двигателя.
586

Следовательно, термостат создает более благоприятные условия для
прогрева двигателя после пуска. Расстояние, которое нужно проехать для
того, чтобы масло прогревалось до температуры 60° С, в результате
регулировки сокращается более чем на 75%.
Наиболее благоприятные результаты получаются в том случае, когда
изменение количества охлаждающего воздуха достигается регулировкой
числа оборотов вентилятора. При этом достигается минимально необходимый
80 t°C
Фиг. 78. Характеристика термостата,
нахсдящегсся в потоке охлаждающего
воздуха, двигателя Volkswagen.
so
60
uo
20
/—
^—
0 10 20 30 40 50 км
Фиг. 77. Регулировка дросселированием потока
охлаждающего воздуха в двигателе Volkswagen:
Фиг. 79. Эффективность различных
способов регулирования потека схлаж-
,1 — холодный двигатель — дросселирующее кольцо дающего воздуха дьигателя Volkswa-
закрыто; // — прогреваемый двигатель —
дросселирующее кольцо открыто.
gen.
расход мощности на охлаждение. Мощность американских двигателей
воздушного охлаждения фирмы Continental 100—1000 л. с. Привод их
регулируемых вентиляторов осуществляется через гидромуфту. Указанный метод
особенно рекомендуется для двигателей с вентиляторами большой
мощности, так как при этом может значительно уменьшиться расход мощности
на охлаждение. Применение гидромуфты для этой цели является весьма
перспективным.
Современным методом регулировки является метод, основанный на
возврате части уже нагретого воздуха в вентилятор. Этот метод можно сравнить
с циркуляцией воды по малому кругу при закрытом термостате в двигателях
с водяным охлаждением. Скорость потока охлаждающего воздуха остается
не зависимой от положения регулирующих элементов. При этом важно
отметить, что исключается возможность перегрева отдельных мест, особенно
головки цилиндра. При дросселировании воздушного потока всегда воз-
аможны такие местные перегревы. К числу недостатков рассматриваемого
587

Теплый воздух
Свежий —
воздух

Термостат
Теплый Ооздуя
Свежий воздух
Фиг. 80. Регулирование температуры
двигателя посредством возвращения
части нагретого воздуха к вентилятору.
Фиг. 81. Автомобиль Magirus S6500, в
котором часть теплого воздуха возвращается
к вентилятору с помсщью капота двига-
00
500
——у*
^ |
Профи/гь
^\
пути
у-
У/
Фиг. 82. Эффективность регулировки на автомобиле Magirus-Deutz
с двигателем F4L514 (v = 60 км/час = const):
сплошные линии — с регулировкой воздушного охлаждения термостатом;
штриховые линии — без регулировки воздушного охлаждения; / —
уменьшение разности температур при езде по горным и равнинным дорогам при
регулировке воздушного охлаждения с помощью термостата.
588

способа регулировки температуры следует отнести необходимость устройства
специальных направляющих кожухов, обеспечивающих возврат нагретого
воздуха в вентилятор. Принципиальная схема такого способа регулировки
температуры двигателя показана на фиг. 80. Этот метод пригоден для
двигателей, закрытых капотом, с помощью которого обеспечивается возврат
нагретого воздуха к вентилятору (фиг. 81).
Для того чтобы изменить направление не менее 50% потока воздуха»
управляющие заслонки должны иметь достаточную площадь. В
соответствии с этим термостат, расположенный в потоке выходящего воздуха,
должен быть достаточно сильным для управления заслонками такой
величины. Эффективность рассматриваемого метода регулировки можно видеть
из фиг. 82.
Выпуск части охлаждающего воздуха из направляющего кожуха,
обеспечиваемый размещением очень больших воздушных заслонок, приводит
в данном случае к потере довольно большого количества воздуха,
составляющего 50—60 мв/л. с. ч. Поэтому этот метод практически редко применяется.
Конструкции двигателей с воздушным охлаждением
Имеется много двигателей с самыми разнообразными системами
воздушного охлаждения. Но еще ни в одном двигателе не осуществлены принципы,
которые могли бы выявить все преимущества воздушного охлаждения.
Тем не менее можно утверждать, что конструктивные решения, найденные
по отдельным вопросам (расположение оребрения и кожухов, направление
потока охлаждающего воздуха, размещение вентилятора, привод его),
оправдали себя и позволили найти оптимальные показатели, к достижению
которых следует стремиться при создании новых двигателей воздушного
охлаждения, а также дали основание для планирования производства таких
двигателей.
В этом разделе изображены и описаны некоторые примеры устаревших
и современных конструкций автомобильных двигателей с воздушным
охлаждением. Эти двигатели дают представление о характерных
конструктивных решениях существующих двигателей воздушного охлаждения.
Двигатели Deutz
Все современные автомобильные дизели Deutz созданы на основе
опыта, приобретенного при создании первого двигателя мощностью 75 л: с.
Фирма выпустила около 40 000 двигателей (табл. 7) с числом цилиндровых
комплектов более чем 120 000.
Таблица 7
Марка
F1L514
F2L514
F3L514
F4L514
F4L514
F6L514
F6L614
F8L614
Число
цилиндров
1
2
3
4
4
6
6
8
Автомобильные дизели
М
1,33
2,66
3,99
5,32
5,32
7,98
7,98
10,64
Длительная
мощность
в л. с.
15
30
45
60
82
120
120
160

Кратковременная
мощность в л. с.
—
—
—
90
130
130
175
с воздушным охлаждением Deutz
Число
оборотов
в минуту
1650
1600
1600
1600
2300
2250
2250
2250
Наибольший
крутящий
момент в кгм
7
14
21
30
30
45
45
60
Вес
двигателя в кг
330
385
430
475
475
625
725
850

Расположение
цилиндров
Рядное
w
И
V
»
V-образное
Место
установки
Тракторы
»
Грузовые
автомобили
и автобусы
589

Одно-, двух- и трехцилиндровые двигатели, выпускавшиеся в первую
очередь для установки на тракторах, послужили базой для компоновки
автомобильных и стационарных силовых установок.
Все двигатели воздушного охлаждения Deutz имеют вихревую камеру
сгорания. Данный двигатель, по сравнению с ранее применявшимися пред-
камерными двигателями, обеспечивает меньший расход топлива, более
низкие температуры головки и поршня и обусловливает высокие пусковые
качества. Легкий пуск двигателя достигается главным образом вследствие
оптимального расположения форсунки и выходного канала вихревой камеры.
Поэтому при малых числах оборотов двигателя большая часть впрыснутого
топлива сгорает в цилиндре, а при высоких числах оборотов топливо остается
в вихревой камере и там сгорает.
Внешний вид автомобильных двигателей с воздушным охлаждением
фирмы Deutz показан на фиг. 83—86. За исключением одноцилиндрового
двигателя, в котором коленчатый и распределительный валы вращаются
в подшипниках качения, во всех остальных двигателях коленчатые валы
установлены в подшипниках скольжения из свинцовистой бронзы, причем
между двумя коренными шейками расположена только одна шатунная
шейка. У V-образных двигателей с углом между цилиндрами 90° шатуны
каждой пары противолежащих цилиндров работают на одной общей
шатунной шейке, причем нижние головки шатунов расположены рядом одна с
другой. V-образные двигатели имеют только один кулачковый вал, который
размещается выше коленчатого вала. Ко всем опорам распределительного
вала смазка подводится под давлением. После опор распределительного
вала масло под давлением поступает к толкателям и оттуда по полым
штангам к укрепленным на головках цилиндров коробкам механизма
газораспределения, причем подшипники распределительного вала служат дозирующим
приспособлением. Для поршней из легких сплавов не требуются ни
расширители, ни какие-либо специальные кольца. Каждый поршень снабжен
тремя компрессионными и двумя маслосъемными кольцами обычной
конструкции. Ось поршневого пальца для снижения шума при работе двигателя
смещена относительно оси поршня. Особым преимуществом двигателей
является то, что при ремонте имеется доступ к поршням после снятия
головки и цилиндра без снятия шатуна.
Цилиндры, изготовленные из специального чугуна, имеют оребрение
почти на всю длину хода поршня. Для уплотнения зазора между головкой
и цилиндром служит стальная прокладка. Благоприятное распределение
температуры по цилиндру достигается конструкцией направляющих
воздушных кожухов. Головка цилиндров отлита из легкого сплава в кокиль
и сильно оребрена. В ней размещаются основная камера сгорания,
вихревая камера, впускные и выпускные каналы. Стойки и коромысла клапанов
закрыты крышкой клапанного механизма. Температурный зазор в
толкателях клапанного механизма, вследствие применения штанг толкателей
из специального легированного легкого сплава, практически не меняется
при различной температуре двигателя.
Привод вентилятора в рядных двигателях осуществляется посредством
клиноременной передачи, а в V-образных двигателях — шестернями. Все
вентиляторы расположены на переднем торце двигателя. Рабочее колесо,
подшипники и привод были уже описаны при рассмотрении осевых
вентиляторов системы воздушного охлаждения. Вентилятор (фиг. 87) рассчитан
на подачу 50—60 м3/л. с. ч. охлаждающего воздуха при максимальном числе
оборотов. В зоне практически применяемых чисел оборотов к. п. д.
вентилятора равен более 70%. Расход мощности на привод этого вентилятора
не превышает суммарных затрат мощности на привод водяного насоса и
вентилятора двигателя с водяным охлаждением (фиг. 88).
Четырех- и шестицилиндровые рядные двигатели снабжены натяжным
роликом на качающейся опоре с гидравлическим амортизатором. Этот ролик
обеспечивает необходимое постоянное натяжение ремней привода вентиля-
590 .

Фиг. 83. Трехцилиндрсвыи двигатель Deutz F3L514
45 л. с. при 1600 об/мин.
Фиг. 84. ЧетырехцилиндроЕЫЙ ДЕИгатель Deutz F4L514
90 л. с. при 2300 об/мин.
591

Фиг. 85. Шестицилиндровый двигатель Deutz F6L514
130 л. с. при 2250 об/мин.
Фиг. 86. Восьмицилиндровый V-сбразный двигатель Deutz
F8L614 175 л. с. при 2250 об/мин.
592

тора. Внутри кожуха, по которому подается охлаждающий воздух, нет
никаких лопастей для изменения направления потока. Для проверки
форсунок и свечей накаливания направляющие кожухи могут быть легко сняты,
так как они крепятся небольшим числом защелок. Одно-, двух- и трех-
цилиндровые двигатели работают с топливными насосами, имеющими косые
отсечные кромки на плунжерах. На остальных двигателях применяются
топливные насосы фирмы Bosch. На всех двигателях можно отказаться
от применения, муфты опережения впрыска1. На двигателях установлены
форсунки фирмы Bosch,
отрегулированные на давление впрыска 125 ати.
Остальные конструктивные
особенности видны на фиг. 89—92.
Двигатель Volkswagen
Карбюраторный двигатель с
воздушным охлаждением, устанавливаемый на
четырехместном автомобиле Volkswagen
высокой проходимости и на
вездеходной плавающей машине, был
проверен как в пустынях Северной Африки,
так и в странах с арктическим
климатом.
Четырехцилиндровый
четырехтактный двигатель Volkswagen отличается
оригинальной конструкцией.
Первоначально он имел объем 985 см3,
который был впоследствии доведен для
легковых автомобилей до 1131 см3 за счет
увеличения диаметра цилиндров' до
75 мм и хода поршня до 64 мм.
Работоспособность этого двигателя в
условиях повышенных нагрузок была
доказана при установке на автофургоны и
небольшие автобусы.
При степени сжатия 5,8 двигатель развивает максимальный крутящий
момент 6,7—7 кем при 2000 об/мин и максимальную мощность 25—26 л. с.
при 3300 об/мин. Поэтому двигатель можно рассматривать как
дросселированный. О том, что это дросселирование ни в коем случае не вызвано
соображениями повышения надежности, можно судить хотя бы ро тому, что
двигатель Porsche с таким же картером и шатунно-кривошипным механизмом
при рабочем объеме 1086 см3 имеет степень сжатия 7 и 40 л. с. при 4200 об/мин.
Известны также другие его варианты, как, например, с объемом 1285 см3,
степенью сжатия 6,7 и мощностью 45 л. с. при 4500 об/мин. В этом
спортивном двигателе проблема охлаждения решена путем применения цилиндра
из легкого сплава с хромированной рабочей поверхностью 2.
Как видно из фиг. 93 и 94, обычный двигатель Volkswagen имеет четыре
отдельных цилиндра, которые изготовлены из серого чугуна, причем каждая
пара находящихся на одной стороне цилиндров имеет общую головку из лег-
Фиг. 87. Осевой вентилятор системы
воздушного охлаждения с центральным
стягивающим болтом.
1 На всех современных автомобильных дизелях Deutz установлены топливные насосы
с автоматическими муфтами опережения впрыска. Прим. ред.
2 В дальнейшем рабочий объем двигателя Volkswagen был еще раз увеличен (до 1192 см3)
за счет увеличения диаметра цилиндра до 77 мм; степень сжатия повышена до 6,6;
мощность до 30 л. с. при 3400 об/мин и крутящий момент до 7,7 кгм при 2000 об/мин.
Утверждение, что дросселирование двигателя' Volkswagen вызвано не соображениями
надежности и долговечности, неверно. Пример однотипных двигателей Porsche показывает
только возможность большой форсировки двигателя Volkswagen. В действительности
двигатели Volkswagen задросселированы для того, чтобы при простой и дешевой конструкции
получить надежный и долговечный массовый двигатель, пригодный для эксплуатации в
различных условиях. Прим. ред.
38 Бюссиен 644 593

Nn.c.
7
6
5
3
г
1
А
J—
Jt
w
Фиг. 88. Расход мощности
на вентиляторы системы
воздушного охлаждения по
сравнению с расходом
мощности на вентилятор и
водяной насос системы водяного
охлаждения:
J—вентилятор и водяной насос
в системе водяного охлаждения;
2 — вентилятор системы
водяного охлаждения; 3 —
вентилятор системы воздушного
охлаждения; 4 — водяной насос.
500
1000
1500
2000 п об/мин
Фиг. 89. Поперечный разрез двигателя Deutz F4L514.
594

кого сплава. В головку запрессованы седла й направляющие втулки
кланов, а также ввернуты гнезда для свечей.
Рабочая поверхность выпускных клапанов наплавлена никелем, что
обеспечивает значительное увеличение срока службы клапанов при работе
на бензинах, содержащих свинец. Отложения свинца в камере сгорания
при этом по сравнению с двигателями с водяным охлаждением относительно
невелики, что можно объяснить более высокой температурой головки
цилиндра. Картер двигателя имеет разъем в вертикальной плоскости. Он отлит
Фиг. 90. Продольный разрез двигателя Deutz F4L514.
из сплава электрон в кокиль. Плоскость разъема половин картера
коленчатого вала совпадает с осью его коренных подшипников. Кованый
коленчатый вал имеет четыре опоры с подшипниками скольжения, причем три
опоры неразъемные, а четвертая (средняя) разъемная. Вкладыши коренных
подшипников сделаны из легированного алюминия, а шатунных — из стали,
залитой свинцовистой бронзой. Поршни отлиты из легкого сплава и
армированы стальными кольцами и пластинками, что ограничивает тепловые
деформации; поэтому можно допустить относительно небольшой зазор между
поршнем и цилиндром. Расход масла при полной нагрузке очень
незначительный — всего 1,5 г/л. с. ч. На поршне установлены два компрессионных
кольца и одно маслосъемное. Поршневые па-льцы — плавающего типа.
Литой распределительный вал с тремя опорными шейками не имеет
вкладышей. Распределительный вал расположен под коленчатым. Подвес-
38* 595

Фиг. 91. Попереч
ный разрез двига
теля Deutz F8L614
Фиг. 92. Продольный разрез двигателя Deutz F8L614.
596

I
Фиг. 93. Продольный разрез двигателя Volkswagen.
Фиг. 94.
Поперечный разрез
двигателя Volkswagen
(дросселирующее
кольцо воздушного
охлаждения перед
вентилятором в
закрытом положении).

йые клапаны в головке цилиндров приводятся в действие пустотелыми
штангами толкателей из легкого сплава и коромыслами.
Смазка осуществляется при помощи шестеренчатого масляного насоса,
который приводится от распределительного вала. Трубчатый масляный
радиатор включен параллельно в систему смазки. Он охлаждается потоком
подаваемого вентилятором воздуха. Специальный перепускной клапан при
Высокой температуре масла направляет все масло через радиатор. На
специальном приливе правой половины картера коленчатого вала установлен
генератор с регулятором напряжения. На конце вала генератора укреплен
центробежный вентилятор с шестнадцатью загнутыми назад лопастями.
Число оборотов вентилятора почти вдвое превышает число оборотов
коленчатого вала. Привод осуществляется посредством клиновидного ремня
и раздвигающихся шкивов. Генератор обдувается частью охлаждающего
воздуха, проходящего через отверстие в рабочем колесе вентилятора. Таким
образом предупреждается возможность перегрева генератора.
Количество воздуха, необходимого для охлаждения цилиндров и
головок при 3000 об/мин (что соответствует максимальной скорости 100 км/час)у
составляет 370—400 л'сек. Суммарная поверхность охлаждения равна
примерно 13 800 см2, в том числе на четыре цилиндра приходится 4600 см2.
Проходное сечение для воздуха равно примерно 115 см2, в том числе на
головки цилиндров приходится 48 см2 и на цилиндры 67 см2. При-этих
условиях максимальная скорость проходящего воздуха составляет примерно
32 м/сек.
Вентилятор потребляет мощность 2,4 л. с, т. е. менее чем 10% от
максимальной мощности двигателя (в двигателях с водяным
охлаждением такой же мощности на охлаждение, включая потери на
увеличенное сопротивление радиатора, затрачивается от 15 до 25% мощности
двигателя).
Во впускном канале вентилятора находится изогнутое дросселирующее
кольцо, управляемое жидкостным термостатом. Термостат размещается
ниже цилиндров в потоке нагретого цилиндрами воздуха. При температуре
примерно 80° С дросселирующее кольцо полностью открывается и
увеличивает входное сечение (см. фиг. 78)»
Нагретый охлаждающий воздух по направляющим кожухам,
изготовленным из стального листа, отводится назад. В обоих направляющих
кожухах имеются заслонки, которые позволяют направлять нагретый
воздух через дополнительный теплообменник, подогреваемый отработавшими
газами, непосредственно в пассажирское помещение автомобиля.
Топливо подается к насосу-ускорителю карбюратора с падающим потоком
под давлением, создаваемым насосом диафрагменного типа. Привод насоса
осуществляется от кулачка, укрепленного на валу привода распределителя
зажигания.
Впускной трубопровод подогревается отработавшими газами. Для стран
с арктическим климатом делают впускной трубопровод с усиленным
подогревом.
Шестивольтовый прерыватель-распределитель имеет установку угла
опережения зажигания в зависимости от числа оборотов. Порядок работы
цилиндров 1—4 — 3 — 2.
Двигатель в сборе со сцеплением в укомплектованном виде весит около
90 кг. Таким образом, он почти на 30% легче, чем изготовленный из таких же
материалов и имеющий такую же мощность двигатель с водяным
охлаждением (с учетом веса радиатора и охлаждающей жидкости). Без учета радиатора
двигатель Volkswagen легче на 15%.
Двигатель легко пускается при любой погоде и безотказен в работе.
Такой двигатель вполне пригоден для современных легковых
автомобилей.
Благодаря двигателю Volkswagen воздушное охлаждение в легковых
автомобилях получило широкое распространение. Первый двигатель совре-
598

ценного вида был готов к производству в 1940 г. Суммарный выпуск
двигателей Volkswagen составляет к настоящему времени примерно 500 000 шт.
в год
Двигатель SLM Winterthur
Дизели SLM с воздушным охлаждением имеют рядное,
противолежащее и V-образное расположение цилиндров.
Общие технические данные двигателей:
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
"Число оборотов в минуту, соответствующее максимальному
крутящему моменту
Максимальное число оборотов в минуту при работе двигателя
на автомобиле
Степень сжатия
ПО
140
1400
2400
18
Мощность См. табл. 8
Таблица 8
Мощность двигателей SLM
Число
цилиндров
1
3
4
6
8
12
Рабочий
объем в л
1,33
2.66
3,99
5,32
7,98
1Г»в4
15,96
МОЩНОСТЬ ВАС
Длительная
Часовая
1500 об/мин
12
25
37
50
74
100
150
15
30
46
61
92
122
182
Длительная
Часовая
2000 об/мин
15
30
45
60
90
120
180
17,5
35
53
71
106
142
212
Часовая
2400 об/мин
18
36
55
73
110
146
220
Картер ;;зигателл отлит и >> силумина. Он состоит из усиленной верхней
половины, к которой крепятся чод.иипкики коленчатого вала и в который
залита стальная трубка, служащая главной масляной магистралью.
Нижняя штампованная половина картера является поддоном для масла и кре-
лится к верхней половине болтами. Цилиндры отлиты из специального
чугуна и имеют относительно небольшие расстояния между ребрами для
создания максимальной поверхности теплоотдачи. Рабочая поверхность
цилиндров шлифованная и хонингованная. Каждые цилиндр и головка
цилиндра крепятся к верхней половине картера четырьмя анкерными шпиль-
,ками. При раздельном креплении цилиндров тепловые напряжения в одном
цилиндре не передаются на другие.
Головки цилиндров отлиты из специального чугуна. В каждой из них
расположены впускной и выпускной каналы, отверстие для форсунки и для
присоединения индикатора. При этом головка цилиндра обладает достаточно
большой поверхностью охлаждения и проходными сечениями для потоков
охлаждающего воздуха. Между головкой и цилиндром установлено
уплотняющее медное кольцо. Оба клапана одинаковые по размерам и перемещаются
в бронзовых направляющих. И впускной и выпускной клапаны имеют
сменные вставные седла, к которым притерты головки клапанов. Головка каждого
цилиндра закрыта крышкой, под которой размещаются коромысла.
Поршень изготовлен из легкого сплава. На поршне надеты три компрессионных
я два маслосъемных кольца. Все кольца находятся выше поршневого пальца
плавающего типа. Камера сгорания расположена в поршне с некоторым
эксцентрицитетом. Шатуны могут быть вынуты вверх. Кулачки впускных
1 К началу 1959 г. суммарный выпуск двигателей Volkswagen превысил 2,5 млн.
Прим. ред.
599

и выпускных клапанов приводят в действие толкатели, перемещающиеся
в направляющих втулках, запрессованных в картер коленчатого вала.
Толкатели через пустотелые штанги и коромысла перемещают клапаны.
Неизменность зазора между толкателем и штангой при любой рабочей
температуре двигателя достигается соответствующим подбором материала
штанг. Штанги толкателей перемещаются в масло- и пыленепроницаемых
кожухах, которые одновременно служат для возврата масла, подаваемого
для смазки коромысел клапанов, в картер коленчатого вала.
Впрыск топлива осуществляется при помощи топливного насоса,
снабженного регулятором числа оборотов. В каждой головке, несколько
эксцентрично к оси поршня, размещается форсунка в гильзе из материала
с высокой теплопроводностью. Гильза охлаждается потоком воздуха,
поступающего в двигатель. Топливо, просочившееся через неплотности, не
выводится наружу, а попадает по особому каналу внутрь двигателя, где сгорает
вместе с впрыснутым топливом (фиг. 95—97).
Направляющие кожухи расположены со стороны впускного коллектора.
Литые кожухи из алюминиевого сплава имеют спереди фланец для
крепления вентилятора, а сзади — для крепления корпуса фильтра. Крыльчатка
вентилятора вращается на подшипниках качения. Привод вентилятора
осуществляется двумя клиновидными ремнями. Ремни натягиваются с помощью
генератора, укрепленного на качающемся кронштейне.
Сзади крыльчатки вентилятора расположен направляющий аппарат.
Поток воздуха, проходя через масляный радиатор, пластины которого
служат направляющими, изменяет свое направление на 90° и поступает
к цилиндрам. Воздух, необходимый для сгорания топлива в цилиндрах,
забирается из направляющего кожуха и очищается в комбинированном
фильтре, состоящем из циклона и масляной ванны. Потери давления в
воздушном фильтре компенсируются несколько повышенным давлением
охлаждающего воздуха. Таким образом, воздух, поступающий в цилиндры,
находится под небольшим избыточным давлением, вследствие чего
достигается завихрение во время прохода воздуха через впускные клапаны
(фиг. 98—100).
Выше отмечались особенности конструкции этой серии двигателей.
Они заключаются в том, что отдельные детали двигателей с различным числом
и расположением цилиндров полностью взаимозаменяемы. Цилиндры в сборе,
состоящие из гильзы и головки цилиндра, клапаны, привод клапанов, трубки
форсунок и поршни одинаковы для двигателей всех типов и размеров. В
значительной степени унифицированы также шатуны, втулки шатунов и
шатунные вкладыши.
Разборка каждого цилиндра осуществляется очень просто. После снятия
выпускного трубопровода и топливоподводящих трубок следует отвернуть
четыре гайки, и головка с цилиндром свободно снимается вверх. Тем самым
открывается доступ к поршню.
Каждый цилиндр можно снять без разборки деталей системы
охлаждения (см. фиг. 97).
Двигатель Austro-Daimler-Puch AG
Рабочий процесс одного из первых дизелей с воздушным охлаждением
(дизель Austro-Daimler-Puch AG) характерен применением камеры сгорания
с воздушным аккумулятором (фиг. 101). Двигатель предназначался для
узкоколейных железных дорог и дрезин. Тем не менее в нем имеются все
необходимые для автомобильного двигателя качества. Направляющие
воздушные кожухи расположены над головками цилиндров; расположение
ребер на цилиндрах — продольное. Применение такого способа охлаждения
цилиндров воздухом основывается на том мнении, что направление потоков
тепла и воздуха совпадает и что это обеспечит лучшую теплопередачу. В
качестве недостатка этого двигателя следует указать на его большую габаритную
высоту.
600

Фиг. 95. Поперечный разрез дизеля SLM.
Фиг. 96. Продольный разрез дизеля SLM.

Фиг. 97. Четырехцилиндровый дизель SLM
(частичный разрез).
Фиг. 98. Шестицилиндровый дизель SLM.
602

Фиг. 99. Восьмицилиндровый двигатель SLM с противолежащими
цилиндрами.
Фиг. 100. Скоростная характеристика
восьмицилиндрового двигателя SLM
с противолежащими цилиндрами
(с учетом вентилятора и привода
генератора; окружающая температура
20°С, давление воздуха 730 мм рт. ст.):
/ — среднее эффективное давление на
границе дымления; 2 — среднее эффективное
давление при длительной работе; 3 —
среднее эффективное давление при упоре
в ограничитель рейки топливного насоса,
4 — часовая мощность; 5 — длительная
мощность; б — минимальный удельный
расход топлива в г/л с. ч.
Ре
кг/см2
7
130
110
90
b
г/л.сч.
210
190
170
у,
3
\
У
800 1200 1600 2000 2Ч00поЦмин
V7-образный восьмицилиндровый двигатель Steyr
Восьмицилиндровый карбюраторный двигатель с воздушным
охлаждением (фиг. 102) применялся в качестве двигателя для грузовых автомобилей
Steyr грузоподъемностью 1,5—2 /л, а также для гусеничных тягачей.
Особенностью конструкции системы охлаждения этого двигателя (Vh = 3,517 л;
Ne = 2500 об/мин; s = 5,8) является расположение двух сдвоенных
центробежных вентиляторов над двигателем и размещение обоих масляных
радиаторов над вентиляторами. Этот двигатель имел особенно большой срок службы
работе на генераторном газе.
Двигатели Franklin
Рабочее колесо вентилятора (барабанного типа) на шестицилиндровом
рядном двигателе серии 145 было расположено на переднем конце
коленчатого вала. Вентилятор был объединен с гасителем крутильных колебаний,
603

Фиг. 101. Четырехцилиндровыи дизель с воздушным
охлаждением фирмы Austro-Daimler-Puch AG.
Фиг. 102. Вссьмицилиндрсвый карбюраторный V-образный
двигатель Steyr для грузового автомобиля грузоподъемно-
стью_ 1,5 т (Ne= 70 л. с. при п= 2500 сб/мин).
604

состоящим из резиновых дисков. Дяя улучшения теплоотдачи клапаны были
размещены поперек оси двигателя таким образом, чтобы поток
охлаждающего воздуха омывал их один за другим (фиг. 103 и 104).
В более усовершенствованном двигателе в цилиндры из легкого сплава
(английский алюминиевый сплав Y), имеющего коэффициент линейного
расширения при нагревании 22,1 • 10~6, были запрессованы (с натягом 0,3 мм)
тонкостенные гильзы из легированного чугуна с присадкой никеля,
имеющие коэффициент линейного расширения 18-10~6. Вследствие почти
одинакового расширения обеих деталей во всех случаях осуществляется
беспрепятственная теплопередача. Установка клапанов в воздушном потоке была
изменена. На фиг. 105 показан поперечный разрез четырехцилиндрового
двигателя АС-150 с противолежащими цилиндрами с описанными
изменениями в конструкции цилиндра. Этот двигатель, имевший рабочий объем
2,43 л при диаметре цилиндра и ходе поршня 92 мм, развивал при установке
на самолете мощность около 50 л. с. при 2400 об/мин.
Цилиндры этого двигателя отлиты как одно целое с головкой из легкого
сплава. По своей конструкции они сходны с цилиндрами двигателя Franklin
(см. фиг. 40). Благодаря отсутствию прокладки достигается
беспрепятственная теплопередача от камеры сгорания. Поэтому вследствие хорошей
теплопроводности алюминия можно при степени сжатия 6,5 работать на бензине
с октановым числом 73. Этого обычно удается достичь только в
высокоэффективных двигателях с водяным охлаждением. Расстояние между ребрами
в среднем составляет 8 мм. Зазор в клапанах автоматически поддерживается
гидравлическими толкателями, очень распространенными на двигателях
с водяным охлаждением. Седла клапанов отлиты из сплава нирезист и
запрессованы с натягом 0,09 мм. Без вентилятора этот двигатель может быть
установлен на спортивных самолетах, а с вентилятором — на автомобиле.
Передний коренной подшипник коленчатого вала при установке на самолет был
усилен и удлинен для восприятия силы тяги винта. При установке на
автомобиле с вентилятором, распределителем и генератором мощность этого
двигателя составляла 45 л. с. при п = 2500 об/мин (Ne = 18,5 л. с./л).
На фиг. 106 показан описываемый двигатель в сборе с трансмиссией в таком
виде, в каком он в течение длительного времени применялся в США на
автомобилях «White Horse», приспособленных для перевозки молока.
Двигатели Tat га
В старейшей модели малолитражного автомобиля Tatra охлаждение
чугунных литых цилиндров двигателя с винтовыми ребрами осуществлялось
совместным действием вентилятора, встречного потока воздуха при езде
и смазочного масла. Вентилятор был объединен с маховиком и подавал
охлаждающий воздух от основания цилиндра к головке, свободно
охлаждаемой встречным потоком воздуха.
Развитием этой конструкции был упоминавшийся выше четырехцилин-
дровый двигатель типа 57 с противолежащими цилиндрами и верхними
клапанами, имевший рабочий объем Vh = 1,25 л и развивавший мощность
Nе = 23 л. с. Вентилятор этого двигателя был расположен спереди
непосредственно на коленчатом валу, причем охлаждение головок цилиндров
осуществлялось по-прежнему потоком встречного воздуха.
В 1937 г. был выпущен улучшенный двигатель типа 97 (Vh = 1,75 л;
Ne = 40 л. с. при п = 3500 об/мин).
Накопленный заводами Tatra в течение многих лет опыт позволил
осуществить воздушное охлаждение двигателя, работающего с большим числом
оборотов. Для известных восьмицилиндровых двигателей типа 77 (1^=3,4 л;
Ne = 70 л. с; п = 3500 об/мин) и типа 87 (Vh = 2,96 л; Ne = 72 л. с.\
п = 3500 об/мин) были впервые применены конструктивные решения,
показанные на фиг. 107. При угле между рядами цилиндров 90° на этих
двигателях впервые были применены два вентилятора с приводом клиновыми
ремнями (на фиг. 107 это виднотолько для одной стороны). Каждый из этих
. 605

Фиг. 103. Шестицилиндровый двигатель Franklin (вид go стороны
выхода охлаждающего воздуха).
Фиг. 104. Шестицилиндровый двигатель Franklin (продольный разрез).
606

Фиг. 105. Четырехцилиндровый авиационный двигатель АС-150 (конструкции Franklin)
с противолежащими цилиндрами (поперечный разрез).
Фиг. 106. Двигатель Franklin АС-150 с противолежащими,
цилиндрами в сборе с приводом к задним колесам.
607

Фиг. 107. Восьмицилиндровый V-образный двигатель Tatra 77.
Фиг. 108. Восьмицилиндровый V-образный двигатель Tatra 87.
608

вентиляторов подавал охлаждающий воздух для своего ряда, состоящего
из четырех цилиндров.
В конструкции нового двигателя типа 87 (фиг. 108) эти конструктивные
решения получили дальнейшее развитие. В качестве отличительных
признаков, по сравнению с двигателем типа 77, следует назвать верхнее располо-
жениераспределительноговалаи измен енноенаправление вращения и обдува
обоих рядов цилиндров. В двигателе типа 87 поток воздуха подводится к
цилиндрам не со стороны их основания, а сбоку, что весьма благоприятно
сказалось на охлаждении головок цилиндров (фиг. 109).
На фиг. 110 показан двигатель со стороны выхода охлаждающего
воздуха; двигатель установлен в задней части обтекаемого автомобиля
Tatra.
Вследствие заднего расположения двигателя вывод нагретого
охлаждающего воздуха осуществляется наиболее благоприятным способом.
Охлаждающий воздух подводится к двигателю с помощью двух улавливающих
карманов, расположенных по сторонам кузова автомобиля. Поэтому расход
мощности на охлаждение при движении уменьшается.
Кроме того, что особенно важно, удалось избегнуть незначительных
нарушений в воздушном потоке, вызывающих обычно пульсацию давления,
нежелательную при нерегулируемом в отношении мощности приводе. При
двух параллельно работающих вентиляторах, особенно если их рабочие
колеса барабанного типа, в некоторых рабочих точках их характеристик
могут возникнуть колебательные процессы. Для системы двух параллельно
работающих вентиляторов следует отдать предпочтение рабочим колесам
с загнутыми вперед лопастями или, в крайнем случае, с прямыми лопастями.
Это объясняется тем, что, как уже говорилось ранее, их характеристики
напора, а также сопротивление системы направляющих кожухов не зависят
от увеличения количества подаваемого воздуха. Поэтому достигается
устойчивая работа в широком диапазоне нагрузок.
Накопленный опыт по воздушному охлаждению карбюраторных
двигателей позволил разработать конструкцию дизеля с воздушным охлаждением.
Были выпущены шести- и двенадцатицилиндровые дизели* с воздушным
охлаждением для военных машин. Шестицилиндровый двигатель при
диаметре цилиндра 110 мм и ходе поршня 130 мм развивал мощность 110 л. с,
а двенадцатицилиндровый V-образный двигатель 220 л. с. Позднее был
проведен ряд мероприятий по снижению веса двигателя до 4,3 кг/л, с, и
двигатель в таком виде устанавливался на трехосный грузовой автомобиль Tatra
грузоподъемностью 10 т. В этих двигателях применен рабочий процесс
с непосредственным впрыском топлива (при форсунке с многодырчатым
распылителем), что обусловило конструкцию поршня с сильно выпуклым
днищем (фиг. 111). После 1945 г. заводами Tatra была выпущена серия
дизелей, в числе которых был четырехцилиндровый двигатель с осевым
вентилятором (фиг. 112), явившийся предшественником всех двигателей
подобного типа.
Целесообразность применения привода вентилятора клиновыми ремнями
часто вызывала сомнение в отношении надежности работы. Эго сомнение
лишено основания, потому что при эксплуатации этих двигателей не
отмечались случаи повреждения привода. Значительные преимущества (простота,
бесшумность, дешевизна и эластичность) этого вида привода заставляют
отдавать ему предпочтение по сравнению с остальными видами,
применяемыми на большинстве двигателей других фирм. Клиноременный привод
позволяет, как это сделано в двигателе Volkswagen, устанавливать
центробежный вентилятор на валу генератора. При этом обеспечивается
повышенная надежность привода, так как водитель по контрольной лампе всегда
может судить об исправности привода. Кроме того, не следует забывать
об амортизирующих свойствах клиноременного привода при резких
изменениях числа оборотов двигателя. При этом чем меньше масса рабочего колеса
вентилятора, тем надежнее работает его привод. Кроме того, если регули-
39 Бюссиен 644 609

Фиг. 109. Поперечный разрез восьмицилиндрового V-образного двигателя
Tatra 87.
Фиг. ПО. Двигатель Tatra 87, размещенный в задней части
автомобиля.
610

Фиг. 111. Разрез цилиндра двенадцатицилиндрового
дизеля Tatra.
Фиг. 112. Четырехцилиндровыи дизель Tatra с осевым
вентилятором.
39*
611

ровать натяжение ремня при помощи натяжного ролика на
качающейся рычажной опоре, то повышаются надежность и срок службы всего
привода.
Двигатели Кгирр
В качестве особенностей двигателей Кгирр следует отметить продольное
расположение ребер на цилиндре и то5 что головка цилиндров с ребрами
отлиты как одно целое с направляющим кожухом.
Путь охлаждающего воздуха в двигателях Кшрр примерно такой же,
как в двигателях Tatra старой конструкции. Воздух проходит к нижней
части цилиндра, распределяется там по его окружности и, проходя вдоль
охлаждающих ребер головки, отводится наружу. На фиг. 113 показан общий
вид четырехцилиндрового двигателя Кшрр М-304 с противолежащими
цилиндрами, имеющий рабочий объем 3,3 л. Так как верхняя часть головки
цилиндра выступает за габариты рамы автомобиля, то это способствует лучшему
охлаждению головки совместным действием потока охлаждающего воздуха,
подаваемого вентилятором, и встречного потока воздуха.
Выпущенный позднее восьмицилиндровый V-образный двигатель
(Uh = 5 л), который при диаметре цилиндров 85 мм и ходе поршня ПО мм
развивал мощность 90 л. с. при 2500 об/мин, имел точно такую же
конструкцию цилиндров (фиг. 114).
Диаметр цилиндра и ход поршня обоих двигателей были позднее
увеличены: двигателя с противолежащими цилиндрами соответственно до ПО
и 130 мм, V-образного —до 90 и 120 мм. При увеличении рабочего объема
до 6,11 л максимальная мощность V-образного двигателя М-313 без
повышения числа оборотов составила 120 л. с, чему соответствует литровая
мощность 19,7 л. с.1л.
На фиг. 115 изображен предкамерный дизель М-612 с воздушным
охлаждением. Его конструкция настолько схожа с конструкцией карбюраторного
двигателя (фиг. 113), что не нуждается в дальнейших пояснениях.
Краткая характеристика дизеля:
Число цилиндров .... 4
Отношение диаметра
цилиндра к ходу поршня , 100/130
Рабоиий объем в л. . . . 4,1
Мощность в л. с 55 при п — 2200 об/мин
Степень сжатия 18
Этот двигатель был первым дизелем с воздушным охлаждением,
выпущенным крупной серией для грузовых автомобилей.
Двигатели Phanomen
Вследствие применения нижних клапанов двигатели Phanomen
занимают особое место среди находящихся в настоящее время в эксплуатации
автомобильных двигателей с воздушным охлаждением.
Так как литые чугунные цилиндры этого двигателя имеют нижнее
крепление, то приняты особые конструктивные меры против тепловых
напряжений, вызываемых разностью температур. В двигателе Phanomen
сочетаются такие зачастую противоречивые требования, как безотказная работа
системы охлаждения и высокая экономичность в широком диапазоне чисел
оборотов. Такое сочетание, обусловленное особенностями конструкции,
делает этот двигатель, который не располагает особенно высокими мощност-
ными показателями, особенно пригодным для грузовых автомобилей.
Эксплуатационный расход топлива на грузовом автомобиле
грузоподъемностью 1,5 т с двигателем Granit 25 (рабочий объем 2,5 л) не превышал
14 л на 100 км. Расход масла двигателей при нормальных условиях
эксплуатации лежит в пределах 0,25—0,3 л на 100 км-
В качестве примера такой конструкции на фиг. 116 показан двигатель
Granit 30 в сборе со сцеплением и коробкой перемены передач. Мощность,
612

Фиг. 113. Четырехцилиндровый карбюраторный двигатель
Krupp M304.
Фиг. 114. Вссьмицилиндровый карбюраторный двигатель
Krupp с рабочим объемом 5 л.
613

Фиг. 115. Четырехцилиндровый дизель Krupp M612.
Фиг. 116. Двигатель Phanomen Granit 30 в сборе с
четырехступенчатой коробкой передач.
614

средняя скорость поршня и степень сжатия находятся в пределах
установившихся требований, предъявляемых к двигателям грузовых автомобилей.
Коленчатый вал вращается в подшипниках качения, вследствие чего (при
некотором увеличении стоимости) повышаются механический к. п. д. и срок
службы, упрощается смазка, облегчается пуск двигателя и, при правильном
подборе допусков, практически полностью исключаются трудности при
фиксации подшипников. Карбюратор, воздушный фильтр с экранирующим
колпаком и топливоподкачивающий насос размещены с одной стороны
двигателя, что обеспечивает беспрепятственный выход охлаждающего воздуха.
Термостат, находящийся в потоке нагретого воздуха, служит для
регулировки интенсивности охлаждения. Простота конструкции описываемого
двигателя обеспечивается следующим:
1) расположение всех четырех цилиндров рядное;
2) цилиндры, отлитые из серого чугуна, имеют поперечное расположение
охлаждающих ребер;
3) отлитый из серого чугуна картер двигателя туннельного типа является
жестким основанием для каждого из отдельно стоящих цилиндров;
4) съемные головки цилиндров сделаны из легких сплавов; в двигателях
старых выпусков ребра головки цилиндров были отлиты как одно целое с
направляющим кожухом;
5) вентилятор системы охлаждения установлен непосредственно на
коленчатом валу;
6) направляющие воздушные кожухи сделаны из тонкой листовой стали.
В двигателе Granit 27 (фиг. 117 и 118) имеется устройство,
обеспечивающее регулировку количества охлаждающего воздуха. Устройство состоит
из двух дросселирующих заслонок, расположенных в выходном патрубке
вентилятора. Количество охлаждающего воздуха регулируется в зависимости
ют двух факторов: теплового состояния двигателя (осуществляется
автоматически термостатом) и нагрузки двигателя (заслонка связана с
дроссельной заслонкой карбюратора и управляется водителем). В эксплуатации
это устройство хорошо зарекомендовало себя.
Удельный вес двигателя Granit 27 составляет 5,1 кг/л. с. для полностью
укомплектованного, готового к работе двигателя с чугунным картером,
подшипниками качения и вентилятором при максимальной мощности
двигателя 51 л. с. Такой удельный вес двигателя находится в пределах,
принятых для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей с водяным
охлаждением, без учета радиатора (4,5—6,5 кг/л. с).
Четырехцилиндровый рядный дизель Phanomen с вихревой камерой
сгорания (фиг. 119) при диаметре цилиндра 95 мм и ходе поршня 145 мм
имел такой же рабочий объем 4,1 л, как и двигатель Кшрр М612.
Длительная мощность составила 56 л. с. при 2200 об/мин; кратковременная мощность
еа границе дымления равнялась 60 л. с. при том же числе оборотов.
Коленчатый вал вращался в пяти коренных подшипниках скольжения. На
переднем его конце было установлено рабочее колесо вентилятора (рабочее колесо
барабанного типа с загнутыми вперед концами лопастей). Расположение
вентилятора и направляющих кожухов такое же, как и у карбюраторных
двигателей Granit. Хорошее охлаждение цилиндров воздухом обеспечивается
тем, что в системе охлаждения дизеля сохранены направляющие кожухи
из тонкой листовой стали.
Этот двигатель не был поставлен на серийное производство. При
современном состоянии автомобильной техники его следует рассматривать как
переходную конструкцию к последующим модификациям дизелей Phanomen.
На фиг. 120 и 121 показана более поздняя модель дизеля Phanomen
с воздушным охлаждением.
В новом четырехцилиндровом рядном двигателе с вихревой камерой
сгорания диаметр цилиндра составляет 90 мм, ход поршня 125 мм, общий
рабочий объем двигателя 3,2 л. При этом развиваемая мощность и
соответствующее ей число оборотов (51 л. с. при 2800 об/мин) те же, что и для карбюра-
615

Фиг. 117. Двигатель Phanomen Granit 27 (вид со стороны
выхода охлаждающего воздуха).
Фиг. 118. Двигатель Phanomen Granit 27 (вид со стороны
расположения органов управления).
616

Фиг. 119. Дизель Phanomen с рабочим объемом 4,1 л
(вид со стороны топливного нассса).
Фиг 120. Дизель Phanomen с рабочим объемом 3,2 л
(вид со .стороны распределения).
617

торного двигателя Granit 27. Максимальный крутящий момент этого
двигателя равен 16 кгм, что также соответствует величине крутящего момента
карбюраторного двигателя Granit 27. Существенное различие наблюдается
только в крутизне кривой крутящего момента. С такими техническими
показателями дизель может по своим габаритным размерам устанавливаться
вместо карбюраторного двигателя Granit 27 на автомобили и на
стационарные установки. Этот двигатель был включен в программу производства.
Для унификации производства сперва было сохранено непосредственное
крепление и привод вентилятора от переднего конца коленчатого вала.
Фиг. 121. Дизель Phanomen с рабочим объемом
цилиндров 3,2 л (вид со стороны вентилятора).
Однако впоследствии на отдельном приводном валу сбоку цилиндров были
установлены два вентилятора диаметром 230 мм. Привод их был осуществлен
двумя ремнями. Прежде чем приступить к выпуску четырехцилиндрового
рядного дизеля, был сконструирован, тщательно испытан и доведен
одноцилиндровый двигатель.
Вес укомплектованного, заправленного и готового к работе двигателя
составляет 360 кг. Удельный вес его, исходя из условий длительной работы
без дымления, равен 7 кг/л, с, При этом дизель примерно на 100 кг тяжелее,
чем карбюраторный двигатель Granit 27 равной мощности.
Среди специалистов часто высказывается мнение, что дизели вследствие
'Своего большего термического к. п. д. и меньшей литровой мощности имеют
лучшие предпосылки для применения воздушного охлаждения, чем
карбюраторные. В действительности единственной предпосылкой, которая может
оказать благоприятное влияние, является отношение диаметра цилиндра
к ходу поршня.
К сожалению, влияние высокого термического к. п. д., т. е. влияние
уменьшения тепловых потерь, не имеет сколько-нибудь существенного
значения в процессе теплопередачи от цилиндра к охлаждающей среде. Большое
значение имеет тепловая энергия отработавших газов (снижение их
температуры до 500—600° С). Это позволяет значительно облегчить условия
охлаждения выпускных патрубков.
618

В случае применения воздушного охлаждения все обычные различия
между карбюраторным двигателем и дизелем неблагоприятны для послед-
аего. Требуется ограничение числа оборотов двигателя, что влечет за собой
уменьшение производительности вентилятора, особенно если в приводе
вентилятора нет повышающей передачи. Это относится в первую очередь
к осевым вентиляторам.
Далее, необходимо обеспечить достаточно большие проходные сечения
для охлаждающего воздуха головки цилиндра. На пути потока
охлаждающего воздуха, кроме клапанных коробок и каналов, находятся еще форсунки
и часто стенки предкамеры или вихревой камеры. Таким образом,
охлаждение опасных в температурном отношении мест при более высокой температуре
рабочего процесса дизеля не всегда удается. Для успешного осуществления
воздушного охлаждения решающее значение имеет компоновка двигателя,
например расположение камеры сгорания.

XII. НАГНЕТАТЕЛИ
ВВЕДЕНИЕ
Мощность двигателя внутреннего сгорания растет с увеличением
заряда. Вследствие этого она тем выше, чем больше удельный вес воздуха,
подаваемого в камеру сгорания. Повышение мощности, таким образом,
достигается за счет повышения давления перед процессом сгорания. Поэтому
двигатели большой мощности снабжены компрессорами, обеспечивающими
повышение давления воздуха перед поступлением в цилиндр. Такие
компрессоры называют нагнетателями.
В зависимости от степени сжатия, которую они обеспечивают, нагнетатели
предназначены либо для компенсации сопротивления впуску во впускных
трубопроводах и возможно более равномерного распределения воздуха или
смеси в цилиндре двигателя, либо для подачи в цилиндр воздуха с давлением
значительно большим, чем давление впуска. Нагнетатели автомобильных
двигателей большой мощности называют компрессорами. Они применяются
главным образом на двигателях гоночных и первоклассных спортивных
машин, однако могут с успехом применяться и в обычных двигателях. Особое
значение компрессоры приобрели в дизелестроении.
Агрегаты наддува должны быть не только надежными в работе, но и иметь
высокий к. п. д. Это приобретает тем большее значение, чем большее
повышение мощности должно быть достигнуто и чем в меньшей степени это должно
быть выполнено за счет увеличения расхода топлива.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ АГРЕГАТОВ НАДДУВА ПО ДАННЫМ
ДВИГАТЕЛЯ
Для расчета нагнетателей должны быть известны:
а) производительность;
б) степень повышения давления;
в) мощность привода.
Производительность
Объем смеси V'F, засасываемый в секунду двигателем с рабочим
объемом Vh м3и числом оборотов п, если пренебречь потерями, составляет для:
четырехтактного двигателя VF =y^lJнп м8/сек;
двухтактного двигателя V> =-^-Унп м3/сек (не учитывая продувку).
Эти значения отличаются от действительных на некоторую величину,
определяемую с помощью так называемого коэффициента подачи Хм и
соответствующих поправочных коэффициентов:
Надо принять во внимание, что в двигателях с наддувом отношение
давления наддува к противодавлению выпуска, которое в двигателях с обычным
620

впуском равно примерно единице, оказывает существенное влияние на
наполнение. Эго влияние может быть учтено с достаточной для данного изложения
точностью, исходя из следующих соображений.
Для степени сжатия е, как известно, существует связь между рабочим
объемом VH и объемом камеры сгорания (мертвого пространства) Vv:
Vv '
Если давление наполнения pF за счет сжатия в
нагнетателе повысится сверх давления выпуска pG, то
остаточные газы в так называемом мертвом пространстве
сожмутся дополнительно.
Используя обозначения на фиг. 1, имеем:
Объем наполнения с нагнетателем V -\- AV
Объем наполнения без нагнетателя
= /г
Подставив значения VH из уравнения для е, получаем Фиг. 1. Увеличение
дт, наполнения, когда
е • 1 + давление впуска
р Vу выше противодав-
'х е — 1 ' лени я выпуска.
Так как при постоянной температуре объемы обратно пропорциональны
давлениям, получаем
также
1,05
U0
0,95
0,9
f-7
\
N
0,8
a)
1,05
1,0
0,95
^(
1
1
1
О 1525 50 75 100 t°C
6)
fj
1,0
0,9
0,8
0,7
-7*-
I
Л\
— —..
0,6
0,8
в)
n/nn
Отсюда увеличение наполнения
Фиг. 2. Значения коэффициентов /j,
h и h (дроссельная заслонка открыта
полностью).
е— 1
На фиг. 2, а приведены числовые значения Д для различных степеней
сжатия е и различных значений — . Следует иметь в виду, что для двига-
621

телей с наддувом коэффициент подачи Хм дается обычно для нормальной
температуры воздуха 15° С. Если температура воздуха перед входом
в цилиндр отличается от этой величины, что почти всегда имеет место в
двигателях с наддувом, то наполнение цилиндра меняется также и по этой
причине. Указанное изменение учитывается коэффициентом /2 (фиг. 2, б —
экспериментальные данные для авиационных двигателей). Эти данные могут
быть использованы также и для автомобильных двигателей.
Коэффициент /2 может быть определен по формуле
3,25
Таким образом, наполнение увеличивается с ростом температуры.
При расчете количества подаваемого воздуха для режимов, отличающихся
от номинального числа оборотов или числа оборотов максимальной подачи,
необходимо ввести дальнейшую поправку к коэффициенту подачи,
учитываемую коэффициентом /3. На фиг. 2, в приведены числовые значения /ga
для авиационных двигателей, применимые, по-видимому, для автомобильных
двигателей.
Поэтому для двигателей с наддувом действительный секундный объем
подаваемого воздуха, отнесенный к условиям до двигателя, в случае
четырехтактного процесса составляет
Л" li м3/сек.
Приведенный метод расчета объема VP не может, естественно, учесть
все специфические особенности различных конструкций двигателей, но для
расчета нагнетателя он достаточно точен.
Степень повышения давления (перепад к. п. д., повышение давления)
Необходимый для сгорания засасываемый из атмосферы воздух (р0 и Го)
должен быть сжат в нагнетателе до давления нагнетания pF. Если пренебречь
гидравлическими потерями в трубопроводах, то необходимая степень
повышения давления в нагнетателе
Ро
Для определения действительной степени повышения давления П^ или
адиабатического перепада нагнетателя Had необходимо учесть, что в
трубопроводах на пути от входа воздуха из атмосферы до выхода в нагнетатель
будут иметь место гидравлические потери Др5 и что нельзя также
избавиться от дальнейшего дросселирования в нагнетательном трубопроводе
от выхода из нагнетателя до входа в двигатель, характеризуемого
величиной kpd.
Поэтому нагнетатель должен обеспечить степень повышения давления
1 Pi Po — bps *
которая является основой для расчета действительных величин. Потери
давления в трубопроводах могут быть определены после выбора скороста
воздуха с. Далее должно быть учтено изменение температуры потока
воздуха вследствие испарения топлива.
622

Понижение температуры
— f)
где ср — количество испаряющегося воздуха в %;
GK — количество топлива в кг;
GL — количество воздуха в кг;
cpL — удельная теплоемкость;
г — скрытая теплота испарения топлива в ккал!кг;
срК — удельная теплоемкость паров топлива;
ск — то же, жидкого топлива.
Тогда температура смеси Тм = Тх — М, если через Тх
б П
обозначить
рур м х р х
температуру перед карбюратором. Приближенно можно упростить:
cpL
GK)
0,2
В приводимом ниже уравнении
адиабатического процесса при всасывании
через карбюратор, т. е. при
расположении карбюратора перед нагнетателем,
необходимо при расчете принимать
значения величин не для чистого
воздуха, а для смеси. Допущенная в этом
случае ошибка не превосходит
значительно ошибку, которая неизбежно
получается при оценке значения ср,
и ошибку, которая получается при
выборе'значений срКиск в гетерогенных
топливных смесях.
Таким образом, удельная работа сжатия нагнетателя, которая назы
вается также «адиабатическим перепадом», составляет
—
t" -l
Нагнетатели не охлаждаются, поэтому когда речь идет о к. п. д. и
мощности, их сравнение производят по изменению адиабатического состояния.
Повышение температуры при адиабатическом сжатии в соответствии:
с основным уравнением состояния газов
k—l
1,0 1,2 /,« 1,6 1,8 2,0 2,2рг/р,
Фиг. З. Влияние степени повышения
давления на повышение плотности.
*ad == Had
kR
н
ad">
т. е. для чистого воздуха
biad = 0,00975tf a
Вследствие того, что внутренний к. п. д. сжатия t\i^ad всегда отличается?
от единицы, действительное повышение температуры оказывается большим::
w
Как уже указывалось, мощность двигателя в первую очередь определяется1
повышением давления засасываемого из атмосферы воздуха. При
одинаковой степени повышения давления в нагнетателе большое влияние на
мощность оказывает внутренний к. п. д.
На фиг. 3 показано, при каких значениях — и f\i-ad могут быть
получены определенные отношения ТгЛСъ изменяющиеся от 1 до 1:,& На фиг. 3;
623

в качестве параметра нанесены также соответствующие температуры конца
сжатия Ти при 7\ - 288°.
Удельный вес воздуха вычисляется путем преобразования известного
уравнения pV ~ RT:
7Х = 0,464 ~ кг/м3,
где hx — давление в мм рт. ст. при температуре Тх °абс.
Мощность привода
Для расчета мощности привода, помимо внутреннего к. п. д. f\i-ad
сжатия, должна быть введена еще величина riw, учитывающая потери.
Мощность, необходимая для привода нагнетателя Ne при сжатии G кг/сек
воздуха, составляет
N'= 75-^Wu Л. С.
К. п. д. *цх должен учитывать прочие потери (например, объемные),
вызванные особенностями конструкции.
КОНСТРУКЦИИ НАГНЕТАТЕЛЕЙ
Назначением устройства, с помощью которого осуществляется наддув
двигателей, является повышение плотности воздуха. В автомобильных
и авиационных двигателях имеется возможность использования энергии
встречного потока воздуха в специальных трубах.
Поршневые нагнетатели
Под поршневыми нагнетателями подразумевают машины с возвратно-
поступательно движущимся поршнем. Принципиально при относительно
небольших значениях движущихся масс нагнетатель такой конструкции
мог бы быть пригодным для автомобильных двигателей. Однако
возникающие при необходимости применения высоких чисел оборотов большие
механические потери часто приводят к неудовлетворительным значениям общего
к. п. д., несмотря на хороший внутренний к. п. д.
В автомобильных двигателях большой мощности для получения возможно
меньшего веса необходимы высокие числа оборотов. Наряду с известными
трудностями, связанными с наличием возвратно-поступательно движущихся
масс, это приводит также к увеличению дроссельных потерь во впускных
и выпускных органах с ростом числа оборотов.
Принимая во внимание все трудности, поршневые нагнетатели в качестве
собственно нагнетателей выпускают только для экспериментальных целей.
Поршневые нагнетатели могли бы иметь распространение в качестве
продувочных насосов или в комбинации продувочного и нагнетательного
устройства для двухтактных двигателей. Поэтому основные принципы расчета
поршневого нагнетателя изложены коротко.
Рабочий объем поршневого нагнетателя при засасываемом объеме
воздуха V} м3/сек и коэффициенте подачи \t
Т Г Г Г\
где F — площадь поршня в ж2;
5 — ход поршня в м\
i = 1 для насоса простого действия и i = 2 для насоса двойного
действия.
Засасываемый нагнетателем в секунду объем воздуха определяется из
приведенного ранее уравнения с учетом уравнения для ?:
624

Подставив значения Vx в расчетное уравнение рабочего объема
поршневого нагнетателя, получаем
1 А п f
го i т/ М % М t * г
2i H A/ n/ ~i\
При отношении -^- = а для машин простого действия с i = 1 из
уравнения FS = ^- D3 соответствующий диаметр
/21/,, Хм пл. ч
an h ' ni ' 41
M.
При расчете колебаний двигателя влияние поршневого нагнетателя
должно быть заранее учтено. Уравновешивание не вызывает значительных
трудностей, так как двигатель внутреннего сгорания и поршневой
нагнетатель имеют одинаковый характер движения.
Ротативные нагнетатели
К нагнетателям ротативного типа обычно относят так называемые
многокамерные нагнетатели по фиг. 4 (называемые также ротационными пластин-
Фиг. 4. Схема ротационно-пла- Фиг. 5. Разрез нагнетателя Root
стинчатого нагнетателя. с двухлопастными роторами:
/ — пространство впуска; 2 —
пространство сжатия.
чатыми компрессорами) и ротативные, в которых движение обоих роторов
совершается принудительно по фиг. 5 и 6.
Ротационный пластинчатый нагнетатель
При применении этого нагнетателя (фиг. 4), работающего с пластинами
или золотниками, возникают следующие трудности:
а) необходимость преодоления центробежных сил пластин;
б) обеспечение уплотнения между торцом пластин и корпусом;
в) необходимость предотвращения большого износа;
г) склонность к большим уносам масла.
Осуществление требований «а — г» затруднительно, когда нужно
выдержать малые габариты, т. е. большое число оборотов.
При выполнении всех этих требований нельзя получить высокое
значение к. п. д., что указывает на несовершенство ротационных пластинчатых
нагнетателей.
Преимущество этих нагнетателей в основном заключается в том, что
у них нет кривошипно-шатунного механизма и клапанов. Удельный вес
такой конструкции по сравнению с поршневыми нагнетателями должен
быть, по-видимому, несколько ниже.
Среди стационарных нагнетателей наибольшее распространение получила
конструкция, в которой вместе с ротором на конце пластин вращаются
40 Бюссиен 644 625

кольца, воспринимающие центробежные силы пластин и обеспечивающие
минимальный зазор между концом каждой пластины и корпусом. Чем больше
число радиально движущихся пластин, тем меньше перепад давления между
двумя камерами и тем меньше потери через зазоры.
В конструкции Zoller, получившей распространение для транспортных
машин, применяются только четыре пластины. Размещенные
противоположно пластины жестко связаны между собой попарно таким образом,
что действует только разность центробежных сил обеих пластин в
соответствии с различными величинами радиусов (фиг. 7).
Достигнутые в ротационных пластинчатых нагнетателях величины к. п. д.
составляют только 40—50% (в отдельных случаях они доходят до 60%)
по отношению к к. п. д. адиабатического процесса.
Фиг. 6. Нагнетатель Root
с трехлопастными
роторами.
Фиг. 7. Нагнетатель Zoller.
Ниже кратко приводится порядок расчета. Количество воздуха,
засасываемого ротационным нагнетателем, обычно дается в м3/сек:
где L — длина ротора;
D — диаметр цилиндра;
s — толщина пластин;
z — число пластин;
е — эксцентрицитет.
Для предварительного расчета с достаточной для большинства случаев
степенью точности можно пренебречь величиной sz. Эксцентрицитет можно
выразить в долях диаметра, как е = -j-D; длина L может быть также
выражена в зависимости от диаметра, как L = aD. Если объем Vl определяют
по параметрам двигателя, то можно получить
4%
А/ /2/
В качестве примера применения нагнетателя Zoller может быть назван только
автомобильный двигатель BMW-Rekord. Очень высокое число оборотов двигателя привело к
большим потерям наполнения и, таким образом, к малой мощности. В конструкции нагнетателя
Zoller удалось преодолеть указанное падение мощности. Нагнетатель, установленный между
карбюратором и цилиндром, засасывает из карбюратора смесь газа и воздуха и нагнетает ее
в цилиндр под давлением 1,2 am. Привод нагнетателя осуществляется от коленчатого вала
включением сцепления. Движение от коленчатого вала с помощью цилиндрических шестерен
передается на промежуточный вал и от него посредством конических зубчатых колес на
нагнетатель.
При максимальном числе оборотов двигателя 6000 в минуту нагнетатель вращается с числом
оборотов 5000 в минуту. В неподвижном корпусе 1 (фиг. 7) вращается барабан 2, центр
которого смещен относительно центра корпуса /. В барабане могут радиально перемещаться
лопатки 4, прижимаемые подвижным кольцом 3 к корпусу. Смесь поступает через канал £;
626

при вращении барабана она захватывается лопатками и нагнетается под давлением 1,2 am
во впускной трубопровод двигателя через канал 5. Надежной смазке привода нагнетателя
придавалось большое значение. Установка масляного насоса на валу нагнетателя
обеспечивала дополнительную смазку при езде на дальние расстояния. Установка нагнетателя
давала повышение мощности с 29 до 55 л. с. в двигателе с рабочим объемом 500 см3 и с 36
до 75 л. с. в двигателе с рабочим объемом 750 см3. На двигателях гоночных машин
неоднократно ставились нагнетатели Zoller.
Нагнетатель Root
Еще до недавнего времени нагнетатели Root (фиг. 5) представляли
наиболее часто встречающийся в транспортных двигателях тип нагнетателей.
Он состоит из корпуса, в котором вращаются два двухлопастных или
трехлопастных ротора; профиль лопастей выполнен по лемнискате. Лопасти
параллельны оси или поставлены по отношению к ней наклонно. Эти роторы
принудительно связаны между собой шестернями, посаженными на их
выступающие концы.
Нагнетатели Root давно применяются в автомобильных двигателях
и число оборотов их весьма высоко. Для ротора диаметром, равным
примерно 90—120 мм, возможна работа при 10 000—
12 000 об/мин. Эксплуатационные трудности сводятся Р |;
в данном случае к уплотнению роторов друг
относительно друга и относительно корпуса.
Это уплотнение по окружности ротора
теоретиЕ
я
чески осуществляется по линии, а в торцах — по
V
поверхностям, которые соприкасаются без взаимного
давления. Фактически же из-за возникающих вслед- фиг g a ы
ствие нагрева и действия центробежных сил дефор- нагнетателя Root,
маций между роторами и корпусом должны быть
предусмотрены определенные зазоры, величина которых определяется
главным образом опытным путем. Эти «неуплотненные щели» ограничивают
объемный к. п. д., который может быть достигнут при разных степенях
повышения давления. Зазоры в нагнетателях Root для автомобильных двигателей
в зависимости от материала роторов и корпуса составляют примерно 0,1 —
0,4 мм. К- п. д. нагнетателей Root не могут быть существенно повышены
за счет особо тщательного изготовления или совершенства конструкции,
так как нагнетатель Root работает не как уплотнитель, а как вытеснитель.
Этот недостаток ясен из диаграммы р — V (фиг. 8).
Заключенный в полости А (см. фиг. 5) объем воздуха в указанном
положении еще отделен от полости нагнетания. При дальнейшем вращении
роторов в направлении, указанном стрелками, вытесненный роторами объем
сжимается воздухом полости нагнетания. Сжатие носит характер удара
и поэтому давление вытесненного объема воздуха мгновенно становится
равным давлению р полости нагнетания. Для поршневой воздуходувки
в случае отсутствия потерь кривая постепенного сжатия протекала бы,
например, по линии ВС (фиг. 8), а нагнетателю Root соответствует прямая DB-.
При этом для простоты было принято, что полость нагнетания бесконечно
велика, а дросселирование отсутствует. Заштрихованная площадь диаграммы
BCD представляет, таким образом, потери, присущие вытеснителю по
сравнению с уплотнителем. На основании этих соображений можно подсчитать
адиабатические к. п. д. нагнетателя Root без потерь (фиг. 9, кривая 1)
Помимо неизбежных потерь, связанных с характером работы, возникают
и другие потери.
Утечки, обусловленные наличием зазоров, будут учтены объемным
коэффициентом полезного действия, т. е. также коэффициентом наполнения Xl9
а потери на трение вращающегося механизма — механическим к. п. д.
Общие к. п. д. i\ges (фиг. 9, кривая 2) определены как i\ges = ~чай_тч\т\
и взяты по средним значениям из опытных данных. Сравнение этих величин,
которые практически часто бывают завышены, с приведенными ниже
величинами для центробежных нагнетателей показывает, что и без учета прочих
40* 627

Недостатков нагнетатели Root плохо отсекают. Их значительными
недостатками, наряду с большой чувствительностью к загрязнениям и внезапным
teMnepaTypHbiM изменениям, являются необычайно сильные колебания как
следствие разных изменений крутящего момента, возникающие при каждом
выравнивании давлений и вызывающие непрерывный шум. На фиг. 10
изображено неблагоприятное протекание кривой крутящего момента,
давления в зубьях и производительности двухлопастного нагнетателя Root.
В связи с этим часто применяют трехлопастные роторы, а в особых случаях —
винтовые роторы, с помощью которых указанные недостатки могут быть
частично устранены.
Расчет нагнетателя Root простой.
Диаметр D ротора нагнетателя Root при
0,9[\ I I I I длине корпуса в свету L, площади полного
поперечного сечения F и засасываемом
секундном объеме Vx определяется из формулы
0,7
0,5
0,3
\
\\
у
\
\
V
V
ч
\
У, = 2
V 4
Г 1 L ^7Г
ч
'Pi
\ / \ \ // \ / \ \ /7
W \ ^ Х^^ \ ч/х
Фиг. 9. Изменение к. п. д.
нагнетателя Root в зависимости
от повышения давления.
Фиг. 10. Характеристики нагнетателя Root:
/ _ крутящий момент; 2 — производительность;
3 — давление на зубья.
Площадь поперечного сечения F или вредная площадь по возможности
должна быть меньших размеров для того, чтобы размеры самого нагнетателя
получались небольшими.
Площадь может быть представлена в виде круга диаметром d:
Подставив значения d = aD и L = bD, получаем
'I~v 120 ^ г
После подстановки значения Vl9 выведенного ранее по параметрам
двигателя, можно получить
п \f vhXmVf
В опытных нагнетателях окружные скорости достигали 100 м/сек. При
очень высоких числах оборотов и сравнительно длинных роторах часто
возникают трудности, связанные с критическими числами оборотов вала.
В качестве материала для роторов применяется главным образом
легированная сталь с высоким пределом текучести при хорошем относительном
удлинении. Корпус чаще всего изготовляется из силуминового сплава,
а иногда также из сплава электрон. Роторы, изготовленные цельными,
сравнительно дороги. В США для упрощения внутренней обработки в
отдельных случаях перешли к сварке ротора из двух предварительно обработанных
частей. Для получения необходимой точности и соблюдения формы
наружная обработка ротора должна производиться на зубофрезерных станках.
628

О работе нагнетателя Root можно судить по величинам, нанесенным на
фиг. 11. Количество засасываемого воздуха, величина которого отложена
по оси абсцисс, с возрастанием степени повышения давления ри/рл при
постоянном числе оборотов падает вследствие обратного перетекания (линии
от П\ до я4). Нанесенные линии одинакового повышения температуры b,tw
^_^_^__^_^_^__ позволяют определить внутренний к. п. д. и конеч-
Рл/рт \ лД |\/77Шла ! 1 НУЮ температуру сжатого воздуха по известной
температуре на впуске.
■ I ■ 11 ■ * ■ 4, I . х
3,0
2,0
mt
160° С
120
Ш
200 UOO 600
Объем засасываемого
воздуха
Фиг. 11. Кривые изменения
числа оборотов и повышения
температуры в нагнетателе
Root, построенные в
зависимости от изменения
засасываемого объема.
2000
0,1 0,2 0,3
Объем засасываемого воздуха
Фиг. 12. Характеристики нагнетателя Root.
О совместной работе нагнетателя Root с автомобильным двигателем можно
судить по снятым характеристикам. На фиг. 12 показаны характеристики
нагнетателя Root, полученные на испытательном стенде.
Слева по оси ординат отложен адиабатический перепад, справа —
степень повышения давления при температуре на впуске, равной 15° С.
Нагнетатель был испытан при числах оборотов 1000,
2000, 3000 и т. д. до 10 000 в минуту.
Обратный пересчет величины наполнения двигателя
при числе оборотов, определяемом передачей,
показал, что рабочая характеристика
двигателя соответствует кривой М — N (двигатель
с рабочим объемом 3,6 л и мощностью 180 л. с.
при р^ = 1,4 ата и пм = 4400 об/мин).
По указанным причинам число оборотов
нагнетателя Root было выбрано не очень высо-
Возможный рост коэффициента подачи
А
hlh
/
1,20
1,15
1,10
1,05
1,00
0,2 0,4 0,6 0,8 пп
Фиг. 13. Повышение давления
и плотности в нагнетателе Root
в зависимости от числа
оборотов.
ким, р
вследствие увеличения числа оборотов в
большинстве случаев сводится на нет падением
механического коэффициента полезного
действия.
На фиг. 13 показаны достижимые в
нагнетателе Root степени повышения давлений,
которые предопределяют мощность двигателя. Из графика видно, что, начиная
только примерно с 40% номинального числа оборотов двигателя, степень
повышения давлений значительно возрастает. Это обстоятельство часто
упускается из виду, если при расчете не пользуются графиком изменения
к. п. д. Вес исследованного нагнетателя Root, использованного в качестве
примера, вместе с относящимися к нему шестернями составляет свыше 10 кг.
Нагнетатели Root для двигателей спортивных автомобилей, в
противоположность двигателям гоночных машин, не все время вращаются совместно
629

€ двигателем, а присоединяются к нему только на высоких числах оборотов.
Присоединение может быть выполнено так например, что, начиная с
определенного положения рычага подачи топлива, соответствующего высокому
числу оборотов двигателя, перекрывается задвижкой основной впускной
трубопровод и включается нагнетатель.
В конструкции, показанной на фиг. 14, включение достигается нажатием ножного рычага
подачи топлива до конца. Этим достигается включение дисковой муфты. При снятии нот
Фиг. 14. Отдельные детали нагнетателя Root:
/ — компрессор включен; // — компрессор выключен.
с рычага нагнетатель Root быстро останавливается автоматическим дисковым тормозом,
сидящим на одной оси со сцеплением. Отдельные детали нагнетателя расположены в
порядке, соответствующем сборке.
На американских дизелях для тяжелых грузовых автомобилей и тракторов
нагнетатели Root применяются сравнительно широко.
В отдельных двигателях применяются конструкции нагнетателей Root с неподвижными
валами роторов. В большинстве^случаев по возможности нагнетатель Root для лучшего его
охлаждения устанавливается спереди двигателя, непосредственно за радиатором. В гоноч-
^__^__^___^__^__^ ных автомобилях нагнетатель Root, если смот-
"ad\ | | | | ^Dti/d Реть по направлению движения, расположен
PJ за цилиндрами.
Скоростной наддув
Некоторый наддув, что означает
повышение плотности засасываемого
воздуха, получается за счет торможе-
f° ния встречного потока, т. е. за счет
относительной скорости воздуха в
автомобиле и атмосферного воздуха.
Этот способ повышения давления
приобретает все большее значение
благодаря непрерывному повышению
скоростей движения автомобилей и
особенно эффективно может быть применен
в двигателях гоночных автомобилей.
На фиг. 15 показаны достижимые
за счет торможения воздуха степени
повышения давления и величины тем-
hai ™>
296
29k
292
290
288
.—'
Tjiad^
/
Hadi
1
1
/ t,-
/
P*/pi
Ч5°С
1,05
О 100 200 300 ЬОО км/час
Скорость
Фиг. 15. Характеристики скоростного
наддува.
пературы при условии адиабатического сжатия, что близко к
действительности. Если силу ветра принять равной нулю, то абсцисса будет указывать
непосредственно скорость движения автомобиля. Если затормозить
движение автомобиля со скорости, равной w м/сек, до w = 0, то достижимый
адиабатический перепад при оценке коэффициентом возникающих потерь
выразится как
630
l L
k—l
Pi
1

При таком полном торможении повышение температуры
Центробежные нагнетатели с радиальными лопатками
Для автомобильных двигателей центробежные нагнетатели практически не применяются.
В авиационных двигателях некоторое время применялись нагнетатели Root. Однако опыт
показал, что центробежные нагнетатели по свсим показателям значительно превосходят
нагнетатели всех других типов. Поэтому очень важно выяснить, как должна происходить
работа правильно выбранного по размерам и хорошо выполненного центробежного
нагнетателя совместно с автомобильным двигателем.
У центробежного нагнетателя с радиальными лопатками (фиг. 16) для
каждого значения нагрузки автомобильного двигателя практически могут
быть рассчитаны производительность и степень повышения давления.
Нагнетатели с осевым колесом (пропеллерным или винтовым) пригодны
преимущественно для малых степеней повышения давления при большой
производительности и могут быть поэтому, при известных обстоятельствах,
применены в двигателях большой мощности.
Характерной величиной, пригодной для оценки совершенства
конструкции, является удельное число оборотов или удельная быстроходность.
Удельное число оборотов является универсальной величиной:
ns = 0,1155/2
где п — число оборотов в минуту;
7 V — секундный весовой расход;
Н — перепад.
Осевое колесо тем лучше, чем больше величина ns. Границы применения
той или иной конструкции могут быть определены сопоставлением
характерных для центробежных насосов величин. Нижняя граница удельного числа
оборотов пропеллерных насосов для воды лежит примерно около ns = 600.
•Соответствующее удельное число оборотов для условий атмосферного
воздуха составляет ns<^2l. Центробежные нагнетатели для автомобильных
двигателей небольшой или средней мощности ns ^ 2 -г- 6. Таким образом,
они в общем не достигают требуемых для осевых колес величин.
Колеса с радиальными лопатками могут быть трех основных типов.
Простейший из них — открытое с двух сторон лопаточное колесо (фиг. 17, а).
Зта форма, пожалуй, была первой применена для больших окружных
скоростей. Полуоткрытое рабочее колесо (фиг. 17, б) имеет лучший к. п. д.
Безусловно лучшей, но наиболее трудно технически осуществимой по
соображениям прочности и наименее дешевой конструкцией является.рабочее колесо
с р2 ^ 90°, закрытое с двух сторон торцовыми стенками (фиг. 17, в),
Рабочее колесо
Наряду с рассчитанной производительностью перепад является основой
для определения размеров.
Необходимая окружная скорость рабочего колеса и2 для а0 = 90°
определяется из соотношения
Had = Qad-y И U2 =
Введенный коэффициент qad в зависимости от угла и формы лопаток
изменяется в пределах 0,5—0,6. Наибольшая достигнутая величина qad
для р2 = 90° составляет 0,7. Значения qad, достигнутые в многочисленных
центробежных нагнетателях авиационных и автомобильных двигателей,
составляют 0,56—0,65.
631

Разрез по Я Я
Разрез по 65
Фиг. 16. Центробежный нагнетатель без направляющего аппарата
на выходе из рабочего колеса и с направляющим аппаратом.
Фиг. 17. Типы рабочих колес с радиальными лопатками.
632

Диаметр рабочего колеса с радиальными лопатками (фиг. 18) определяется:
из уравнения неразрывности струи:
При выборе необходимого числа оборотов, помимо механических
требований, должна быть принята во внимание форма колеса, т. е. соответствующее
отношение диаметров. Как можно судить из многочисленных данных,
отношение диаметра выхода D2 к наибольшему диаметру входа D± во избежание
неприятных последствий не должно существенно превышать значений 1,4—
1,8 я, в крайнем случае может быть доведено примерно до 2,5.
Обычно Rv = j~ = 1,5 -f- 1,7. После выбора значения Rv можно опре-
делить необходимое число оборотов, выразив диаметр ступицы dN как часть,
диаметра Di. Допущенная при этом ошибка не имеет
никакого значения для окончательного расчета.
Окончательное значение диаметра dN может быть
установлено только после определения диаметра
вала dw и после проверки вращающейся системы на
критическое число оборотов.
Для производительности г V при перепаде одной
ступени Had, скорости на входе в колесо 2 с0 =
Т~~\ ГЛ
и отношении диаметров -jy = Rv; —±- =
—±-
т. е.
= rv = 5 ч- 3,
оборотов в минуту
= Rvrv, требуется число
= 53
з
ad
Фиг. 18. Принятые
обозначения для рабочего*
колеса с радиальными?
лопатками.
Этот расчет дает удовлетворительные результаты.
Радиальную составляющую скорости с2гп на выходе из рабочего колеса
выбирают так, чтобы с2т = Хс0, где х в большей части равно примерно 1.
Поперечное сечение рабочего колеса, в частности, ширина выхода b2f,
может быть определено по уравнению неразрывности струи; затем
вычерчивают сечение. Этот предварительный эскиз колеса необходим .для точного-
расчета. Гидравлический к. п. д. i\h хороших центробежных нагнетателей
достигает значений примерно 0,75—0,85.
Теоретический перепад, соответствующий адиабатическому перепаду,,
"^~ ** ad-
Перепад, который теоретически должен бы быть достигнут радиальным
колесом, при бесконечном числе лопаток и движении жидкости без трения>*
по основному уравнению теории турбин составляет
Между величинами Hth <» и Hth существует соотношение
Hth оо = mHth.
Значение т может быть взято из соответствующих таблиц.
1 V = (1,03 -4- 1,06) Vsoll из-за перетекания и потерь через неплотности.
2 Это соотношение с учетом формы колеса и угла лопатки имеет известное обоснование^.
Необходимо, однако, учесть, что если должен быть достигнут высокий к. п. д. простейшими
способами, то величина с0 должна быть значительно ниже скорости звука засасываемого
воздуха а, в общем даже ниже 60% скорости звука.
633

Начальная закрутка вытянутой далеко во вход рабочей лопатки L,
которую поэтому можно рассматривать как осевую лопатку, может быть
определена на основании одноразмерной теории струи по окружной
скорости, присущей каждому радиусу и расходу, соответствующему
равномерно распределенной по поперечному сечению скорости воздуха -у-
(фиг. 19).
Первый участок лопатки должен всегда лежать в направлении
относительной скорости. Это положение обозначается как «расчетно-безударное».
При большом шаге, т. е. при сильном разносе лопаток, соответствующий
расчетно-безударному входу расход не является расходом наилучшего
к. п. д. Определенным размещением лопаток иногда достигают лучших
результатов.
Для наибольшего диаметра входа Di и диаметра ступицы dN можно
записать:
к соответственно (фиг. 19)
Фиг. 19. Треугольники
скоростей.
Sinfi
Фиг. 20. Соотношения,
характеризующие подвижной входной
направляющий аппарат.
т. е.
Необходимый расход V должен быть достигнут при т)тах. Поэтому
после преобразования получаем
= const = —
где т1 — коэффициент, который учитывает сужение входа на колесо за счет
конечной толщины лопаток (фиг. 20). Углы выполненных рабочих лопаток
только в редких случаях соответствуют этому соотношению, так как
многочисленные обычные способы изготовления лопаток, предусматривающие
изгиб начального участка окончательно отфрезерованных лопаток, не
обеспечивают получение необходимого закручивания лопаток. Вследствие этого,
-а также учитывая возможность простой замены лопаток при неподходящем
их расположении или повреждениях, кажется целесообразным загнутые
концы лопаток отделить от остальной их части и расположить в виде
подвижного направляющего аппарата (фиг, 17, в), при изготовлении которого
может быть точно выдержана любая заданная форма лопатки.
Имеются два способа получения правильно закрученного
направляющего аппарата, один из которых показан на фиг. 20 сверху. Для трех цилин-
634

дрических сечений /, // и /// по направляющему аппарату, развертка
которых в плоскость дает форму каналов между лопатками направляющего
аппарата, необходимые углы на входе находят из треугольников скоростей,
как это показано для цилиндрического сечения //. Очерчивая контуры
лопатки только одним радиусом, можно избежать сложности процесса
закручивания лопаток, которая получается при показанном здесь способе
построения направляющего аппарата. В этом случае п-ереднюю кромку лопатки,
т. е. ту, на которую набегает поток, обрезают не перпендикулярно средней
линии лопатки, а по такой кривой, при которой в каждом месте лопатки
получается начальный наклон, соответствующий скоростному треугольнику.
Форма корпуса нагнетателя до входа на рабочее колесо должна быть
такой, чтобы не было резких отклонений в направлении скорости и
дополнительных изменений скорости; в особенности же она должна обеспечивать
равномерный подвод воздуха по всему входу на рабочее колесо.
Расчет рабочих колес на прочность представляет определенные
трудности. В общем достаточно вести расчет упрощенным методом с
дополнительным запасом прочности. Диски колес могут быть рассчитаны как диски
равней прочности, а ступица — как диск постоянной толщины,
нагруженные суммарной радиальной нагрузкой от центробежных сил лопаток. При
окончательном выборе формы колеса необходимо учесть различное
удлинение лопаток и дисков, т. е. так называемое условие совместимости.
Допускаемые напряжения могут быть весьма различными в зависимости
от надежности расчета, а также от различных взглядов на необходимый
запас прочности по сравнению с пределом текучести материала. Для
вращающихся деталей характерна величина — , где а — предел текучести
при температуре в момент нагрузки, а 7 — удельный вес материала. Поэтому
для рабочих колес центробежных нагнетателей автомобильных двигателей
почти одинаково пригодны хорошие легированные стали, дюралевые сплавы
и электроны. Фактически применение дюралюминия и электрона
целесообразно до температур колеса 150—170° С. В производстве алюминиевые
и магниевые сплавы также имеют большие преимущества. Колесу может
быть придана форма глубокой высадкой в штампе. Последующее придание
ему формы механической обработкой может быть достигнуто при высоких
скоростях резания. Опыты показали, что чистота полирования наружной
поверхности существенно влияет на предел прочности и меньше — на
предел текучести. Поэтому при серийном изготовлении рабочих колес
нагнетателей из легкого металла могут быть использованы достижения ковки и
штамповки. При достаточно больших сериях становится возможным сделать
необходимые для автомобильных двигателей рабочие колеса нагнетателей
очень дешевыми.
В большинстве случаев достаточна статическая балансировка. Однако
при предельно допустимых нагрузках, часто имеющих место в опорах
нагнетателя, для достижения спокойного вращения все же нельзя ограничиваться
только статической балансировкой.
Роторы центробежных нагнетателей опираются как на подшипники
скольжения, так и на подшипники качения. При очень высоких числах
оборотов нет определенного превосходства одной конструкции перед
другой. Меньшая стоимость и лучшие условия смазки дают возможность
рекомендовать простые подшипники скольжения.
Направляющие устройства
При входе на рабочее колесо. В центробежных
нагнетателях с радиальными лопатками для авиационных двигателей
направляющий аппарат при входе на рабочее колесо не применялся. Более того,
стремились по возможности осуществить спокойный плавный осевой подход
к рабочему колесу. Это обстоятельство в общем имеет место и в нагнетателях
для автомобильных двигателей.
635

Однако возможны случаи, при которых для целей регулирования с
успехом могут применяться подвижные впускные направляющие лопатки;
этот случай поэтому здесь будет рассмотрен кратко.
Располагая радиальные (фиг. 21, а) или осевые (фиг. 21, б) направляющие
лопатки в соответствующим образом сконструированном входном патрубке
нагнетателя недалеко от входа на рабочее колесо, можно за счет перемещения
этих направляющих лопаток экономически сравнительно выгодно, не изменяя
числа оборотов, регулировать перепад давлений примерно на 65—70%
от величины перепада, который дает нагнетатель при чисто осевом входе.
Фиг. 21. Поворотные входные направляющие лопатки:
а — радиальные лопатки опытного нагнетателя; б — осевые лопатки
нагнетателя авиационного двигателя.
Нагнетатель потребляет при этом только соответствующую этому новому
перепаду и к. п. д. мощность для своего привода и дает также
соответствующее повышение температуры воздуха.
Влияние такого подвижного направляющего аппарата на к. п. д. и
перепад давления показывают характеристики, приведенные на фиг. 22, которые
построены по результатам испытаний при постоянном числе оборотов. Для
исследования влияния различного положения лопаток на перегрузку дви-'
гателя необходимо на этот график нанести характеристику двигателя.
После выхода с рабочего колеса. Выходной диффузор
может быть выполнен по спирали или кольцу, в том и другом случае с
направляющим аппаратом и без него; кроме того, он может быть выполнен по
гладкому направляющему кольцу (фиг. 23). Кольцевой или спиральный
диффузоры могут располагаться сбоку, если это необходимо для уменьшения
габаритов.
По объему при выходе с рабочего колеса V2 и ширине направляющей
лопатки в осевом направлении 64 можно определить начальный наклон
направляющих лопаток (фиг. 24):
Число направляющих лопаток может быть выбрано произвольным.
Начало направляющей лопатки от А до К (фиг. 24) образуется по
логарифмической спирали. Размер входа направляющего канала:
i % S*n a4 C0S а4
■)-•■
636

Приближенно оптимальное количество направляющих лопаток
ZL = ' 4 sin a4.
Логарифмическая спираль в начале направляющей лопатки может быть
заменена окружностью соответствующего радиуса кривизны. Отношение -~
"ad
5000
kOOO
3000
2000
1000
Ь-ad
0,75
0,25-
Фиг. 22. Кривые изменения адиабатического перепада и к. п. д. опытного
нагнетателя, изображенного на фиг. 21:
слева — при чисто радиальном расположении входных направляющих лопаток
и изменении числа оборотов от 8000 до 22 000 в минуту; справа — при
сохранении числа оборотов постоянным и равным 22 000 в минуту, но при повороте
входных направляющих лопаток от положения, совпадающего с направлением
потока, до положения несколько против потока.
числа лопаток в направляющем диффузоре и рабочем колесе не должно быть
кратным целому числу. Дальнейшая форма направляющих лопаток может
быть образована произвольно, причем угол расширения направляющего
/
п=22000
0000
180/Og
161
1
Ik ОС
— —
0000
80^
г
Ю
—^
o6/ml
\
\
(Н
\
\
\
\
\\
0,2 0,k 0^6 Otl VjA
\\
\ >
v \
\
i
fJ/ce/c
\
■Л
п =22000 oi
Const
*•
\
1
0,2 0,
>
\
ч
\
\
у
\
\
Умин
ч
, \
\
1
f-—>
\
\
\
\
\
\
\
V
1
i
1
1
1
1
1
8 4iM3/ceK
Фкг. 23. Примеры центробежных нагнетателей с радиальными лопатками.
канала не должен превышать 2—5°. Канал между двумя смежными
направляющими лопатками должен иметь непрерывное, вполне плавное
расширение. Таким образом, получается конечный угол <х'Б, который при
необходимости может быть несколько уменьшен или увеличен.
637

Отношение радиусов — (или разность радиальных размеров гь — г4)>
должно быть увязано также с выбранным типом диффузора, так как оно
сильно влияет на общие размеры.
В начале направляющие лопатки должны быть незначительной толщины
и хорошо заострены.
В одноступенчатых нагнетателях (пока они применяются только в
автомобильных двигателях) к направляющим лопаткам чаще всего примыкает
выходная улитка: иногда, однако, примыкает также кольцевой сборник.
Размеры кольцевого сборника могут быть определены по размерам
примыкающих трубопроводов или из уравнения неразрывности по рекомендованной
скорости воздуха. Для спиральной улитки,
которая может быть представлена как направляющая
лопатка, закрученная так, что центральный угол:
Фиг. 24. ОсноЕные
обозначения для расчета
направляющих лопаток.
|
а) \ 6)
Фиг. 25. Обозначения для расчета улитки.
примерно равен 360°, применяются другие соотношения. Ее расчет основан:
на теории закручивания или теории поверхности. Если сообщенное рабочимг
колесом закручивание в начале спирали после прохождения направляющего
кольца или направляющего аппарата диффузора имеет величину /С, то для
произвольно выбранного соотношения размеров улитки по ширине в
продольном сечении соответственно фиг. 25, а и проходящего через улитку
секундного расхода V* протяженность спирали находят как
R
о__ зад Cbcfr
V* J г
г
Закручивание К подсчитывается по формуле
К - гси,
где си — составляющая абсолютной скорости воздуха, которая может быть
взята из скоростного треугольника, построенного для соответствующего
радиуса (аналогично фиг. 21). Для расчета улитки это закручивание имеет
настолько важное значение, что конструктору следует производить
точный расчет. Во многих случаях выгодно некоторое увеличение улитки.
Положенный в основу расчета улитки объем I/* может быть поэтому взят
на 100% больше, чем в действительности. Расчет спиральной улитки с
поперечным сечением в форме круга особенно прост. Радиус rs поперечного
сечения улитки, соответствующего центральному углу ср (фиг. 25, б),
составляет
Гз 360'
360
638

Если спираль примыкает непосредственно к выходу с рабочего колеса,
как показано на фиг. 25, б, то может быть использовано также выражение
212-103 Had
d.
В начале улитки поперечные сечения в форме круга, имеющие слишком
малый радиус rs, могут быть заменены другими формами сечения.
Корпусы центробежных нагнетателей могут быть изготовлены из
алюминиевого или магниевого сплава.
В большинстве случаев ограничиваются толщиной стенок 3—5 мм\
достаточная жесткость обеспечивается соответствующими ребрами.
Омываемые воздухом внутренние поверхности
корпуса нагнетателя должны быть по
возможности хорошо заглажены.
На фиг. 26 приведен пример сильно
Сребренного корпуса из электрона
с толщиной стенок 3 мм. Для таких
тонких стенок рекомендуется так
располагать ребра, которые при этом не
должны быть слишком высокими,
чтобы они передавали возникающие
усилия непосредственно на приливы
под соединительные болты. Кроме того,
крайне необходимо, чтобы переходы от
ОДНОГО поперечного сечения К другому Фиг. 26. Корпус центробежного нагнета-
были плавными теля малых размеров, изготовленный из,
электрона.
Работа четырехтактного (карбюраторного) автомобильного двигателя
с центробежным нагнетателем
Примеры расчета. Необходимая мощность на ведущих колесах автомобиля весом 2200 кг-
при cw = 0,6 и скорости движения 170 км/час была определена по формуле
и равна 153 л. с. К. п. д. передачи на ведущие колеса, который учитывает потери в механиз-
мах переключения скоростей и поворота ведущей оси и скольжение колеса, р'авен 0,85, поэтому
снимаемая с коленчатого вала мощность дслжна ссстаЕЛять 180 л. с. Пссле ряда
предварительных расчетов было Еыбрано число оборотов ДЕигателя п — 44С0 об/мин при литраже
двигателя 3,6 л, т. е. литровой мощности 50 л. с./л, и при давлении нагнетания, равном примерно
1,4 ата. Литровая мощность 50 л. с.1л не является слишком высокой для спортивного
автомобиля (в сравнении с уже достигнутыми величинами). Кривая изменения мощности двигателя
может иметь характер, соответствующий кривей Nм (фиг. 27).
Используемые мощности при четырехступенчатой коробке передач с передаточными!
числами 3,75 : 2,15 : 1,4 : 1 и передаточным числом в главной передаче 3,43 : 1 и
равномерном горизонтальном движении показаны на фиг. 27 кривыми /, //, ///, JV. По оси абсцисс
в масштабе отложены скорости движения автомобиля, соответствующие определенным числам
оборотов двигателя для передач I — IV. Для соответствующего двигателю центробежного
нагнетателя на основании приведенных ниже измерений была построена характеристика,
показанная на фиг. 28. Кривая числа оборотов \,2п, соответствующая наибольшему числу
оборотов двигателя 4400 об/мин, означает п = 36 500 об/мин.
К. п. д. "Птах, учитывающий общие потери, возникающие в приводе нагнетателя, может
быть принят на основании измерений равным 0,62—0,68. При температуре воздуха на входе
15° С нагнетатель обеспечивает повышение давления, указанное на правой ординате. Диаметр
рабочего колеса нагнетателя равен 130 мм, наибольший диаметр корпуса нагнетателя ^-250 мм.
Вес рабочего колеса ~135 г. Если на характеристику нагнетателя нанести количество
засасываемого воздуха, соответствующее определенным числам оборотов двигателя после
пересчета его на количество воздуха, засасываемое нагнетателем (абсцисса характеристики),
то при допущениях, близких к действительности, и на основании измерений получается
линия АВ. Вдоль нее на характеристике нагнетателя откладываются рабочие точки
двигателя. Они лежат главным образом в области наибольших перепадов нагнетателя и наиболь--
ших коэффициентов полезного действия.
639

О
лх
180
160
1U0
120
100
80
60
ЬО
20
И
ш
л
9 27 45 63 81 l99 /17 135 153 169
72 78
18
27 36 км/уас
0,0b 0t03 0,12 0,16
Фиг. 28. Характеристика центробежного нагнетателя
(к фиг. 34).
Фиг. 27. Характеристики автомобильного двигателя
с центробежным нагнетателем и без нагнетателя.

Если считать, что мощность двигателя пропорциональна весу заряда, то кривая,
показывающая мощности того же двигателя без нагнетателя, соответствовала бы штриховой
линии Nм-ol на фиг. 27.
Горизонтально заштрихованная площадь дает примерную разницу в мощности
двигателя с литражом 3,6 л при работе с нагнетателем и без него. Мощность, затрачиваемая
на нагнетатель, отмечена вертикальной штриховкой.
Таким образом, центробежный нагнетатель уже при сравнительно небольших числах
оборотов несколько повышает мощность двигателя, однако его влияние на повышение
мощности существенно лишь при высоких числах оборотов, так как перепад является квадрати-
ческой функцией числа оборотов. На фиг. 30 показана зависимость повышения плотности
и давления воздуха от числа оборотов нагнетателя, т. е. от числа оборотов двигателя вдоль
линии его работы (линия А —В на фиг. 28). Таким образом, двигатель практически
работает как двигатель с наддувом только при езде с болыгими числами оборотов двигателя.
Повышенные требования к механизму привода, помимо периодов трогания с места и
разгонов автомобиля, предъявляются гслько при быстрой езде и подъемах в гору. Нагнетатель
может привести к лучшему завихрению топливно-Еоздушной смеси, чем достигается
качественно более равномерное наполнение Есех цилиндров.
Целесообразно также, чтобы центробежный
нагнетатель все время вращался совместно с двигателем, что
дает длительное перемешивание смеси. При расчете
центробежного нагнетателя было сделано предположение,
что карбюратор помещен на стороне впуска в
нагнетатель. Есть основание предполагать, что при этом были
получены слишком ухудшенные результаты, так как
считалось, что охлаждение засасываемого Еоздуха за счет
испарения топлива компенсировалось возможным
подогревом смеси.
1,1*
1,3
',2
//
Рг/р,
//
ч,
1,15
1,10
1,05
0,4 0,6 0,8 пм
Фиг. 29. Повышение плотности
в центробежном нагнетателе
(к фиг. 27 и 28).
Повышение давлений и повышение
плотности в центробежном нагнетателе (фиг. 29)
необходимо сравнить с величинами, приведенными
на фиг. 13 для нагнетателя Root. Это
сравнение показывает, что, начиная примерно с 80%
максимального числа оборотов двигателя, т. е.
с числа оборотов, соответствующего
максимальной мощности, повышение плотности, создаваемое центробежным
нагнетателем, больше, чем соответствующее повышение плотности, создаваемое
нагнетателем Root.
В качестве примера, дающего представление о размерах центробежных
нагнетателей для автомобильных двигателей, приводятся размеры трех
различных рабочих колес. Обозначив через VH рабочий объем двигателя в
литрах и пм— его число оборотов в минуту, можно ввести в качестве
характеристики размеров нагнетателя произведение VhnM. Для числовых значений
этой характеристики, равных 4000, 12 000 и 20 000, ниже приведены
основные величины и примерный вес рабочего колеса:
Ds в мм
D2 в мм
п в об/мин
G в кг
4000
£0
100
46 6(0
0,095
12 0Г0
70
130
35 800
0,135
20 000
85
150
31 0.0
0,195
Таким образом, для распространенных размеров двигателей получаются
небольшие размеры, которые меньше аналогичных размеров нагнетателей
других типов, с такими же отношениями давлений. Определение размеров
центробежных нагнетателей даже для очень больших автомобильных
двигателей не представляет значительных трудностей. Центробежные
нагнетатели просты и надежны в эксплуатации и при удачном исполнении достигают
таких значений к. п. д., которых в нагнетателях других типов не удавалось
достичь. Отправными точками для дальнейших выводов могут служить
следующие характеристики с числовыми данными.
В центробежном нагнетателе с радиальными лопатками,- пригодном для
двигателей с характеристикой VhnM, равной 24 000—42 000 л/мин, могли
быть достигнуты особенно хорошие показатели мощности (фиг. 30). К. п. д.
при давлениях нагнетания до 1,8 ата выше 0,7 или 0,75. Это даже относится
41 Бюссиен 644 641

к нагнетателю, у которого к девятилопаточному рабочему колесу диаметром
165 мм (при отношении диаметров -~ ^ 1,75) примыкает только
нормальная улитка с поперечным сечением в виде круга без радиальной кольцевой
камеры или выходных направляющих лопаток; наибольший наружный
размер рабочего колеса немногим превышает 300 мм.
Однако и при полуоткрытых колесах даже сравнительно малых размеров,
которым по технологическим соображениям отдается предпочтение перед
закрытыми колесами, в простых центробежных нагнетателях с радиальными
5000 -
3000-
2000-
1000 -
п =33 000
зоооо t
is
24000 i
ъ; ы ^
iff
1 / /
- mi
jlULL.
'ipf'J/
- 44^ь
об/мин ^
4l /V^
Ш
Ш
/ /S
Ш
7
i
У
//£^21000
^f 1b 000
15000
рг/р,
',8-
f,7-
/ 1>6~
A /,5-
*,3-
0,2
0,3
Фиг. 30. Характеристики, снятые с центробежного нагнетателя:
сплошные линии — перепады в зависимости от секундного объема в состоянии
на стороне впуска; штриховые линии — перепады в зависимости от секундного
объема в конечном состоянии; 1 — кривая работы конкретного автомобильного
двигателя.
лопатками могут быть достигнуты результаты, заслуживающие внимания
(фиг. 31). Нагнетатель с рабочим колесом диаметром D2 ^ 80 мм, шириной
колеса на выходе b2 ^ 4 мм при 11 лопатках и окружной скорости и2 =
= 200 -т- 250 м/сек, т. е. отношении давлений
-^- = 1,3
Pi
1,5 {U =
= 15° С), имеет внутренний к. п. д. т\,_аа = 0,7; даже при скорости
и2 = 350 м/сек, соответствующей числу оборотов нагнетателя 80 000 в минуту,
к. п. д. T\i-ad все еще выше 0,65. Эти величины были измерены при
температуре воздуха на входе —20° С, и они не являются максимальными
величинами, достигнутыми в отдельных случаях в результате длительной доводки
конструкции.
После проведенных незначительных изменений, не повлиявших на
изменение модели и приспособлений для обработки другого простого
нагнетателя с близким по величине предыдущему диаметром рабочего класса с
восемью лопатками, были получены две характеристики, показанные на фиг. 32.
Во время испытаний нагнетатель длительное время работал при числе
оборотов до 100 000 в минуту, т. е. при окружной скорости свыше 400 м/сек.
Если в двигателе с литражом 13 л, числом оборотов пм = 3500 об/мин
и коэффициентом наполнения Хм = 0,925 осуществляется наддув при помощи
нагнетателя, параметры которого даны на фиг. 30, и рабочее число оборотов
642

нагнетателя п при полной подаче топлива составляет 33 000 в минуту, то
рабочая точка двигателя расположена в точке X:
Vs = Vu =
120
= 0,35 м3/сек.
Had
6000
U000
2000
0,08 0,12 0,16 I
6)
Фиг. 31. Характеристики, снятые с очень маленького нагнетателя при максимальных
числах оборотов и низких температурах на входе (температура на входе в
нагнетатель -20° С):
а — нагнетатель; б — характеристики.
Таким образом, при полной подаче давление, создаваемое нагнетателем,
достигает примерно 1,03 X 1,69 — 1,74 ата.
0,25
Фиг. 32. Характеристики, снятые с очень маленького нагнетателя при
числе оборотов до 100 000 в минуту (температура на входе +20° С).
Кривая работы может быть непосредственно нанесена на характеристику
нагнетателя, если принять, что величина X при различных нагрузках
двигателя не меняется или меняется незначительно. Рассмотрение кривой работы
двигателя на графике-характеристике нагнетателя показывает, что давление
41* 643

N
120
100
80
60
ио
20
У 1,6
-к*
-1,2
1 П
7, и
//.
///
/
\500
PL а та
— '■
/
/ /
/ у
J
/
^ A/
ft
i
N
Nm-oI
' пм об/мин
1500 2500 у
.—•
Us'
■Щ
-/,
/
yS
/u "
1
te
°С
70
50
30
10
500
1500
2500 пм о5/мин
Фиг. 33. Характеристики автсмсбильного
двигателя:
штриховая линия — Ni = N л^_0/ ; штрих-
£ - И
" Рр
пунктирная линия — Ni = N „_ ^ ■— X
РР / Ты 0,75
Фиг. 34. Поперечный разрез двигателя.

нагнетателя достигает величин между 1,2—1,5 ата в области чисел
оборотов двигателя, на которых чаще всего происходит езда. В этой области
наддув достигается с к. п. д., равным 75—80%. Зависимость давления наддува,
температуры наддува и повышения плотности заряда от числа оборотов
двигателя показана на фиг. 33. Если при приближенном рассмотрении
принимают мощность двигателя N't пропорциональной повышению плотности
и через NM_ol обозначают мощность двигателя при тех же условиях работы,
но без наддува, то получают показанное на графике повышение мощности
двигателя. Таким образом работают в области эксплуатационной (рейсовой)
мощности двигателя с не очень высокими давлениями наддува, но зато очень
благоприятными соотношениями наполнения, и только при высоких числах
оборотов, вплоть до числа оборотов, соответствующего полному открытию
дроссельной заслонки, переходят на высокое давление наддува. Если уже
при 70% мощности двигателя необходимо работать с наибольшими
давлениями наддува, то это может быть также обеспечено центробежным
нагнетателем. В этом случае центробежный нагнетатель должен быть выполнен
так, чтобы требуемое давление наддува достигалось уже при заданном числе
оборотов двигателя и чтобы при дальнейшем повышении числа оборотов
двигателя повышение давления в нагнетателе ограничивалось с помощью
закручивания на входе или с помощью регулятора давления. Каждый
раз выбор наиболее пригодного способа регулирования должен быть
основан в первую очередь на требованиях, предъявляемых к работе двигателя
во время езды (т. е. на приемистости двигателя), так как возникает опасение,
что двигатель с наддувом обладает меньшей приемистостью, чем двигатель
без наддува. На изменение крутящего момента двигателя с наддувом сильно
влияет способ регулирования нагнетателя.
Во время дорожных испытаний автомобильного двигателя с
нагнетателем и без нагнетателя сравнимые расходы топлива, достигнутые двигателем
с наддувом, были во всем диапазоне чисел оборотов ниже, чем у двигателей
без наддува. Для американских центробежных нагнетателей указываются
окружные скорости рабочего колеса примерно до 250 м/сек и повышение
мощности до 50%.
Примером использования центробежного нагнетателя на автомобильном двигателе может
служить шестицилиндровый двигатель для легкового автомобиля мощностью 116 л. с, при
4000 об/мин (фиг. 34). Нагнетатель установлен таким образом, что остается легкий доступ
к всем его частям. Целесообразно расположить карбюратор и дроссельную заслонку на
стороне впуска. Движение от двигателя передается клиноременной передачей на
промежуточный вал, а оттуда с помощью червячной пары на вал нагнетателя.
Имеется дизель мощностью 800 л. с. для автомотрисы, который снабжен
центробежным нагнетателем, приводимым в движение механическим
способом или турбиной. В обоих случаях двигатель имеет превосходные мощ-
ностные характеристики.
АГРЕГАТЫ НАДДУВА С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ЭНЕРГИИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
Турбонагнетатель
Как известно, в обычных двигателях внутреннего сгорания отработавшие
газы в выпускном патрубке обладают еще высокой внутренней энергией,
которая составляет примерно 33% от общей энергии, внесенной с топливом.
Использование этой энергии имеет большое принципиальное значение,
которое будет еще большим при осуществлении относительного повышения
мощности двигателя.
Для автомобильных двигателей применимы другие соотношения в отличие
от соотношений для авиационных двигателей, так как создаваемое
противодавление в основном меняется очень мало. Это создает как недостатки,
так и преимущества. На фиг. 35 приведена схема двигателя с
турбонагнетателем, работающим на отработавших газах.
645

В области автомобильных установок были проведены опыты с
турбонагнетателями, работающими на отработавших газах.
Возможности турбонаддува в принципе легко выяснить чисто расчетным
путем. Большей частью первым ставится основное требование, чтобы турбина
создавала мощность, необходимую только для привода нагнетателя. Полезная
мощность, развиваемая турбиной, определяется как обычно:
Nt = ^tG*s 427^(ad кгм/сек,
где G* —весовое количество газов \ прошедшее через турбину;
Liad — адиабатическое теплопадение;
*t\t — к. п. д. турбины.
Мощность, необходимая для привода нагнетателя:
Nt = —,GsHad кгм/сек,
где Gs — весовое количество воздуха;
Had — адиабатический перепад;
ч\1 — к. п. д. нагнетателя.
Между весовым количеством газа G* и весовым количеством воздуха Gs,
если на 1 кг топлива при А = 1 приходится х кг воздуха, имеется
зависимость:
1 -Ь
Фиг. 35. Схема двигателя с
турбонагнетателем, работающим на отработавших газах:
1 — компрессор; 2 — турбина.
Приравнивая выражения мощности турбины и нагнетателя, находим
k—1
Если для левой части уравнения ввести характеристику
турбонагнетателя т* и все постоянные величины для конкретного случая обозначить
через Z, то получаем
Г —
%* =.
1 Значения величин для газа обозначены *.
646

Это уравнение показывает, что, очевидно, отношение давления р2 за
турбиной к давлению рг должно быть тем меньше, чем больше характеристика т*,
т. е. чем выше к. п. д. t\t турбины, к. п. д. t\t нагнетателя, начальная
температура ТG отработавших газов и чем ниже температура свежего воздуха TL
на входе в нагнетатель. Определение теплоемкости отработавших газов при
различном топливе и разных значениях X и соответствующих газовых
постоянных производится с помощью известных таблиц. На фиг. 36 показано
изменение значений т* для различных отношений давлений в нагнетателе и
турбине.
Основные расчетные данные для
обоих примеров следующие: Л —0,9;
7. = 14,2; k*m= 1,30.
Результаты испытаний
турбонагнетателей, работающих на
отработавших газах, хорошо согласуются
с этим графиком. С помощью таких
графиков, представляющих простые
термодинамические зависимости,
можно определить для необходимого
повышения давления нагнетателя,
допустимой температуры газов перед
турбиной, выбранных к. п. д.
нагнетателя и турбины и для заданной
температуры засасываемого воздуха
необходимое давление газов перед
турбиной и тем самым определить
противодавление выпуску из
двигателя и баланс мощности.
Описанный метод может быть
легко развит дальше. Если нанести на
график повышение давления в
нагнетателе в зависимости от проходного
сечения сопла, отнесенного к единице рабочего объема, и отношение
проходных сечений сопла активной и реактивной турбины в зависимости от
отношения давлений турбины, то получим рабочие диаграммы, которые
позволят произвести простейшие числовые расчеты.
Уже было указано, что возможно применение турбонагнетателя в
автомобильных двигателях.
Приведем пример. При температуре отработавши* газов у выпускного клапана
приблизительно 680—720° С, что может соответствовать нагрузке двигателя 90—100%, при условии
охлаждения газа в трубопроводе температура отработавших газов перед соплами турбины
будет еще составлять Tq=z 923° абс. Наддув двигателя должен достигать примерно 1,5 апга;
к. п. д. нагнетателя тц, как показывают проведенные расчеты и примеры, может быть принят
равным 0,73; к. п. д. турбины может быть предварительно оценен как i\t= 0,67. Двигатель
представляет собой обычный двигатель с литражом 6,6 л и числом оборотов п^ — 2400 в минуту.
Для Л= 0,8 и Tg= 923° абс. будем иметь: &* = 1,31 и газовую постоянную R* =
= 30,5 кгм/кгград. При Tl = 288° абс., т* = 1,572.
Решая указанное выше уравнение для т*, находим необходимое давление отработавших
газов перед соплами турбины:
р\ = р\ 129
1,0 1,1 1,2 1,3 /,* 1,5
Фиг. 36. Зависимость между повышением
давления в нагнетателе и степенью
расширения в турбине и характеристика
турбонагнетателя для различного состава
отработавших газов.
л±\ __ i
1
Если считать, что повышение противодавления выпуску на 35 мм вызывает падение
мощности двигателя на 1%, а увеличение мощности двигателя Л^^ пропорционально повышению
давления, то следует:
N = (\00 -948~76°\ Ь5.735 288
647
760 328 J
где Nm-o — мощность двигателя без турбонагнетателя.

Повышение мощности, следовательно, составляет 21%. Используемое в турбине тепло-
падение мсжет быть определено по энтропийной диаграмме для от работ а г ших газов или при
точном определении значения k* непосредственно из уравнения мощности:
Число оборотов нагнетателя для оптимального соотношения размеров колеса может быть
определено из формулы
у (4 rIi
\/
я = 53
В данном случае поэтому было выбрано п = 30 000 об/мин. На основании известного
метода расчета одноступенчатых турбин с постоянным давлением для =0,46 при
обычных допущениях получаем Dm = 100 мм,
длину рабочих лопаток /=20 мм и
внутренний к. п. д. турбины f\i= 0,780.
При т]т, учитывающем потери в
нагнетателе и прочие механические потери,
равном 0,9, -% = 0,7, в то время как ранее
коэффициент f]m был принят равным 0,67.
Получающийся при этом запас является
необходимым, если учесть некоторые
неточности расчета.
Турбина и нагнетатель могут быть,
например, выполнены, как показано на
фиг. 37.
Общий вес рассчитанного агрегата
турбонаддува для двигателя с литражом
6,6 л при 2400 об/мин или двигателя
с литражом 8,8 л при 1800 об/мин
составляет примерно 16 кг.
Температура отработавших газов
перед турбиной принималась равной 650° С.
Это может соответствовать
действительным соотношениям.
Затем следует определить, выдержит
ли такие температуры турбина. С учетом
границ испаряемости на лопатки действует
температура примерно от 620 до 630° С. Так как окружная скорость турбинного колеса
мала и возникающие при соответствующей конструкции напряжения не превышают
10 кг/ям2, Еспрсс о материале лепатск и рабочих кслес не вызывает непреодолимых
трудностей. Корпус турбины мсжет быть изготовлен из жаростойкого листового металла. Во
всяком случае при соответствующей конструкции достижим достаточный срок службы турбин.
Показанный схематично турбонагнетатель может быть, например, установлен следующим
образом. Выпуск двигателя с пемещью простого переключающего клапана может
регулироваться так, что отработавшие газы псступают в атмосферу: а) непосредственно или б) только
после прохождения через турбину. Этст перепускней клапан мсжет переключаться при
определенных нагрузках двигателя вручную или с пемещью специального регулирующего органа.
Начиная с момента включения, рабочие точки двигателя располагаются
вдоль линии СВ (фиг. 28). Турбонагнетатели этого типа могут быть
применены в автомобилях, которые при движении по хорошей дороге на
дальние расстояния должны длительно развивать высокую мощность.
Преимуществом их является также уменьшение шума при выпуске отработавших
газов двигателя: Для осуществления такого использования энергии
отработавших газов должны быть проведены дополнительно некоторые работы
по усовершенствованию турбонагнетателей.
Для первого предварительного расчета наиболее узкое проходное сечение
проточной части турбинных сопел может быть определено по известному
термодинамическому уравнению истечения, преобразованному
соответствующим образом:
Фиг. 37. Турбонагнетатель, работающий на
отработавших газах, для автомобильного двигателя.
648
• k* — 1
k*+i

При этом, как известно, корень в знаменателе достигает своего
максимального значения при критическом отношении давления и дальше остается
неизменным. Дальнейший расчет турбины лишь незначительно отличается
от известного расчета паровой турбины. В большинстве случаев выбирают
простые, не расширяющиеся сопла турбины. Отклонение струи при
критическом отношении давлений может быть при необходимости учтено выбором
профиля лопаток.
С помощью приведенной зависимости, при заданном давлении наддува
двигателя ри по известной из опыта эксплуатации двигателя температуре
газов TG можно после оценки значений к. п. д. т\1 и t\t приближенно
определить необходимое давление газов перед турбиной, которое в данном случае
U8
изо
-
1
1,
5 2
4 /
со
500
700
900 абс
Фиг. 38. Значения /г* для продуктов
сгорания бензина; k* = — для продуктов
cv
сгорания бензина при коэффициенте
избытка воздуха к.
Фиг. 39. Схема ступени постоянного
давления.
является противодавлением выпуску. Для более точных расчетов теплопа-
дение может быть определено из уравнения адиабатического расширения:
R*TG
Употребляемые значения показателя адиабаты для различных температур
отработавших газов и различных коэффициентов избытка воздуха показаны
на фиг. 38.
Описанные до сих пор турбонагнетатели снабжены активными или
реактивными осевыми турбинами (фиг. 37). Поэтому, прежде чем рассматривать
радиальную турбину, необходимо дать некоторые отправные положения
для расчета осевой активной турбины.
Соотношение углов наклона лопаток и скоростей одноступенчатой
турбины постоянного давления х показано на фиг. 39. Направляющий аппарат
изображен в виде простого сопла, так как в большинстве случаев имеют
место докритические перепады давления и можно отказаться от
расширяющихся сопел.
После преобразования в соплах скорость газа достигает величины:
при степени реактивности R — 0.
Для ср = 0,95
Практически выполненные конструкции работают с реактивностью до 50%, т. е. R-— 0,5.
649

Угол выхода из сопла аг должен быть выбран примерно равным 12—25°,
в среднем 14—18°.
Выбор подходящей окружной скорости и производится с помощью
скоростного коэффициента
Величина
получается при — = Hs-cosa1.
Cffi Z
На фиг. 40 показана параболическая зависимость между т\ и — для
cth
лопаток с одинаковыми и разными углами наклона. Вообще отношение —
выбирают несколько меньшим значения соответствующего коэффициента ч\итах
А +Рг
120 80 U0 0
0,9
0,8
0,7
0,6
60 100 ПО 180
Фиг. 41. Значения коэффициента потерь ф,
0,8
0,В
ол
0,2
Г
1
/
1
2-
f
-.1
У?
*- " ■
\
\
V
\
=5-
■мя
S
\
1
s
\
\
*
\V
\l
1
о
0,2 0,k 0,6 и/с
th
Фиг. 40. Зависимость между к. п. д.
на окружности колеса и скоростным
коэффициентом:
/ '— лопатки с равными углами; 2 —
лопатки с неравными углами.
н устанавливают этцм окружную скорость по диаметру Dт средней
окружности лопаток. Dт определяется по числу оборотов в минуту п и значению и.
После того как уже известно ч\и, можно оценить внутренний к. п. д.
турбины, который меньше из-за потерь на трение в колесе и из-за
вентиляционных потерь, и определить отдаваемую турбиной мощность по формуле
'ad
75
Л. С.
Угол входа на лопатку р2 получается путем сложения cL и и (фиг. 39);
-относительная скорость входа газов в проточную часть лопаток также может
быть определена. Из-за трения в канале между лопатками возникают потери,
так что в конце канала w2 = tywx. Значение для <j> берется из графика
на фиг. 41, после чего может быть построен скоростной треугольник для
соотношений на выходе из лопатки. Работа на окружности колеса тем больше,
чем меньше величина с2и, т. е. чем большая часть величины с2 проектируется
на осевое направление.
Параллельно с построением треугольников скоростей целесообразно
определить размеры направляющих и рабочих лопаток в радиальном
направлении из уравнения неразрывности. Подставляемый каждый раз удельный
объем газа может быть подсчитан по известным уравнениям термодинамики.
Потери на выходе из турбины
В общем балансе мощности автомобиля эта величина не обязательно
.должна рассматриваться как потеря, так как отработавшие газы с массой т,
650

если они выходят из автомобиля со скоростью с2 в противоположном
движению автомобиля направлении, вызывают толчок S = тс2, что означает
дополнительную, способствующую движению автомобиля вперед мощность
fjv .== vS (где v — скорость движения автомобиля).
В противоположность обычным взглядам будет правильным принять
в расчет энергию, которая в дополнение к энергии воздуха, поступающего
для сгорания, должна будет использоваться движущимся автомобилем.
Таким образом, полезная, движущая автомобиль мощность
AT mV I \
Nv = -^(c2—v) л. с.
Так как считается, что турбонагнетатель достаточно заглушает шум от
выпуска, становится возможным использовать эту энергию.
4 6
K/V
Фиг. 42. Схема
ступени постоянного
давления.
Фиг. 43. Способ охлаждения газовых турбин, работающих
на отработавших газах:
1 — засасываемый свежий воздух; 2 и 5 — охлаждающий воздух;
3 — нагнетаемый сжатый воздух; 4 — вход отработавших газов:
6 — выход отработавших газов.
Радиальная высота лопаток входных сопел турбины определяется из
уравнения неразрывности:
Высота лопаток на выходе с рабочего колеса определяется аналогично
по уравнению неразрывности; при этом необходимо только -подставлять
удельный объем газа, соответствующий второму состоянию. Высота рабочей
лопатки 1Х должна быть выбрана так, чтобы избежать удара по кромке;
часто берут /х = /0 + 0,002DOT (фиг. 42).
Уже было отмечено, что температура отработавших газов автомобильного
двигателя в общем не столь высока, чтобы температура на лопатках при
полном пропуске газа на турбину превышала пределы, допустимые для
лучших жаростойких материалов. В тех случаях, когда температура
выпускных газов из-за более высокой удельной мощности двигателя или по другим
причинам все-таки выше, следует перейти к охлаждению деталей; например,
можно применять полые лопатки (фиг. 43), которые в радиальном
направлении омываются охлаждающим воздухом.
Подобные опыты были проведены и дали ценные результаты. Пробовали
также создать конструкцию турбонагнетателя, у которого при работе
встречный поток воздуха омывал бы вращающийся диск турбины, имеющий
специальные охлаждаемые ребра, а корпус турбины охлаждался бы жидкостью.
Эти простые средства в автомобилях оказываются достаточными для работы
при полном пропуске газа через турбину. В крайнем случае, достаточно
будет применить один из указанных выше способов охлаждения, но в
значительно упрощенном виде, принимая во внимание прежде всего
технологическую простоту изготовления. В отношении турбины для автомобильных
двигателей можно с уверенностью сказать, так же как и для нагнетателей,
651

что при изменении принятого метода изготовления турбины возможно зна-
чительное снижение ее стоимости.
Корпус турбины может быть литым илц сваренным из листового
материала. Сопла, принимая во внимание склонность к образованию окалины,
целесообразно сваривать из соответствующим образом изогнутых
жаропрочных и жаростойких листов или изготовлять литыми.
' Фиг. 44. Турбонагнетатель:
А — вход отработавших газов; В — выход отработавших газов; / — корпус
нагнетателя; 2 — колесо нагнетателя; 3 — вал с колесом турбины; 4 — диффузор.
На фиг. 44 показан турбонагнетатель для наддува четырехтактного
дизеля. Цилиндр двигателя наддувается с избытком воздуха 30—40% и
помехи, связанные с совпадением фаз выпуска и продувки в различных
цилиндрах, устраняются применением разделенных газотрубопроводов между
выходом из цилиндра и входом
в турбонагнетатель. В период
открытия обоих клапанов продувочный
воздух протекает через цилиндры,,
которые при этом продуваются и
охлаждаются; этот продувочный
воздух является также охлаждающим
воздухом и для турбины. Общий
к. п. д. дизеля с турбонагнетателем
может быть поднят до 50%, и
благодаря наличию турбины, работающей
на отработавших газах, глушитель
становится излишним.
В турбонагнетателе, показанном на фиг. 44, с двух сторон рабочего
колеса предусмотрены диски, и повышение давления ограничено величиной
1 : 1,5. Конструкция ротора, изображенного на фиг. 45, допускает
повышение давления, равное 1 :2,2. Это рабочее колесо полуоткрытого типа с
лопатками под углом 90°; лопатки турбины короче лопаток для более низкого
отношения давлений. Агрегат, изображенный на фиг. 44, допускает
продолжительную работу при температуре отработавших газов до 550° С, а
кратковременную работу — до 600° С, в то время как агрегат, показанный на фиг. 45,
допускает значения температур на 50° выше. Корпус турбины со стороны
входа газов охлаждается водой. Вход в нагнетатель окружен кожухом,
652
Фиг. 45. Ротор турбонагнетателя.

заглушающим шум. Внешние габариты и конструктивные размеры одинаковы
для обоих отношений давлений.
Общая проблема турбонаддува для автомобильных двигателей имеет
особое значение при переходе на топлива с меньшей теплотворностью и,
в частности, на генераторный газ, так как при
этом мощность автомобильных двигателей частично
падает. Причину этого надо искать в том, что при
работе на древесном генераторном газе
теплотворность смеси составляет примерно 600 ккал/нм3,
в то,время как при работе на бензине она
составляет примерно 900 ккал/нм3. В качестве примера
на фиг. 46 приведены результаты опытов.
В выбранном методе наддува (фиг. 47) надду-
вается не только двигатель, но и генератор.
Таким образом, нагнетатель сжимает не древесный
газ, что, принимая во внимание загрязненность
газа и связанные с этим трудности, невыгодно,
а воздух для горения в генераторе. Часть сжатого
в нагнетателе воздуха подводится к смесителю
двигателя.
При езде с наддувом сохраняются те же
условия, что и при езде без наддува — необходимость
поддерживать число оборотов двигателя
достаточно высоким и не менять его без надобности.
Ma
кгм
20
10
1-
2-
—
^ ■
—.
—
.
1000
2000 п об/мин
Фиг. 46. Изменение
крутящего момента Md на
карданном валу двигателя Opel
литражом 3,6 л:
1 — при работе на бензине
(s = 5,9); 2 — при работе на
древесном генераторном газе
гл с наддувом (е = 7,2); 3 — при
ОТ КОНСТРУКЦИИ, ОПИСаННОЙ ВЫШе, Существенно работе на древесном генератор-
ОТЛИЧаетСЯ КОНСТРУКЦИЯ, ПОКазаННаЯ На фиг. 48. ном газе без наддува (3 = 5,9).
Подшипники скольжения расположены между
обоими рабочими колесами. Расположение турбонагнетателя на дизеле MAN
мощностью 800 л. с. показано на фиг. 49. Этот двенадцатицилиндровый
V-образный двигатель сварной конструкции развивает мощность 800 л. с.
при п = 1400 об/мин, имея расход топлива 175 г/л. с. ч.
Фиг. 47. Газогенераторная установка с турбонагнетателем:
1 — газогенератор; 2 — конденсационный водяной горшок; 3 — фильтр-циклон; 4 — осаждающий
фильтр; 5 — охладитель; 6 — тонкий фильтр; 7 — конденсационный водяной горшок; 8 — запорный
кран; 9 — простой вентилятор; 10 — смесительный орган; И — двигатель; 12 — турбонагнетатель;
13 — отделитель смолы; 14 — дроссельная заслонка для воздуха; 15 — дроссельная заслонка для смеси;
16 — вспомогательный запорный клапан; 17 — разгрузочный клапан.
653

По всем имеющимся данным для турбонагнетателя более всего пригодна
радиальная турбина, которая проще осевой турбины. Ее предшественником
является радиальная водяная турбина.
Расчет, конструкция и изготовление радиальной турбины с рабочим
колесом, изображенным на фиг, 17, б, очень просты. Метод определения
необходимых проходных сечений сопел не отличается от уже рассмотренного*
Фиг. 48. Ротор турбонагнетателя MAN, работающего на отработавших газах.
метода. К. п. д. этой радиальной турбины при равных условиях в общем выше,
чем у осевой турбины. На фиг. 50 показаны кривые изменения к. п. д.,
построенные по результатам испытаний.
По оси абсцисс отложено наибольшее значение величины qad, которая
определяется из уравнения Had = qad — (упрощенное уравнение Эйлера).
Используя известное уравнение
cth = V'2gH
ad >
i
Л=72_
f/
I
M,-7J
Фиг. 49. Дизель MAN мощностью
800 л. с. с турбонагнетателем.
можно записать
0,5 1,0 1,5 2,0 2,5
Фиг. 50. Изменение к. п. д. трех
различных радиальных турбин с лопатками под
углом 90°.
1
4ad
cth
Степень реактивности рассматриваемой радиальной турбины составляет
примерно 0,5, т. е. — для максимального к. п. д. равно примерно 0,7.
Cth
654

Используя термодинамические зависимости, находят необходимую
окружную скорость на рабочем колесе при qad = 1 из выражения
х*—Г
1 —
При отношении диаметров рабочего колеса 1,6—2 получаются хорошие
результаты. Допустимая скорость выхода газов с рабочего колеса
определяет выходной диаметр последнего.
Для диаметров колес 100—300 мм
могут быть рекомендованы числа
лопаток 10—18. При расчете
закручивания лопаток в осевой выходной
части колеса турбины следует
руководствоваться теми же
соображениями, что и при расчете направляющих
лопаток рабочих колес нагнетателей.
Характеристика радиальной
турбины показана на фиг. 51. На фиг. 52
изображена характеристика такого
турбоагрегата (применялся
нагнетатель с пологой характеристикой).
Кривые для чисел оборотов
двигателя 0,25 ятах и ftmax нанесены на
характеристику, причем необходимо
принять во внимание, что между
числами оборотов двигателя,
соответствующими этим кривым, и
числом оборотов нагнетателя нет больше
постоянной зависимости, так как,
если это только допускает баланс мощности турбонагнетателя, каждое
число оборотов двигателя возможно в сочетании с любым числом
оборотов нагнетателя.
\/мЭ/
сек
Фиг. 51. Характеристики радиальной
турбины с поворачивающимися входными
направляющими лопатками (V — объем
перед турбиной).
О 0,2 0,4 0,6 0,8 УмЗ/сен
Фиг. 52. Область работы турбонагнетателя, имеющего поворачивающиеся
входные направляющие лопатки.
Если для стороны турбины построить график методом, аналогичным
выбранному для нагнетателя, который, однако, по соображениям
наглядности содержит лишь оптимальные значения, то получится график,
показанный на фиг. 52 справа. На графике даны оптимальные значения для каждого
положения лопаток при различных числах оборотов. На этот график нало-
655

Фиг. 53. Турбонагнетатель, установленный
на двигателе Opel.
жен график к. п. д., который показывает лучшие к. п. д., соответствующие
каждому положению лопаток. Примерно вся область работы охватывается
.довольно высокими к. п. д. По оси абсцисс отложен секундный объем газа
перед турбиной, по оси ординат — адиабатический, перепад и отношение
давлений приблизительно
^генератору для 800° абс. Пересчет любой
точки характеристики
нагнетателя в точку
характеристики турбины совершается
по уравнению
V =
v перед наги.
_ т/ PvT ?Vl
- У перед myP6.pvL TvT<
Чтобы судить о величине
регулируемой области,
область от V4 нагрузки до
полной отмечена на графике
нагнетателя штриховкой; эта
область была перенесена
также на график турбины.
Этот график показывает, что
в чисто радиальном агрегате при регулировании направляющими лопатками
практически для каждого числа оборотов двигателя может быть выбрано
любое давление наддува, если только не переходить в область минимальных
чисел оборотов. Если регулирование передвигающимися лопатками
оказывается недостаточным, то может быть добавлено небольшое
дросселирование.
На фиг. 53 показана установка турбонагнетателя на двигателе,
использованном в период конструирования на грузовом автомобиле.
Регулирование турбонагнетателей
При изменении нагрузки двигателя прежде всего нарушается равновесие
между турбиной и нагнетателем. Для восстановления необходимого
состояния равновесия турбснагнетателя, т. е. для
приспосабливания двигателя к новым
условиям нагрузки, имеются следующие
возможности :
1) дросселирование в воздушном или
газовом трубопроводе или одновременно
в обоих трубопроводах (а на фиг. 35);
2) выпуск сжатого воздуха или
отработавших газов в атмосферу или одновременно
и то и другое (б на фиг. 35);
3) подвод части сжатого воздуха вместо
цилиндра обратно в турбину;
4) изменение характеристики нагнетателя
или турбины или одновременно обеих
характеристик посредством:
а) перемещающихся направляющих
лопаток в выходном или входном направляющих
аппаратах нагнетателя (или одновременно
в обоих);
б) изменения проходных сечений сопел
турбины, а также проходных сечений
/о
160
1U0
120
100
о/
/о
300
250
200
150
100
50
^ ^~~—-^^
/^ 1 ^^^
£^
• ^^^ ц.
-
50
75
100 п %
Фиг. 54. Характеристики дизеля:
/ — крутящий момент дизеля с
наддувом; 2 — крутящий момент дизеля без
наддува; 3 — мощность дизеля с
наддувом; 4—-мощность дизеля без наддува.
на выходе из турбины.
Ниже будет рассмотрен двигатель (фиг. 54 и 55) с турбонагнетателем,
детали которого, за исключением сопел, переставляемых в случае в, остаются
одинаковыми во всех трех случаях.
656 .

В системе а выход из нагнетателя и вход в двигатель, так же как
выпускной трубопровод и вход в турбину, соединены между собой трубопроводами.
Контролирующие органы для турбонагнетателя не предусмотрены, таким
образом, он свободно «плавает» в потоке отработавших газов.
В системе б предусмотрен выпускной клапан на трубопроводе
отработавших газов, соединяющем цилиндр и турбину. При помощи этого клапана
может быть уменьшено количество газа, протекающего в каждый момент
времени через турбину, по сравнению с количеством газа, покидающим
цилиндр.
В системе в такая же, как в системе а, схема трубопроводов, однако
турбина имеет возможность непрерывно изменять проходные сечения за счет
перемещения сопловых лопаток.
Таким образом, в то время как в системе а весь отработавший газ
двигателя на всех режимах мощности и чисел оборотов может вытекать только
через одно неизменяемое отверстие — проходное сечение сопел турбины,
в системе бив это отверстие меняет свою величину. В системе в вся масса
отработавшего газа используется для создания рабочей мощности, и поэтому,
так же как и в системе а, это не приводит к возрастанию потерь
двигателя.
На фиг. 54 показаны кривые изменения мощности и крутящего момента
двигателя без наддува, а также аналогичные кривые, являющиеся
иллюстрацией достигнутых результатов при наддуве. Для учета условий работы
двигателя, при последующем изложении введены различные температуры и
давления окружающего воздуха (арктические, тропические и горные условия).
Основные результаты, полученные при давлении на уровне моря и 15° С,
нанесены на фиг. 55, а в зависимости от числа оборотов двигателя.
Характер изменения крутящего момента и температуры отработавших газов были
заданы, причем они одинаковые.
Общий к. п. д. турбонагнетателя во всех трех системах равен 55% при 50%
номинального числа оборотов двигателя. Проходные сечения сопла
определены с таким расчетом, что при 50% номинального числа оборотов двигателя
в системе б выпуск газа еще не требуется.
Необходимое давление наддува и суммарное противодавление выпуску
показаны на фиг. 55, а сверху. Система а при примерно 85% номинального
числа оборотов двигателя приводит к противодавлению выпуска,
превышающему давление наддува, и требует одновременно уменьшения к. п. д.
турбонагнетателя на 33%, так как в противном случае получится слишком
высокое давление наддува и перегрузка двигателя.
Окружная скорость, необходимая на рабочем колесе, при 100%
номинального числа оборотов двигателя (пм) в 1,56 раза (округленно) больше такой же
скорости при пм = 50%. Для систем бив был принят неизменным к. п. д.
турбонагнетателя между пм = 50% и пм = 100%. В системе б при пм =
= 100% выпускается в атмосферу примерно 25% количества отходящих
газов двигателя. Между пм = 50% и пм = 100% давления наддува выше,
чем противодавление выпуску, что желательно. Система б, таким образом,
при хорошем к. п. д. турбонагнетателя y\tot обеспечивает необходимое
соотношение работ и поэтому часто применяется. Максимальная окружная
скорость на рабочем колесе и равна 1,33 скорости при пм = 50% (в отличие
от 1,56 в системе а), т. е. получаем снижение напряжений в материале вра-
/1,33
щающихся деталей в отношении
1,56
Соответственно системе в все количество отработавшего газа используется
для работы турбины. Отношение давления нагнетания к противодавлению
при этом еще увеличилось, давление нагнетания уменьшилось, а также
уменьшилась и скорость и.
Необходимая величина проходного сечения сопел турбины при пм= 100%
составляет примерно 1,85 соответствующей величины, потребной при пм =
- 50%.
42 Бюссиек г>\\ 657

658

120
100
80
%
ПО
wo-
90-
о/
/о
60
ьо
20
О
°/с
160
по
120
100
1500м 5°С
.'"^ " впуск
'"' Выпуск
" >^ ' ^
/Гаад
вид
У /
ч
-^
f\
/
2
——т.
3
4
5
— -
б
б
— —
д
120
110
100
щ
50
75
/00/7%
На уродне /3Л_
75
'Ю0п°/0
Фиг. 55. Характеристики дизеля (фиг. 54) с наддувом, осуществляемым турбонагнетателями
различных систем:
а и в — на уровне моря 15° С; б — на уровне моря 38° С; г — высота 1500 м над
уровнем моря 5° С; д — на различной высоте над уровнем моря: / — крутящий момент; 2 ~
температура газа; 3 — величина Л^А 4 — продуваемое количество воздуха; 5 — окружная скорость; 6 —
проходное сечение сопел.
О)
СО

На фиг. 55, б — д даны результаты продолженных далее исследований.
При повышении температуры подводимого к нагнетателю воздуха (фиг. 55, б)
системы а и б не в состоянии больше обеспечивать заданное изменение
крутящего момента, в то время как система в это обеспечивает. Крохме того,
необходимые значения ив системах аи б слишком велики.
На фиг. 55, в показано влияние выбора проходного сечения сопел турбины;
проходное сечение рассчитано для нулевого выпуска примерно при 63%
номинального числа оборотов двигателя. Результатом является
уменьшенный крутящий момент при пм > 63%.
Фиг. 56. Продольный разрез
усовершенствованного турбонагнетателя:
/ — пятиступенчатая газовая турбина; 2—де-
вятиступенчатая осевая часть воздуходувки;
3 — одноступенчатая центробежная часть
воздуходувки; 4 — промежуточный
охладитель.
Влияние высоты на мощность двигателя показано на фиг. 55, г.
Только система в дает возможность сохранить при подъеме мощность,
достигнутую на земле.
Превосходство системы в особенно ясно видно из фиг. 55, д, которая
Показывает, что даже при сохранении до значительной высоты мощности,
полученной на земле, значения и остаются ниже, чем аналогичные в системе а
на уровне моря. Может считаться доказанной практическая применимость
метода поворота сопловых лопаток (система в), хотя осуществить его не так
просто.
На фиг. 56 показан усовершенствованный турбонагнетатель,
отличающийся оригинальной конструкцией, наличием промежуточного охладителя
воздуха и комбинацией осевого и центробежного нагнетателей и
многоступенчатой турбины.
ПРОДУВОЧНЫЕ НАСОСЫ
Двухтактный двигатель требует специального устройства, с помощью
которого в цилиндр подается свежий газ, а остаточные газы выталкиваются
или, вернее, продуваются. Требования, предъявляемые к продувочному
насосу автомобильного двигателя в отношении габаритов и веса, естественно,
почти такие же, как и для нагнетателя. Поэтому конструкции, описанные
в разделе наддувочных устройств, принципиально пригодны и в качестве
продувочных насосов.
Однако в обычных двигателях продувочные насосы в отличие от устройств
для наддува выполнены в виде поршневых насосов. Наиболее известным
представителем конструкции такого рода является автомобильный дизель
с расходящимися поршнями (фиг. 57). В этом двигателе каждый цилиндр
660

Фиг. 57. Автомобильный
двигатель с
расходящимися поршнями и
поршневым продувочным насосом.
Фиг. 58. Продувочный насос поршневого типа.
Фиг. 59. Нагнетатель Root,
используемый для наддува и продувки.
Фиг. 60. Транспортный дизель
мощностью 27,5 л. с. при 2000 об/мин.
661

имеет свой собственный отдельный продувочный поршень, который
укреплен на траверсе верхнего поршня. Если проектируется продувочный насос
поршневого типа не простого действия, как показано на фиг. 57, а двойного,
то естественно, что на каждые два цилиндра двигателя можно ограничиться
одним продувочным поршнем (фиг. 58). Точное разграничение продувки
и наполнения возможно лишь частично установлением соответствующих
понятий для продувки и наполнения. Поэтому в двухтактных двигателях
продувка и наполнение могут выполняться одним и тем же продувочным
насосом.
Продувочные насосы для больших и очень больших дизелей часто
выполняются ротативного типа (особенно часто типа Root). Вследствие
зависимости объемного к. п. д. насоса Root от числа оборотов, продувочные
устройства этого типа для очень маленьких двигателей мо-
~ гут привести к трудностям в тех случаях, когда
надо сохранить одинаковое отношение количества
продувочного воздуха к рабочему объему двигателя.
На фиг. 59 в качестве примера показана
конструкция двигателя для морских судов мощностью
2000 л. с. при 235 об/мин. Этот двухтактный
двигатель с щелевой петлевой продувкой получает про-
дувочный воздух с избыточным давлением 0,3 am
от продувочного насоса Root.
Автомобильный рядный дизель с тремя, четырьмя
и шестью цилиндрами (фиг. 60) был снабжен
приводящимся механически продувочным насосом Root
с косыми зубьями (фиг. 61). Увеличение числа
зубьев, выполнение косых зубьев или применение
нескольких смещенных друг относительно друга
роторов должно привести к уменьшению колебаний
крутящего момента и снижению очень сильного шума
воздуходувки. В связи с сильно меняющимся из-за
ударов крутящим моментом, особое внимание должно
быть уделено колебаниям в соединении продувочного
насоса с двигателем. Необходимо обратить внимание
на место и способ соединения насоса с валом двигателя. В основном
применяют вращающиеся пружинные соединительные муфты.
Функцию продувочного насоса могут выполнять ротационные
пластинчатые конструкции или их разновидности. Сконструированы также
продувочные насосы с колеблющимися (косыми) шайбами. Выводы, сделанные
для объемного к. п. д. воздуходувок Root, пригодны и для них.
В том случае, когда нет строгой необходимости в сохранении
неизменного давления продувки также и при низких числах оборотов
автомобильного двигателя, нельзя согласиться с мнением, что в качестве продувочных
устройств машины центробежного типа не пригодны.
В центробежном нагнетателе давление продувки всегда в первом
приближении остается пропорциональным квадрату числа оборотов (точнее,
перепад находится в квадратичной зависимости от числа оборотов). Поэтому
можно считать, что успешное развитие центробежных конструкций и способов
их регулирования будет все больше способствовать вытеснению
продувочных устройств других типов.
Из-за большого избытка воздуха температура отработавших газов
двухтактного двигателя ниже, чем четырехтактного, поэтому для привода
центробежного нагнетателя следует применять газовую турбину. Однако
низкие температуры отработавших газов означают более низкую их
работоспособность.
Фиг. 61. Продувочный
насос Root с косыми зубьями
для продувки
транспортного двигателя:
/ —корпус насоса;
2—крышка корпуса; 3 — ротор с тремя
косыми зубьями (лопастями);
4 — шестерни для
соединения обоих валов роторов.

XIII. МОПЕДЫ, МОТОЦИКЛЫ, МОТОРОЛЛЕРЫ
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Классификация и основные особенности
Мопед представляет собой велосипед обычной конструкции с
вспомогательным двигателем. Наличие коробки передач возможно, но не обязательно.
Рабочий объем двигателя, как правило, менее 75 см3. Одноцилиндровый
двухтактный двигатель с воздушным охлаждением и с кривошипно-камерной
продувкой по щелевой схеме устанавливают вместе с бензиновым баком
над передним колесом или вблизи заднего колеса; иногда двигатель
располагают отдельно от бензинового бака вблизи педалей. Передача от вала
двигателя на ведущее колесо осуществляется цепью, клиновидным ремнем или
при помощи резинового ролика.
Рабочий объем вспомогательных велосипедных двигателей в
подавляющем большинстве случаев составляет 30—50 см3; максимальная скорость
мопеда по горизонтальному шоссе с хорошим покрытием составляет 20—
35 км/час. Мопед не рассчитан на то, чтобы его движение осуществлялось
исключительно за счет мощности вспомогательного двигателя (т. е. без
помощи мускульной силы водителя).
Мотоциклы представляют собой дальнейшее развитие конструкции
велосипеда. Двигатель, объединенный в один блок с коробкой передач, и
бензиновый бак расположены центрально на раме. Наличие колес относительно
большого диаметра исключает возможность удобной посадки на мотоцикл
и позволяет водителю сидеть лишь верхом на седле. Движение осуществляется
исключительно за счет передачи мощности от двигателя на заднее колесо;
двигатели имеют всегда воздушное охлаждение и сцепление с ручным
приводом; число ступеней в коробке передач от двух до четырех.
Мотоциклы в зависимости от рабочего объема (в см3) двигателя делятся
на следующие классы:
сверхлегкие До 100
легкие „ 200
средние „ 500
тяжелые Свыше 500
Мотоциклы характеризуются следующими основными положительными
качествами:
легкой поворачиваемостью относительно вертикальной оси и
устойчивостью относительно поперечной оси;
достаточно надежной посадкой водителя;
удобным доступом к силовому агрегату;
достаточным охлаждением цилиндров двигателя от возникающего при
движении встречного потока воздуха;
большим запасом хода, высокой проходимостью и быстроходностью.
Мотороллеры характеризуются таким расположением силового агрегата,
бензинового бака и коробки передач, которое обеспечивает удобную посадку
.водителя.
663

Двигатель с воздушным охлаждением, объединенный в один блок с
коробкой передач, располагают рядом с задним колесом (иногда перед ним) или
в центральной части базы у ног водителя (в этом случае используется
горизонтальный двигатель); бензиновый бак небольшой (по сравнению с
мотоциклом) емкости расположен под сиденьем водителя или пассажира. При
расположении силового агрегата вблизи заднего колеса (наиболее часто
встречающийся случай) мотороллеры имеют колеса меньшего по сравнению с
мотоциклами диаметра. Движение осуществляется исключительно за счет передачи
мощности от двигателя на заднее колесо; двигатели — только с воздушным
охлаждением; сцепление — с ручным приводом; число ступеней в коробке
передач — от двух до четырех.
Мотороллеры характеризуются следующими основными качествами:
удобством посадки;
управлением без переноса центра тяжести тела водителя;
хорошей защитой водителя от пыли, грязи и топливо-смазочных
материалов;
менее удобным (по сравнению с мотоциклами) доступом к силовому
агрегату;
несколько менее надежной посадкой водителя (при боковых наклонах
мотороллера водитель не может использовать бензиновый бак в качестве
точки опоры);
не особенно большим запасом хода, невысокой проходимостью и
быстроходностью.
Для улучшения устойчивости мотороллера весьма желательно
использование прицепной коляски или опорного третьего колеса.
Размеры и вес
1. Б а з a R мм — расстояние между центрами переднего и заднего колес.
Мопеды: 1060—1075 мм.
Мотоциклы:
• 1250 мм при рабочем объеме двигателя (100)—125 см3
1300 » » » » » 175—(200) »
1350 » » » » » 250—350 »
1400 » » » » » 500—750 »
1450 » » » » 1000 »
Мотороллеры: 1130—1250 мм при рабочем объеме двигателя 125 см3 в зависимости от
расположения силового агрегата рядом с задним колесом или впереди него.
Приведенные выше средние величины обеспечивают мотоциклам достаточно хорсшук>
маневренность и хорошую поворачиваемость относительно вертикальной оси (что объясняется
расположением центра тяжести в центральной части базы), однако при объединении
двигателя в один блок с коробкой передач в отношении поворачиваемости относительно
вертикальной оси уже возникают некоторые затруднения.
В мотороллерах при расположении силового агрегата непосредственно перед задним
колесом при базе 1250 мм не удается использовать шины размером больше 4,00 X 8.
2. Размеры. Мопеды — размеры такие же, как и у обычных велосипедов.
Мотоциклы — максимальная длина L умеренно возрастает с увеличением рабочего
объема двигателя в следующем соответствии:
Рабочий объем в еж3 . . . (100) 125—175 " (200)—250 350 500 750
Максимальная длина в мм 1900 1950 2075 2100 2125 2175
Так как максимальная высота Н (расстояние самой высокой точки от плоскости дороги)
и максимальная ширина В (расстояние между крайними точками руля) определяются раз<-
мерами руля, то для различных классов значения Н и В изменяются очень незначительно.
Так, для мотоциклов с рабочим объемом двигателя до 175 еж3 обычно Н = 900 мму
В = 700 мм, а свыше 250 см3 значения Н = 950 мм, Б = 820 мм.
То же самое относится и к расстоянию передней кромки седла от плоскости дороги Hs-
Для мотоциклов с рабочим объемом двигателя (100) — 175 см3 расстояние Hs — 670 -f- 690 мм
и для остальных Hs = 700 -г- 720 мм.
Дорожный просвет b — наименьшее расстояние между плоскостью дороги и самой низкой
точкой мотоцикла —составляет ПО—140 мм.
3. Угол наклона рулевой колонки а. Угол а в различных моделях.
может быть в пределах 60—65°, чаще всего он составляет 63°. Телескопические передние
вилки значительно более чувствительны к изменению угла а, чем параллелограммные.
Вследствие этого оптимальная величина а при телескопической передней вилке должна
каждой модели определяться экспериментальным путем.
664

4. Вылет передней вилки v (расстояние от точки пересечения продолжения*
оси рулевой колонки с плоскостью дороги до точки пересечения этой плоскостью
перпендикуляра, проведенного через центр переднего колеса).
Вылет передней вилки для различных моделей составляет 40—100 мм даже для одних,
только мотоциклов-одиночек. В большинстве случаев v = 60 ч- 80 мм. Экспериментальное
определение оптимальной величины v является совершенно необходимым условием при
создании каждой новой модели (см. п. 3), так как в отношении влияния на устойчивость
относительно поперечной оси и на управляемость база R, нагрузка на переднее колесо Av и вылет
передней вилки v тесно связаны между собой.
При постоянной езде с прицепной коляской наиболее легкое управление достигается
при вылете передней вилки 60—70 мм.
5. О б о д ы и шины. Мопеды имеют обычные велосипедные ободы и шины.
Мотоциклы — размеры ободов в соответствии со стандартом: 2 х 19; 2,25 х 19; 2,50 X
X 19; 3 х 19 при ширине обода около 54; 58; 68 или 76 мм. Диаметр обода 19".
Размеры шин: 2,50—19; 2,75—19; 3,00—19; 3,25—19 и 3,50—19.
Распределение в зависимости от рабочего объема двигателя:
125—175—(200)сж3 . . . 2,50—19 на ободе 2,00x19
2,75—19 „ „ 2,25x19
250—350 еж3 3,00—19 „ „ 2,50x19
3,25—19 „ „ 2,50x19
500—1000 см3 3,50—19 „ „ 3,00x19
Все ободы глубокие; все шины низкого давления с проволочными кольцами. Шины
рассчитаны на определенное внутреннее давление воздуха. Так как грузоподъемность шин
определяет собой вес полезной нагрузки и ходовой вес Gg, to наблюдается тенденция к переходу
на большие размеры шин (особенно это относится к мотоциклам с малым рабочим объемом,
двигателя).
Ходовым весом Gg (в кг) называют вес машины, заправленной топливом и маслом,
с набором дорожного инструмента, запасными частями, вторым седлом, коляской и запасным
колесом, с весом водителя, пассажиров и грузов.
На сверхлегких мотоциклах с рабочим объемом двигателя до 100 см3 (к этому классу
относятся также часто ошибочно причисляемые к мопедам веломотоциклы, в которых педали
служат лишь для пуска двигателя и для того, чтобы тронуться с места) часто используются
велосипедные шины размером 26 х 2,25 на ободе 26 X 2 или шины размером 26 х 2,5
(последние для двухместных мотоциклов).
Шины для гоночных мотоциклов и мотоциклов высокой проходимости выбирают с
большим внутренним объемом и с несколько меньшим диаметром, например, от 3,50—15 до 3,50—17
для классов 125—175 — (200) см3 и от 3,50—17 до 4,50—18 для классов с большим
рабочим объемом двигателя.
Мотороллеры — в большинстве моделей используются шины низкого давления размером
от 3,00—8 до 4,00—8. На последних моделях итальянских мотороллеров диаметр обода
составляет 10—12". Направление развития конструкции шин — шины с большим внутренним объемом
и увеличенным по сравнению с шинами прежних выпусков диаметром (размеры около 4,00—10").
Следует ожидать сближения размеров ободов и шин мотоциклов и мотороллеров, что
представляется вполне оправданным.
6. Бензиновые баки. Емкость бензинового бака должна обеспечивать запас хода
по крайней мере 150 км. При рабочем объеме двигателя от 250 см3 и выше должно быть
предусмотрено устройство для переключения на подачу топлива из резерва. Емкость бензиновых
баков мотоциклов классов 125—175 см3 составляет 9—11 л, классов с большим рабочим
объемом двигателя — 12—16 л (в том числе резерв 1,5—3 л). Емкость бензиновых баков
мотороллеров 4—6 л (в некоторых случаях имеется устройство для переключения на подачу
топлива из резерва). В верхнюю часть бензинового бака некоторых мотоциклов встраивается
инструментальный ящик.
7. Размеры, характеризующие посадку водителя, и размеры
органов управления. Расстояние по горизонтали от вертикальной плоскости,
касательной к средней точке задней кромки седла, до линии, соединяющей середины обеих
рукояток руля, равно 650—675 мм; расстояние по горизонтали от вертикальной плоскости,
касательной к средней точке задней кромки седла, до оси подножек составляет 250—275 мм;
высота подножек над плоскостью дороги равна 250 мм. Должна быть предусмотрена
возможность изменения положения подножек. Расстояние между наружными поверхностями
резиновых упоров для колен водителя, смонтированных на бензиновом баке, не должно быть больше
300 мм; желательна возможность перестановки упоров для колен водителя вдоль продольной
оси бензинового бака.
Положение руля относительно передней вилки может регулироваться. Диаметр трубы
руля по возможности не должен превышать 22 мм; в соответствии с этим выбирается и диаметра
резиновых вращающихся рукояток. Расстояние по ширине между крайними точками руля
в мотоциклах с рабочим объемом двигателя до 175 см3 составляет 700—750 см;
в мотоциклах с большим объемом двигателя (начиная с 350 см3) и в особенности
в мотоциклах, рассчитанных на прицепную коляску, это расстояние составляет до 820 мм..
8. Удельный вес (в кг/л, с.) В основу расчета положена литровая мощность
N* = 45 л. с. 1л. Цифры в табл. 1 являются приблизительными.
665,

Таблица 1
Рабочий и удельные веса в зависимости от рабочего объема двигателя
Параметры
Ое в кг
G*E в кг/л. с. . .
*
О{ „ „
о;. .
о; „ .
Рабочий объем двигателя в см3
125
£0
15
30
45
—
175
100
15
26
37
—
(200)
125
15
25
35
—
250
140
14
22
30
40
350
150
10
16
20
30
500—600
180—190
9
12
15
20
750
200
7,5
10
12
17
1000
250
5,5
7,5
9,5
13
В табл. 1 приняты следующие обозначения:
рабочий вес Ge—вес машины, заправленной топливом и маслом, с набором дорожного
инструмента, запасными частями, вторым седлом, коляской и запасным колесом, без веса
водителя и пассажиров;
удельный вес машины G* — рабочий вес, приходящийся на 1 э. л. с. (отнесенный к N*);
удельный вес при одном человеке (водителе) Gj — рабочий вес Ge+75 кг, приходящийся
на 1 э. л. с. (отнесенный к А/*);
удельный вес при водителе и одном пассажире G2 — рабочий вес Ge + 150 кг,
приходящийся на 1 э. л. с.\ то же при наличии коляски с пассажиром G3 — рабочий ходовой
вес Ge + Gbw-\~ 225 кг, приходящийся на 1 э. л. с. (отнесенный к N*); Gbw представляет
-собой рабочий вес коляски (в среднем 70 кг).
Удельный вес мотоцикла с двигателем рабочим объемом 200 см3 получается почти таким же,
как и мотоцикла с рабочим объемом двигателя 175 см3.
Удельный вес мотоциклов с рабочим объемом двигателя 250 см3 при водителе и одном
пассажире [G2) получается таким же, как мотоциклов с рабочим объемом двигателя 125 см3
с одним водителем (G^).
Удельный вес мотоциклов 500 см3 с коляской (gJ) получается таким же, как удельный
вес мотоциклов 350 см3 с водителем и пассажиром (G*2). Таким образом, исходя из
возможных скоростей на шоссе и сохранности двигателя, мотоциклы 125, 175 и 250 см3 допустимо
эксплуатировать только с одним водителем, мотоциклы 350 см3 — с водителем и пассажиром
или в некоторых случаях с прицепной коляской, свыше 500 см3 — постоянно с прицепной
коляской. При эксплуатации с прицепной коляской мотоциклов до 350 см3 значительно
ухудшаются динамические качества и снижается максимальная скорость.
Мотороллеры для повышения их недостаточной устойчивости желательно
эксплуатировать с коляской или с третьим опорным колесом при любом рабочем объеме двигателя.
Эксплуатационные параметры
Механический к. п. д. т\т. Если мощность с вала двигателя передается
на коробку передач при помощи безроликовой втулочной или втулочно-
роликовой цепи, работающей в масляной ванне, а с коробки передач при
помощи открытой цепи на заднее колесо, то общий к. п. д. силовой передачи
(коленчатый вал — цепь — сцепление — коробка передач — цепь — заднее
колесо) составляет -цт= 0,82 -г- 0,87.
При карданной передаче (коленчатый вал — сцепление — коробка
передач — заднее колесо) к. п. д. повышается до т\т= 0,85 -=- 0,92.
Нижний предел значения ч\т соответствует высоким скоростям движения
и большим числам оборотов деталей силовой передачи; верхний предел
значения ч\т соответствует низким скоростям движения и малым числам
оборотов деталей.
Коэффициент сопротивления качению f. Средние значения коэффициента/
для дорог среднего качества:
при скорости 20—70 км/час 0,018
70—120 „ 0,020—0,028
свыше 120 км/час 0,030—0,0 35
66G

(при шинах с внутренним давлением, соответствующим установленным
нормам).
Сопротивление воздуха (произведение cwF). Ходовой вес при одном
водителе Gx = GE + 75 кг составляет для мотоциклов классов 125—175 см*
не менее 150 кг, для классов 250—350 см3 — не менее 200 кг и для классов
свыше 350 см8 — не менее 225—250 кг.
Лобовая площадь F для перечисленных выше групп мотоциклов (по весу)
при обычной посадке водителя при разных скоростях находится в пределах
0,75—1,0 ж2. При использовании грязевых щитков и переднего ветрового
щитка лобовая площадь F может
быть выше 1 м~.
1
1
1 "ч
1
/
1
1 1
■——.
-
Я? А—
40 80 120 160 200vкм/час
Фиг. 1. Соотношение мощности на ведущем
колесе, затрачиваемой на сопротивление
воздуха и на сопротивление качению:
/ — сопротивление воздуха; // — сопротивление
качению.
h
?
О
f
у
/
/
/
Г" 1
7
1
1
i
24
20
16
12
8
4
у
у
1
1
1 /
/
/
1
/
/
/ 1
1
0 20 40 60 80 0 50 100 v км/час
а) 6)
Фиг. 2. Мощность двигателя Ne и
скорость v дорожных мотоциклов:
а — весовой группы 150 кг (рабочий объем
двигателя 125—175 см3); б — весовой группы 200 кг
(рабочий объем двигателя 500 см3) и весовой
группы 225 — 250 кг (рабочий объем двигателя
500 см3).
При приведенных выше условиях коэффициент обтекаемости cw составляет
0,50—0,45 и при наличии грязевых щитков и переднего ветрового щитка
возрастает до 1,0.
Произведение cwF для весовой группы в 150 кг составляет не менее 0,36.
Для последующих весовых групп следует исходить из cwF = 0,50 ч- 0,45
при низких скоростях, cwF = 0,45 -г- 0,40 при скоростях свыше 70 км/час
и cwF = 0,40 ч- 0,38 при скорости свыше 100 км/час.
Мощность двигателя и мощность, потребная для движения. Мощность Ne,
потребную для движения с данной скоростью, следует определять при
относительном безветрии во время движения по ровной дороге с постоянной
скоростью v и при плотности воздуха р:
На фиг. 1 дано соотношение мощности сопротивления качению и мощности
сопротивления воздуха для разных скоростей движения v (мощности
отнесены к заднему ведущему колесу); плотность воздуха принята р = 0,123 -г-
--0,127.
Фиг. 2 показывает, какая эффективная мощность Ne необходима для
достижения определенной скорости v (в км/час) при одном водителе.
Фиг. 3 показывает, какие максимальные скорости могут быть достигнуты
на современных мотоциклах различных (по рабочему объему двигателя)
классов (имеется в виду, что двигатель при этом развивает мощность, которую
он может без вреда для себя отдавать в течение 3—5 мин., причем переходы
на такой мощностной режим могут повторно совершаться через любые
промежутки времени).
667

Скорость движения и расход топлива. Между весовыми группами
(соответствующими классам по рабочему объему двигателей) мотоциклов и их
эксплуатационными расходами топлива (в л/100 км) существуют следующие
зависимости:
а) в интервале скоростей 60—70 км/час расходы топлива для мотоциклов
всех групп (классов) практически одинаковы;
б) при скоростях свыше 70 км/час
мотоциклы с большим ходовым весом (т. е.
с большим рабочим объемом двигателя)
могут по сравнению с более легкими мотоцик-
/i/ЮОкм
Vкм/час
220
200
180
160
по
120
100
80
60
Z
125 250 350 500см'
Рабочий объем дби га теля
Фиг. 3. Рабочие объемы двигателей
и соответствующие им максимальные
скорости v на горизонтальной дороге:
/ — гоночные мотоциклы с литровой
мощностью N* = 150 л. с./л\ 2 — гоночные
мотоциклы с литровой мощностью Л/* =
= 110-7- 120 л. с./л; 3 — дорожные
мотоциклы.
о
0
V
^5
Н
2
z
У
2Ы
у/
/У>
125ct-
ЗЬ
1 / /
//
г/
13
500
0 t
/ *
r S
CM3 j
/
/
/
30 40
60
80
100
Фиг. 4. Зависимость расхода топлива от скорости
при движении по горизонтальной дороге для
мотоциклов с рабочим объемом двигателя 125, 250,
350 и 500 см3.
лами пройти одно и то же расстояние при одинаковом с ними расходе
топлива, но с более высокой скоростью.
Зависимости, изображенные на фиг. 4, относятся к дорожным
мотоциклам 125—500 см3 во время движения в условиях относительного безветрия
и при температуре воздуха +10—20° С.
Общее устройство и компоновка
Согласно действующим правилам каждый мотоцикл должен иметь два независимо
действующих один от другого тормоза *, причем каждый тормоз должен обеспечивать получение
замедления по крайней мере 2,5 м/сек2 (что очень немного). На практике лишь в редких
случаях удается достигать замедлений около 5 м/сек2 (в особенности это справедливо по
отношению к переднему тормозу). Тормоза, действующие одновременно на оба колеса, почти не
применяются. В основном устанавливают тормоза с колодками, прижимающимися к внутренней
поверхности тормозного барабана. Колодки выполняются из легких сплавов. Привод
тормозов механический (гибкий вал для переднего тормоза и система рычагов и тяг — для заднего).
Гибкий вал смазывается через специальную масленку. Рычаг ручного и педаль ножного
тормоза расположены с правой стороны мотоцикла (фиг. 5). Назрела необходимость в создании
мотоциклетных тормозов с гидравлическим приводом, так как тормоза до сих пор являются
самым слабым местом в конструкции мотоциклов.
Рычаг сцепления, по возможности большей длины, расположен вблизи левой рукоятки
руля. Педаль ножного переключения передач (управление которым осуществляется носком
ноги) расположена с левой стороны. При числе ступеней в коробке передач менее четырех
переключение с высших передач на низшие производится путем нажатия на педаль вниз,
а с низших на высшие — нажатием на педаль вверх. При четырехступенчатой коробке
передач первая передача включается путем нажатия на педаль вниз из нейтрального положения
между первой и второй передачами. Указатели передач выполняются механическими,
электрическими или комбинированными. Педаль кик-стартера расположена с левой стороны
мотоцикла. Желательно, чтобы поворот рычага кик-стартера происходил в плоскости, параллельной
1 Передний и задний, Прим. ред.
668

оси мотоцикла, так как это позволяет водителю пускать двигатель, не слезая с мотоцикла
(что очень важно в случае неожиданной остановки двигателя перед перекрестком с
интенсивным уличным движением).
Управление дроссельными золотниками осуществляется при помощи правой
вращающейся рукоятки, ручное управление опережением зажигания (если таковое предусмотрено
конструкцией) — левой вращающейся рукояткой или рычажком, расположенным вблизи нее.
Поворот вращающейся рукоятки в направлении движения соответствует сбрасыванию газа
и увеличению опережения зажигания; поворот в
направлении к водителю соответствует увеличению нагрузки двига- #^-^ >^?!5тх .9
теля и уменьшению опережения зажигания. Кнопка сигнала
и переключатель ближнего и дальнего света установлены на
руле слева. Выключатель зажигания расположен в фаре.
ДВИГАТЕЛЬ И СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА
Составные части: двигатель с магдино (или
с генератором и системой батарейного
зажигания), сцепление, коробка передач, кик-стартер,
цепная (или карданная) задняя передача.
Общие требования: малый вес при достаточном
сроке службы, малая требовательность к
техническому уходу, простая конструкция, удобный
доступ к отдельным частям, простая сборка и
разборка. В первую очередь следует заботиться об
обеспечении высокой надежности и простоты
обслуживания и технического ухода; лишь при
выполнении этих условий можно стремиться
к возможному в данных условиях повышению
литровой мощности и экономичности по расходу
топлива и масла.
Все остальные части объединены в один общий
блок. Значительное большинство мотоциклов
имеет компоновку двигателя с расположением
коленчатого вала перпендикулярно оси
мотоцикла; компоновка двигателя с расположением
коленчатого вала параллельно оси мотоцикла
применяется при наличии горизонтальных противо-
лежащих цилиндров. Плоскость разъема картера седло, #-фары со спидометром;
двигателя может быть горизонтальной или
вертикальной. В некоторых случаях картер двигателя
выполняется неразъемным и картер коробки
передач крепится позади картера двигателя подобно
тому, как, например, в автомобилях.
Общая компоновка и общее устройство одноцилиндрового двигателя,
объединенного в один блок с коробкой передач при расположении
коленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла, показаны на фиг. 6 (DKW RT
125 W). Подобная компоновка является типичной. Картер имеет
вертикальную плоскость разъема по оси цилиндра; передняя передача закрывается
отъемной крышкой (слева); магдино и привод (расположенные справа)
на заднее колесо (задняя передача) также закрываются отдельной крышкой.
Валы коробки перемены передач расположены параллельно коленчатому
валу. Передача от двигателя к коробке передач (передняя передача)
осуществляется втулочной или роликовой цепью (понижающее передаточное
отношение 1 : 2—1 : 2,5); задняя передача также осуществляется цепью,
находящейся с противоположной стороны. Механизм кик-стартера
располагают в заднем углу отсека передней передачи; механизм ножного
переключения передач устанавливают или в самом отсеке коробки передач (фиг. 6),
или в отсеке передней передачи (в этом случае доступ к нему имеется уже
после снятия крышки передней передачи). Сцепление расположено или на
первичном валу коробки передач (фиг. 6), или на самом коленчатом валу (фиг. 9).
669
Фиг. 5. Расположение
органов управления и других
узлов на мотоцикле:
/ — разборный глушитель;
2 — откидной задний грязевой
щиток; 3 — инструментальный
ящик; 4 — регулируемая
подножка; 5 — педаль кик-стартера;
в — педаль ножного
переключения передач; 7 — пружинное
9 — руль, положение которого
можно регулировать; / ft—рулевой
амортизатор; // — бензиновый
бак; 12 — педаль ножного
тормоза; 13 — футляр
аккумуляторной батареи, 14 — фонарь
для освещения номерного знака.

Примерно такую же компоновку имеет и двухцилиндровый рядный
двигатель с двумя расположенными перпендикулярно оси мотоцикла
цилиндрами. При вертикально расположенных цилиндрах (фиг. 6) двигатель
получается коротким (что очень важно), но довольно широким (в особенности
он выступает сбоку со стороны магдино) и высоким; поэтому при цилиндрах
с рабочим объемом 350 см3 уже возникают затруднения при размещении
двигателя. При горизонтальном расположении цилиндров подобный
двигатель получается низким, но очень длинным (Moto Guzzi).
На фиг. 7 и 8 показаны общая компоновка и общее устройство
двухцилиндровых и четырехцилиндровых двигателей с горизонтальными противо-
Фиг. 6. Типовая компоновка одно- и двухцилиндрового двигателя при
расположении коленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла и при
цепной задней передаче. Рабочий объем двигателя от 30 до 500 см3.
лежащими цилиндрами при расположении коленчатого вала параллельно
оси мотоцикла. При вертикальном расположении более двух цилиндров
и воздушном охлаждении лишь за счет потока встречного воздуха (т. е. без
вентиляторов) использование данной схемы на практике очень затруднено
из-за плохого охлаждения цилиндров второго ряда. В отдельных случаях
встречаются четырехтактные четырехцилиндровые двигатели подобной схемы
(фиг. 8). Использование вентиляторов сделало бы возможным применение
также и двухтактных многоцилиндровых двигателей.
В выпущенных до сих пор моделях с расположением коленчатого вала
параллельно оси мотоцикла коленчатый вал двигателя и валы коробки
передач также расположены параллельно; ведущие диски сцепления, как это
принято в автомобилях, связаны с коленчатым валом. Двигатель получается
низким, однако очень широким (при горизонтальных противолежащих
цилиндрах) и довольно длинным. Генератор и распределитель расположены на
переднем конце коленчатого вала (см. фиг. 7); катушка зажигания установлена
в верхней части картера двигателя. Доступ к сцеплению, коробке передач,
механизму переключения и механизму кик-стартера получается менее
удобным, чем при компоновке по фиг. 6; в некоторых случаях для того, чтобы
получить доступ к этим устройствам, приходится снимать с рамы двигатель
и коробку передач и производить в большом объеме сборочные и разбороч-
670

Фиг. 7. Двухцилиндровый двигатель с горизонтальными противолежащими
цилиндрами и коленчатым валом, расположенным параллельно оси мотоцикла.
Генератор с распределителем системы батарейного зажигания. Центральное
расположение карбюратора (вверху в задней части). Общий рабочий
объем 350—600 см*.
Фиг. 8. Четырехцилиндровыи двигатель с горизонтальными противолежащими
цилиндрами и коленчатым валом, расположенным параллельно оси мотоцикла.
Массивный маховик установлен вне картера. Нижние головки шатунов
разборные. Рабочий объем двигателя 750—1000 см3. Компоновка, характерная
для автомобильных двигателей.
671

гные работы (что характерно также и для автомобильных двигателей и
коробок передач, компоновка которых в рассматриваемом случае перенесена
на мотоциклы). Принципиально возможно создать конструкцию,
воплощающую в себе все положительные стороны как компоновки по фиг. 6, так и
компоновки по фиг. 7 и 8; однако такая конструкция еще не создана.
Типы двигателей и их устройство
Двухтактные двигатели
При рабочем объеме до 350 см3 (включительно) одно- или
двухцилиндровый двухтактный двигатель со щелевым распределением в наибольшей
степени отвечает большинству предъявляемых к нему требований.
Вследствие этого на 95% всех моделей мотоциклов и мотороллеров с двигателями
рабочим объемом до 175 см3 применяются именно такие двигатели (то же
самое относится ко всем без исключения двигателям мопедов).
Общая компоновка двигателя обычно выполняется по фиг. 6.
Одноцилиндровые двигатели воздушного охлаждения с рабочим объемом до 250 см3,
•литровой мощностью 45 л. с.1л и 5000 об/мин (при давлении 736 мм рт. ст.
и температуре +10° С) можно считать хорошо освоенными. Повышение
литровой мощности и улучшение протекания кривой крутящего момента
в пределах одного рабочего цикла, а также более спокойная работа двигателя
могут быть достигнуты путем разделения общего рабочего объема двигателя
между двумя параллельными цилиндрами (при коленчатом вале с
кривошипами, смещенными один относительно другого на 180°). По такой
двухцилиндровой схеме выполняются двигатели, начиная с рабочего объема
250 см3. Таким образом могут быть созданы достаточно узкие, низкие и
короткие рядные двухцилиндровые двигатели с весьма высокими
эксплуатационными качествами; в этих двигателях достигается такое же протекание кривой
крутящего момента в пределах одного рабочего цикла, как и в
четырехтактном четырехцилиндровом двигателе. Для таких двигателей достаточно иметь
трехступенчатую коробку передач или четвертая передача может быть
выполнена ускоряющей. Размеры двигателей (по рабочему объему цилиндров):
2 X 125, 2 X 175, 2 X 250 см3.
Одноцилиндровые двигатели. На фиг. 9 изображен разрез
одноцилиндрового двигателя, выполненного в одном блоке с коробкой передач. Двигатели
•с рабочим объемом 250 см3 выполняются по подобной схеме. Двигатель имеет
составной коленчатый вал (соединения осуществляются запрессовыванием)
с подшипниками качения; уплотнение концов коленчатого вала достигается
при помощи манжетных сальников. Иногда используются алюминиевые
цилиндры с запрессованными или залитыми в них гильзами. Поршни имеют
гладкие днища; продувка в двигателях осуществляется почти исключительно
по схеме Schniirle. Передача на заднее колесо — при помощи открытой или
закрытой роликовой цепи. Коробка передач—трехступенчатая или
четырехступенчатая. Максимальное число оборотов 5000—5200 в минуту,
литровая мощность 40 л. с.1л.
Двухцилиндровые двигатели. Двухцилиндровый двигатель с
параллельным расположением цилиндров и общей камерой сгорания (фиг. 10) имеет
вильчатый шатун. Один из поршней управляет открытием и закрытием
продувочных (а иногда также и впускных) окон, а второй — выпускных
окон. Диаграмма распределения — симметричная, такая же, как и в
одноцилиндровых двигателях; преимущество заключается лишь в уменьшении
диаметра поршней. Кривошипно-камерный продувочный насос—такой же,
как и в одноцилиндровых двигателях.
Двухцилиндровые двигатели могут быть выполнены с общей или отдельной для каждого
•цилиндра камерой сгорания. Продувка и зарядка каждого цилиндра — через отдельные
продувочные и выпускные каналы; шатун — отдельный для каждого поршня или вильчатый;
диаграмма распределения — симметричная, контурная продувка каждого из двух цилиндров.
672

Фиг. 10. Двигатель с двумя
параллельными цилиндрами,
имеющими общую камеру
сгорания. Рабочий объем двигателя
175—350 см3.
Фиг. 9. Разрез однопорш-
невого одноцилиндрового
серийного двухтактного
двигателя с кривошипно-
камерной продувкой.
Сцепление расположено
на конце коленчатого
вала. Трехступенчатая
коробка передач с
ножным переключением.
Алюминиевый цилиндр с
залитой в него гильзой.
Цепная задняя передача.
43 Бюссиен 644
673

Фиг. 1J. Двигатель Puch с
двумя параллельными цилиндрами,
имеющими общую камеру
сгорания.
Кроме того, двухцилиндровые двигатели могут быть выполнены с параллельным
расположением цилиндров и общей камерой сгорания; фазы впуска и выпуска смещены.
Устанавливают вильчатый шатун (Puch) (фиг. 11) или систему с прицепным шатуном (Zoller). Диаграмма
распределения — несимметричная (выпускные окна открываются и закрываются раньше
продувочных). Поршень, управляющий выпуско-м, все время омывается потоком выпускных
газов. При использовании кривошипной камеры в качестве продувочного насоса получается
большое вредное пространство. Другое возможное устройство: каждый цилиндр имеет
собственные выпускные и продувочные окна, причем осуществляется контурная продувка по схеме
Schnurle каждого цилиндра в отдельности.
В отношении теплотехнических параметров
преимущества разделения общего рабочего
объема между двумя паралельными
цилиндрами с общей камерой сгорания начинают
сказываться, лишь начиная с общего рабочего
объема 175 см3; особенно ощутимыми эти
преимущества становятся, начиная с рабочего
объема 250 см3 и выще. При применении
несимметричной диаграммы распределения на впуске
в кривошипную камеру (что может быть
достигнуто различными способами, например, путем
использования вращающегося золотника в
двигателях с параллельным расположением
цилиндров и общей камерой сгорания) может быть
достигнута литровая мощность 50 л. с.1л.
Двухцилиндровые двигатели с
горизонтальными противолежащими цилиндрами. Такая
компоновка целесообразна для двигателей
с кривошипно-камерной продувкой, так как
в этом случае два поршня работают при наличии
такого же вредного пространства, какое
приходится при обычной компоновке н-а долю одного
поршня. Кроме того, обеспечивается хорошая уравновешенность двигателя
и возможность работы на очень высоких числах оборотов; при этом, однако,
протекание кривой крутящего момента (в пределах одного рабочего цикла)
получается таким же, как и в одноцилиндровом двигателе.
Особые конструкции. Двухтактные двигатели со щелевым распределением, кривошипно-
камерной продувкой и внешним смесеобразованием можно заставить работать по
видоизмененному циклу Отто, т. е. заставить их работать, подобно дизелям, без постороннего
зажигания. Это может быть достигнуто устройством камеры сгорания особой формы при
некотором увеличении степени сжатия или за счет одного только (нр значительного) увеличения
степени сжатия. Однако таким образом могут работать лишь двигатели с самым малым рабочим
объемом цилиндров (вспомогательный двигатель для мопеда конструкции Lohmann).
Четырехтактные двигатели
Четырехтактные двигатели с воздушным охлаждением могут в отношении
мощностных показателей конкурировать с двухтактными двигателями
воздушного охлаждения лишь при наличии в первых верхних клапанов.
Среднее эффективное давление в двигателях дорожных мотоциклов составляет
8—10 кг/см2; при увеличении числа оборотов среднее эффективное давление
снижается в меньшей степени, чем в двухтактных двигателях с кривошипно-
камерной продувкой. Вследствие этого, в отличие от двухтактных
двигателей, кривая мощности имеет ярко выраженный максимум в диапазоне
чисел оборотов 3000—5500 в минуту; максимальное число оборотов
достигает 7000 в минуту. При числе оборотов свыше 5000 в минуту в коротко-
ходных двигателях при рациональных параметрах газораспределительного
механизма удается получать среднее эффективное давление, равное 6,5—
7,5 кг/см2. Литровая мощность при 5500—6000 об/мин составляет 50—
55 л. с. В связи с высоким качеством конструкции простого двухтактного
двигателя с кривошипно-камерной продувкой использование на мотоциклах
четырехтактного двигателя с верхним расположением клапанов при рабо-
674

чем объеме менее 250 см3 нельзя считать оправданным. Четырехтактный цикл
используется в одноцилиндровых двигателях с рабочим объемом не менее
250 см3 и в многоцилиндровых двигателях с общим рабочим объемом 500—
1000 см3.
Общее устройство. Двигатель и коробка передач объединены в один
общий блок (фиг. 12), мало отличающийся по своей общей компоновке от блока
двухтактного двигателя (см. фиг. 6); встречается также компоновка по схеме
фиг. 7 и 8. Привод клапанов осуществляется с помощью более коротких
толкающих штанг; для меньшего удлинения при нагреве, поддержания
постоянства зазоров между стержнями клапанов и коромыслами и снижения шума
при работе двигателя штанги по возможности предохраняются от нагрева-
Вертикальное расположение
распределительного вала имеется лишь в
некоторых моделях двигателей гоночных и
спортивных мотоциклов. Четырехкла-
панные конструкции встречаются лишь
в устаревших двигателях; обычно
в каждом цилиндре имеется один
впускной и один выпускной клапан. Трех-
клапанная конструкция (один
выпускной и два впускных клапана)
используется редко.
Конструктивные формы. В
конструкциях при рабочем объеме до 350 см3
цилиндры обычно расположены
вертикально; горизонтальное расположение
одного цилиндра рабочим объемом до
500 еж3 встречается, например, в
моделях Moto Guzzi. За исключением
двигателей BMW коленчатые валы
одноцилиндровых двигателей располагаются
перпендикулярно оси мотоцикла (см.
фиг. 6 и 12). Цилиндр с рабочим
объемом 500 см3 встречается лишь на немногих устаревших моделях. Подобно*
тому, как двухтактные двигатели выполняются одноцилиндровыми при
рабочем объеме до 250 см3, четырехтактные двигатели стремятся делать
одноцилиндровыми при рабочем объеме до 350 см3, двухцилиндровыми при
рабочем объеме 350—750 см3 и четырехцилиндровыми при обычном объеме:
свыше 750 см3.
Двухцилиндровые двигатели изготовляют с вертикальными или
горизонтальными цилиндрами (в последнем случае — английская схема —
головки цилиндров обращены в направлении движения). Наиболее
целесообразно выполнять цилиндры сдвоенными (фиг. 13). Общая компоновка
соответствует фиг. 6 и 12. В этом случае поршни в обоих цилиндрах всегда
перемещаются в одном и том же направлении; вспышки в цилиндрах
происходят через равные промежутки времени. Протекание кривой крутящего
момента (в пределах одного цикла) такое же, как и в одноцилиндровом
двухтактном двигателе. Необходим коленчатый вал высокой жесткости и
соответствующие подшипники. При карданном приводе на заднее колесо ведущая
шестерня, сидящая на вторичном валу коробки передач, расположенном
перпендикулярно оси мотоцикла, должна быть конической.
Другим вариантом компоновки двухцилиндрового двигателя является
горизонтальное расположение цилиндров, противолежащих один другому
в плоскости, перпендикулярной к оси мотоцикла (BMW, Zundapp); в этом;
случае, однако, передача на заднее колесо может быть лишь карданной.
Такая компоновка вполне подходит не только для двухцилиндрового, но
и для четырехцилиндрового двигателя (см. фиг. 7 и 8). В выполненных до*
сих пор конструкциях с подобной компоновкой коленчатый вал и все валш
43* 675
Фиг. 12. Конструкция четырехтактного
двигателя с верхним расположением
-клапанов.

коробки передач расположены параллельно оси мотоцикла. От V-образного
расположения цилиндров в плоскости, параллельной оси мотоцикла,
отказались (не вполне благоприятные условия охлаждения, трудность
размещения двигателя на раме, не вполне удовлетворительная уравновешенность).
Однако V-образное расположение цилиндров в плоскости, перпендикулярной
к оси мотоцикла, сохраняет свое значение; в этом случае коленчатый вал
расположен паралельно оси мотоцикла и передача на заднее колесо может
быть лишь карданной, так же как и при горизонтальных противолежащих
цилиндрах (последнюю
компоновку можно рассматривать как
частный случай V-образного
двигателя с углом развала 180°).
Уравновешенность получается
хуже, чем при горизонтальных
противолежащих цилиндрах.
Условия для воздушного
охлаждения вполне благоприятные.
Блок двигателя и коробки
передач может быть без особых
затруднений размещен на раме
мотоцикла.
Компактная и удобная для
размещения на раме
конструкция двигателя получается при
рядном расположении двух
цилиндров один позади другого
в плоскости, параллельной оси
мотоцикла.
Четырехцилиндровые
двигатели могут быть выполнены
в виде:
1) сдвоенного двигателя с
горизонтальными
противолежащими цилиндрами по схеме
фиг. 8;
2) двухрядного двигателя,
в котором каждые два цилиндра
работают на отдельный
коленчатый вал; коленчатые валы
могут быть расположены
параллельно или перпендикулярно
оси мотоцикла и соединены
между собой шестернями;
расположение цилиндров
вертикальное.
Двухрядный двигатель с противолежащими цилиндрами, расположенными
с каждой стороны один над другим (двигатель Brough с рабочим объемом
1000 см3), не представляет для мотоциклов особого интереса ввиду трудностей
его размещения на раме.
Четырехцилиндровый V-образный двигатель с цилиндрами,
расположенными в плоскости, перпендикулярной к оси мотоцикла, хотя и более
удобен для размещения на раме по сравнению с компоновкой по первому
варианту, однако уступает последней в отношении равномерности
чередования вспышек в цилиндрах и уравновешенности.
Цилиндры и головки цилиндров. Материал — чугун твердостью Нв =
= 220 -г- 250. Алюминиевые цилиндры с залитыми в них гильзами пока еще встречаются
редко. Ребра цилиндров и головок цилиндров для увеличения жесткости и уменьшения шума
в некоторых местах соединяют между собой перемычками; при проектировании перемычек
676
Фиг. 13. Двухцилиндровый четырехтактный
двигатель с верхними клапанами. Расположение кс-
ленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла.
Рабочий объем двигателя 350—600 см3.

необходимо следить затем, чтобы кокиль для отливки цилиндра получался состоящим из двух
частей, а не из трех или четырех. Головки цилиндров изготовляют как из чугуна, так и из
легких сплавов. В последнем случае гнезда клапанов, выполненные из стали или особой бронзы,
заливают или запрессовывают в цилиндр. Угол наклона клапанов 45°; вследствие того, что
клапаны занимают много места, в четырехтактных двигателях с верхним расположением
клапанов преобладают не полусферические, а шатровые камеры сгорания. Обычно привод
клапанов выполнен закрытым. Каждый клапан имеет две пружины (фиг. 14). Головка
цилиндра в большинстве случаев соединена с самим цилиндром при помощи болтов; крепление
анкерными болтами, закрепленными в картере двигателя (см. фиг. 6), пока встречается редко.
Особо важное значение имеет правильное в отношении газодинамики выполнение впускного
тракта. Необходимо стремиться к максимальному уменьшению длины впускного тракта
и к тому, чтобы в двигателях с горизонтальными противолежащими цилиндрами иметь для
каждого цилиндра отдельный карбюратор.
Привод распределительного вала осуществляется
шестернями с косыми зубьями (фиг. 7), причем шестерня
распределительного вала может быть выполнена из
текстолита; иногда применяется привод распределительного
вала при помощи втулочной цепи (что, однако., хуже).
Подшипники распределительного вала и коромысел
игольчатые или роликовые, коромысла и толкающие штанги
выполняются дюралюминиевыми или стальными.
Регулировку зазора между коромыслом и стержнем клапана
желательно производить поворотом оси эксцентрика, на
которой сидит коромысло. Непосредственное воздействие
кулачка распределительного вала на толкающую штангу
следует предпочитать воздействию через промежуточный
ролик. Каждый клапан имеет две спиральные пружины
с противоположным направлением витков; желательно,
чтобы характеристика пружин была прогрессивной. От
использования пружин других типов (не спиральных)
вновь стали отказываться, так как они занимают больше
места, чем спиральные, и при закрытом приводе клапанов,
который в настоящее время является для двигателей
дорожных мотоциклов почти обязательным, применять
их нецелесообразно (исключение составляют двигатели
гоночных мотоциклов). Диаграммы газораспределения
должны быть подобраны в соответствии с отношением -^,
диаметром клапанов и числом оборотов, поэтому нельзя
рекомендовать строго определенных параметров.
Средние значения фаз газораспределения:
Открытие впускного клапана 20° до в. м. т. и 5°
после в. м. т.
Закрытие впускного клапана 30—50° после н. м. т.
Открытие выпускного клапана 35—60° до н. м. т.
Закрытие выпускного клапана 10° до в. м. т. и 20°
после в. м. т.
Фиг. 14. Одноцилиндровый
четырехтактный двигатель с
верхним расположением клапанов
и закрытым
газораспределительным механизмом.
По приведенным выше причинам диаграммы распределения четырехтактных двигателея
в той или иной степени отличаются одна от другой. Приведем диаграмму распределений
5 68
двигателя BMW модели R51/2 с рабочим объемом 500 см3, отношением ~n~ = "со" = 1>0,
максимальным числом оборотов около 6000 в минуту и при длительной работе 5800 в минуту
(при тепловом зазоре 0,2 мм):
Открытие впускного клапана 4—9° после в. м. т.
Закрытие впускного клапана 30—35° после н. м. т.
Открытие выпускного клапана 31—35° до н. м. т.
Закрытие выпускного клапана 5—-10° до в. м. т.
Картер двигателя, шатунно-кривошипный механизм и
поршневая группа. Картер двигателя, так же как и в двухтактных двигателях,
выполняется из легких сплавов. При горизонтальных противолежащих цилиндрах картер
двигателя имеет вертикальную или горизонтальную плоскость разъема или выполняется
неразъемным (в случае, если шатуны имеют разъемные нижние головки, см. фиг. 8). Отношение —ту
составляет 1,25—1,0; однако в связи с тенденцией к дальнейшему увеличению максимальных
S
чисел оборотов все чаще переходят к отношению —jy = 1,0. Коренные подшипники
исключительно роликовые или шариковые; шатунные подшипники роликовые с сепараторами или без
них. Щеки коленчатого вала изготовлены из цементуемых или улучшенных сталей (то же
677

относится и к шейкам коленчатого* вала; марка стали в последних зависит от того,
перекатываются ли ролики подшипников непосредственно по шейке вала или по внутреннему кольцу
подшипника). В двигателях с горизонтальными противолежащими цилиндрами с карданной
передачей на заднее колесо маховик может быть расположен вне картера двигателя (см. фиг. 8).
Коэффициент уравновешенности одноцилиндрового двигателя должен составлять 0,5—0,56.
Поршни из легких сплавов обычно имеют три компрессионных кольца и одно маслосъемное.
Толщина стенок должна быть достаточной для обеспечения хорошего отвода тепла. Форма
юбки овальная. Поршневые пальцы — плавающего типа с устройствами, предотвращающими
смещение пальца вдоль его продольной оси.
Смазка. ^Система смазки — циркуляционная принудительная, с сухим картером
(фиг. 15). Отдельный маслосборник укреплен на раме мотоцикла или на картере двигателя.
Имеется отсасывающий масляный насос. Нагнетающий масляный насос подает масло под
давлением к подшипникам. Смазка
цилиндров и поршней также
осуществляется под давлением. Перед
масляным насосом установлен сетчатый
фильтр; имеются кроме того,
последовательный и параллельный масляные
фильтры. Желательно применение
маловязких масел; в связи с этим важны
тщательное выполнение уплотнений
между частями картера и их хорошая
пригонка. Емкость маслосборника 2 л
является достаточной. Маслопроводы
должны быть рационально проложены
и надежно закреплены. Расход масла
в двигателях с рабочим объемом 350—
750 см3 составляет 0,75—1,25 л на
1000 км. Необходимо устройство
вентиляции картера.
Глушители
Согласно правилам уличного
движения, громкость шумов
при работе мотоциклетных и
автомобильных двигателей не
должна превышать 85 фон.
Было установлено, что при
работе почти всех подвергнутых
испытаниям мопедов,
мотоциклов и мотороллеров громкость создаваемого ими шума в меньшей или боль-
щей степени превосходит максимально допускаемую правилами величину и
составляет 91—109 фон (в среднем 97 фон). Наиболее шумной оказалась
работа четырехцилиндровых двигателей с верхним расположением клапанов.
Однако высокое давление выпускных газов в четырехтактном двигателе, создающееся
•вследствие наличия в нем высокого среднего эффективного давления, при более или менее
хорошей заглушающей системе создает ровный, не особенно неприятно действующий на
человеческое ухо шум выпуска, в то время как частые хлопки, сопровождающие работу
двухтактного двигателя, создают «визжащий» шум, который даже при меньшем числе фонов
воспринимается более неприятно (шум выпуска двухтактных двигателей напоминает шум дисковой
пилы). Физиологически при езде по шоссе спокойный шум выпуска четырехтактного
двигателя с верхним расположением клапанов оказывает на водителя успокаивающее и
ободряющее действие.. При двухтактном двигателе подобное действие шума выпуска может быть
лишь при наличии двух цилиндров и коленчатого вала, кривошипы которого расположены один
относительно другого под углом 180°. Важно, чтобы глушитель был разборным. Глушитель
является не вспомогательной принадлежностью двигателя, а, что особенно важно по
отношению к двухтактным двигателям, его органической частью, оказывающей большое влияние
иа параметры рабочего процесса.
Фиг. 15. Одноцилиндровый четырехтактный
двигатель с верхним расположением клапанов и
циркуляционной принудительной системой смазки
с сухим картером.
Карбюраторы и воздухоочистители
Карбюратор обычно крепится непосредственно к цилиндру; впускная
труба проходит горизонтально или с небольшим наклоном вниз. Весьма
важным является качество уплотнения между фланцем (патрубком)
карбюратора и фланцем (патрубком) цилиндра; это уплотнение должно обладать
термоизоляционными свойствами и предохранять карбюратор от чрезмер-
678

ного нагрева (толщина уплотнительной прокладки между фланцами должна
быть не менее 5 мм, а кольцевого уплотнения между патрубками — не менее
3 мм). Из-за малого числа цилиндров в двигателе смесеобразование
осуществляется в смесительной камере переменного проходного сечения.
Проходное сечение смесительной камеры должно быть таким, чтобы при
максимальном подъеме золотника была обеспечена нормальная работа двигателя на
режиме полной нагрузки и максимального числа оборотов (испытания двигателя
для определения оптимальных размеров смесительной камеры производятся
как на стенде, так и в эксплуатации).
Изменение проходного сечения смесительной камеры осуществляется
поднимающимся и опускающимся скользящим золотником (в однозолотни-
ковых карбюраторах) или воздушным и топливным золотником (в двухзо-
лотниковых карбюраторах). Двухзолотниковые карбюраторы применяются
лишь в двигателях с рабочим объемом 250 см3 и больше (обогащение смеси
при холодном двигателе). Управление воздушным золотником осуществляется
рычажком, вынесенным на руль. При пользовании воздушным золотником
возможны ошибки; вследствие этого преимущественно используются одно-
золотниковые карбюраторы. Расход топлива при полной нагрузке двигателя
определяется главным жиклером, а при частичных нагрузках — жиклером
с конической дозирующей иглой, закрепленной в золотнике в определенном
положении (положение дозирующей иглы относительно золотника можно
изменять). Подача топлива при малых числах оборотов холостого хода
осуществляется через отдельный жиклер холостого хода; состав смеси на этом
режиме регулируется винтом качества, а минимальное число оборотов —
винтом количества, который, упираясь в золотник, регулирует минимальную
высоту его подъема. Марка карбюратора (Амаль, Бинг), его модель,
регулировка карбюратора, установка зажигания и устройство заглушающей
системы — все это взаимно связанные факторы. Оптимальная регулировка
в дорожных условиях, как правило, отличается от таковой, полученной
на испытательном стенде.
Нормальными условиями при стендовых испытаниях являются давление
736 мм рт. ст. и температура +10° С, а не 760 мм рт. ст. и 0° С, так как
первые в большей мере соответствуют давлению и температуре при нормальной
эксплуатации, а вторые способствуют получению «парадной» мощности,
не достижимой на практике.
Для воздухоочистителей используются мокрые фильтрующие элементы конической^формы
диаметром 62—112 мм. Очистка Еоздуха достигается при его прохождении через пропитанную
маслом проволоку или между тонкими металлическими пластинами. Через каждые 3—5 тыс. км
необходимо промывать фильтрующий элемент в бензине или в специальных моющих
растворах, после чего смачивать его маловязким маслом, используемым для смазки двигателя.
Диаметр воздухоочистителя должен в 4—5 раз превосходить диаметр всасывающего патрубка
карбюратора.
Электрооборудование
В мопедах и сверхлегких мотоциклах используются маховичные маг-
дино, в легких и средних мотоциклах и крупных мотороллерах — генераторы
с прерывателем системы батарейного зажигания, в наиболее дорогих моделях
мотоциклов — генераторы в сочетании с магнето. В мотоциклах с рабочим
объемом двигателя от 125 см3 и больше используют главным образом
генератор с прерывателем-распределителем системы батарейного зажигания. При
расположении коленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла приборы
электрооборудования (за немногими исключениями) расположены с правой
стороны (см. фиг. 9 и 16). Маховик с прикрепленными к нему постоянными
магнитами (маховичное магдино переменного тока) или якорь генератора
постоянного тока с прерывателем-распределителем системы батарейного
зажигания консольно сидит на конце коленчатого вала двигателя.
Генераторы с прерывателем-распределителем системы батарейного зажигания
выпускаются соответствующими фирмами или с дополнительной маховой
мжхой {см. фиг. 9), или без нее.
679

Все конструкторы стремятся к тому, чтобы полностью закрыть генератор
или магдино кожухом из легкого сплава, форма которого изящно сочетается
с общей формой двигателя; однако достигнуть этого удается лишь при очень
компактной конструкции генератора или магдино (например, в двигателе,
изображенном на фиг. 9, это не достигнуто). В мотоциклах с рабочим объемом
двигателя свыше 175 см3 центральный переключатель (являющийся как
выключателем зажигания, так и переключателем света) и контрольная
лампочка зарядки аккумуляторной батареи чаще всего расположены в корпусе
фары. Аккумуляторная батарея установлена над картером двигателя; бата-
Фиг. 16. Генератор с распределителем системы батарейного зажигания.
Расположение на мотоцикле и электрическая схема.
рея может быть установлена как открыто, так и в особом ящике (см. фиг. 5).
Регулировка реле-регулятора может производиться лищь на самом заводе-
изготовителе или в его гарантийных мастерских, в противном случае все
гарантии теряют силу. При закрывании приборов электрооборудования
кожухом необходимо следить за тем, чтобы температура под кожухом не была
слищком высокой, так как это приводит к нарушению нормальной работы
реле-регулятора. Ручная регулировка опережения зажигания (если она
предусмотрена конструкцией) производится поворотом рычажка на левой
стороне руля (рычажок связан с диском прерывателя-распределителя при
помощи гибкого троса). Магнето и генераторы с
прерывателем-распределителем системы батарейного зажигания выпускаются как с автоматическим
регулятором опережения зажигания, так и без него. Автоматы регулировки
опережения зажигания выполняются центробежными; при выключенном
двигателе грузики стянуты пружиной, что соответствует самому позднему
зажиганию; по мере увеличения числа оборотов двигателя грузики под
действием центробежной силы расходятся и поворачивают пластину
прерывателя навстречу кулачку, что соответствует более раннему зажиганию.
Зазор между контактами прерывателя должен составлять 0,3—0,4 мм,
680

давление подвижного контакта на неподвижный 300—1000 г (верхний предел
относится лишь к очень быстроходным двигателям).
Магдино. Магдино представляет собой вращающийся маховик с
прикрепленными к нему постоянными магнитами. Обмотка системы зажигания,
осветительная обмотка, прерыватель и конденсатор расположены на общем
основании. Номинальное напряжение 6 в. Для мопедов достаточна
осветительная мощность 3 вт (велосипедная фара с лампой накаливания 6 в, 2,7 вт
и задний фонарь с лампой 6 в, 0,05 а). Осветительная мощность магдино сверх-
Фиг. 17. Схема электрооборудования при наличии генератора с распределителем
батарейного зажигания:
/ — переключатель света; 2 — кнопка сигнала; 3 — переключатель ближнего и дальнего
света; 4 —сигнал; 5 — контрольная лампочка; 6 — выключатель зажигания; 7 —
генератор с прерывателем системы батарейного зажигания; 8 — свеча зажигания; 9 — задний
фонарь; 10 — аккумуляторная батарея.
легких и легких мотоциклов и мотороллеров (с рабочим объемом 125 см'6)
составляет 18—30 вт.
Генераторы с прерывателем-распределителем системы батарейного
зажигания. Такие генераторы имеют вращающийся якорь с дополнительной
маховой массой или без нее. Выключатель зажигания и контрольная лампочка
зарядки аккумуляторной батареи расположены в генераторе (фиг. 17, а)
или в фаре (фиг. 17, б). Реле-регулятор, катущка зажигания, прерыватель
и конденсатор прикреплены к общему основанию. Емкость аккумуляторной
батареи 7 а-ч (при напряжении 6 в); диаметр рефлектора фары 130—160 мм
(верхний предел относится к мотоциклам с рабочим объемом двигателя 175 см?
и болыце). Параметры генератора: 6/25/35; 6/35/45; 6/30/50 и 6/45/60
(напряжение в б/номинальная мощность в em/максимальная мощность в вт).
681

Некоторыми фирмами выпускаются очень компактные генераторы с
прерывателем-распределителем системы батарейного зажигания (малый диаметр),
которые легко могут быть заключены в кожух. Такие генераторы выпускаются
как с автоматами регулировки опережения зажигания, так и без них и
предназначаются для одно- и двухцилиндровых двигателей с рабочим объемом
до 700 см3. Параметры таких генераторов от 6/45/60 до 6/75/100.
Генераторы в сочетании с магнето. В такой системе
электрооборудования преимущества зажигания от магнето сочетаются с преимуществами
генератора постоянного тока. Однако стоимость системы электрооборудования
существенно увеличивается. Генераторы в сочетании с магнето применяют
в двигателях с двумя и более цилиндрами, в особенности при расположении
коленчатого вала параллельно продольной оси мотоцикла (используются,
например, в мотоциклах BMW моделей R51/3 и R67). Генератор работает
с аккумуляторной батареей напряжением беи емкостью 7 или 14 а-ч. В
четырехтактных двигателях с компоновкой по фиг. 7 и 8 привод магнето удобнее
всего осуществлять от распределительного вала, а привод генератора —
от коленчатого вала.
Лампы накаливания. В системах электрооборудования с использсванием генератора
с прерывателем-распределителем системы батарейного зажигания или генератора в сочетании
с магнето применяют лампы 6—8 в. Мощность ламп стояночного освещения и заднего фонаря
1,5 вт, индикаторной лампочки зарядки аккумуляторной батареи при ее расположении в
корпусе фары 2 вт, а при расположении вблизи двигателя 1,5 вт.
При мощности генератора 25, 30 и 35 вт для дальнего и ближнего света используются
лампы Bilux х мощностью 25/25 вт, а при мощности генератора 45 вт лампы Bilux мощностью
35/35 вт.
Электросигналы. Электросигнал должен быть направлен вперед, а не в сторону, как
показано на фиг. 16, так как в последнем случае сигнал оказывается закрытым ногой или
одеждой водителя.
Свечи зажигания. Повышение чисел оборотов и литровой мощности двигателей привело
к тому, что для двигателей с рабочим объемом 125 см3 часто приходится использовать свечи
с калильным числом 225 вместо 175 *. Для двигателей с рабочим объемом цилиндров свыше 250 cms
■ обычно требуются свечи с калильным числом 225. При батарейном зажигании искровой
промежуток между электродами свечи должен составлять 0,7 мм.
Сцепление
Устройство сцепления зависит главным образом от расположения
коленчатого вала и валов коробки передач относительно оси мотоцикла. При
расположении коленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла (см. фиг. 6
и 9) используются исключительно многодисковые сцепления, работающие
в масляной ванне; при этом привод первичного вала коробки передач
осуществляется от коленчатого вала при помощи втулочной или роликовой цепи;
в отдельных случаях используется шестеренчатый привод (шестерня,
сидящая на коленчатом валу, непосредственно сцепляется с шестерней, свободно
сидящей на первичном валу коробки передач, причем последняя соединена
с ведущим барабаном сцепления). Желательно, чтобы сцепление было
расположено на конце коленчатого вала, так как при этом его диаметр получается
значительно меньшим, чем при расположении на первичном- валу коробки
передач (в последнем случае передаваемый сцеплением крутящий момент
увеличивается примерно в 2 раза); кроме того, при расположении сцепления
на конце коленчатого вала его крышке (кожуху) может быть легче придана
«каплеобразная» форма, к которой всегда стремятся. Важным преимуществом,
характерным для расположения коленчатого вала перпендикулярно оси.мото-
цикла, является то, что при этом к сцеплению имеется очень легкий доступ
(достаточно снять крышку с резиновым уплотнением).
При расположении коленчатого вала параллельно оси мотоцикла (см.
фиг. 7 и 8) может быть использовано сухое однодисковое сцепление автомо-
1 Лампа Bilux — двухнитевая с металлическим экраном, задерживающим при включении
ближнего света лучи, направленные на нижнюю часть рефлектора, что предотвращает их
отражение вверх и ослепление Еодителей естречного транспорта. Прим. ред.
* Т. е. более «холсдные» свечи. Прим. ред.
682

бильного типа, а также сухое или работающее в масляной ванне многодисковое
сцепление, причем маховик двигателя одновременно является одним из его
ведущих элементов. Для получения доступа к сцеплению в этом случае
приходится отъединять двигатель от коробки передач, что требует выполнения
большого объема сборочно-разборочных работ. Удобный и легкий доступ
к сцеплению получается в том случае, если при расположении коленчатого
вала параллельно оси мотоцикла валы коробки передач располагаются
перпендикулярно к ней, причем привод ведущих элементов сцепления,
свободно сидящих на первичном валу, осуществляется от коленчатого вала при
помощи конических шестерен со спиральными зубьями. При расположении
на конце коленчатого вала управление сцеплением осуществляется путем
воздействия на рычаг выключения; выключение сцепления, расположенного
на первичном валу коробки передач, производится при помощи толкающей
щтанги, проходящей через полый первичный вал. Сцепление может иметь
одну центральную пружину или 4—6 пружин, симметрично расположенных
по окружности. Удельное давление обычно является более высоким, чем
в автомобильных сцеплениях. Вследствие этого сцепления, работающие
в масляной ванне, очень чувствительны к качеству масла. Высокое
удельное давление приводит к постепенному ослаблению нажимных пружин.
В сцеплении обычно имеются 3—4 диска с фрикционными накладками
из пробки (фиг. 19).
* При расположении коленчатого вала перпендикулярно оси мотоцикла
привод первичного вала коробки передач осуществляется при помощи
цепной передачи (роликовая или втулочная цепь, работающая в масляной ванне).
Втулочная цепь предпочтительнее роликовой, так как в последней поломка
ролика может серьезно нарушить работу всего механизма. При рабочем
объеме двигателя от 250 см3 и выше цепи выполняются двойными (например,
3'8 X /32" Для Двигателя с рабочим объемом 250—350 см3 и 3/8"Х 3/8",
начиная с двигателя с рабочим объемом 500 см3). Желательно, чтобы цепь
имела четное число звеньев. Передаточное отношение между коленчатым
валом двигателя и первичным валом коробки передач обычно составляет
от 2,2 : 1 до 2, 8 : 1 (при выборе этого передаточного отношения необходимо
следить за тем, чтобы передаточное отношение между кик-стартером и
коленчатым валом также получилось приемлемым). Расстояние между центром
коленчатого вала и центром первичного вала при цепной передаче составляет
120—140 мм, а при шестеренчатой передаче 80—100 мм. Выбор этого
межцентрового расстояния А в двигателях с расположением коленчатого вала
перпендикулярно оси мотоцикла (см. фиг. 6 и 9) в значительной степени
определяет общие размеры блока двигателя и коробки передач.
Не следует исходить из заранее выбранного межцентрового расстояния Л, так как в этом
случае при последующем проектировании цепной передачи обычно возникают значительные
трудности, заставляющие в конце концов изменять расстояние А (эти трудности связаны с
получением желаемого передаточного отношения и с тем, что в связи с устройством замка число
звеньев в цепи должно быть четным).
Если обозначим:
zx — число зубьев ведущей звездочки (сидящей на коленчатом валу двигателя);
гг — число зубьев ведомой звездочки (свободно сидящей на первичном валу коробки
передач и соединенной с ведущим барабаном сцепления);
t — шаг цепи;
п — число звеньев,
Если
примем
п 9
А
2
+
—
~т
: = P. z2 — z1=q,-j- = x,
683

то, решив квадратное уравнение
получим
Х1, 2 ="■
причем произведение Х\ и шага t дает искомое межцентровое расстояние при заданном
передаточном отношении —— и заданном числе звеньев п. Задаваясь различными значениями
гъ z2 и п, можно в конце концов получить для А целое число, что наиболее удобно для
производства и облегчает технический контроль. Допуски на межцентроЕое расстояние А должны
быть жесткими; отверстия в картере, определяющие это межцентровое расстояние, должны
сверлиться на двухшпиндельном сверлильном станке при соединенных между собой
половинках картера.
Произведя несколько вариантов расчета, всегда можно получить для А целое число
в интервале А = 120 -f- 140 мм. Регулировку межцентрового расстояния А можно не
предусматривать.
Коробка передач, механизм переключения, кик-стартер
На мотоциклах рычаг ножного переключения передач и рычаг
кик-стартера располагаются на левой стороне (см. фиг. 5). В ранних конструкциях
коробка передач выполнялась в отдельном картере, который крепился к раме
или к картеру двигателя таким образом, что межцентровое расстояние между
коленчатым валом и первичным валом коробки передач можно было
регулировать; передача между коленчатым валом и первичным валом осуществлялась
при помощи цепи, причем эту цепь приходилось закрывать особым кожухом.
Такая конструкция еще встречается на гоночных мотоциклах и на некоторых
дорожных мотоциклах, особенно английского производства. Почти
повсеместно принято размещение двигателя и коробки передач в одном блоке
(см. фиг. 6), хотя следует указать, что при современном уровне развития
конструкции мотоциклов выполнение коробки передач в отдельном картере
с фланцевым креплением к картеру двигателя является по ряду соображений
более желательным. Развитие конструкции в этом направлении (т. е. в
направлении конструктивной схемы, принятой на автомобилях) является вполне
вероятным.
Валы коробки передач в подавляющем большинстве случаев
располагаются перпендикулярно оси мотоцикла, причем сцепление может находиться
как на коленчатом валу двигателя, так и на первичном валу коробки передач.
Такое расположение валов следует предпочитать расположению параллельна
оси мотоцикла даже в том случае, когда коленчатый вал расположен именно
таким образом.
Общее передаточное отношение между коленчатым валом двигателя и
задним ведущим колесом iges почти всегда складывается из передаточных
отношений трех последовательных передач: передаточного отношения ip между
коленчатым валом и первичным валом коробки передач, переменного
передаточного отношения 1WQ в коробке передач и передаточного отношения 1а
между вторичным валом коробки передач и задним колесом, причем
i обычно составляет 2,2—2,8. При цепной задней передаче в мотоциклах
с рабочим объемом двигателя 100—175 см3 ^ - 3 ч- 3,5, а при большем
рабочем объеме двигателя 2,4-^-2,75. При карданной передаче на заднее
колесо 1а = 3,5 -г- 4,75. Значение iges в зависимости от рабочего объема
двигателя приведены в табл. 2.
684

Таблица 2
Передаточное отношение iges в зависимости от рабочего объема двигателя
Передача
Рабочий объем двигателя в см3
125
175 (200)
250
350
500—600
без
коляски
с
коляской
Первая .
Вторая .
Третья .
Четвертая
20—24
10—13
7—9
7
20-22
12—14
8—10
6—7
14—16
9—10
7—8
5,5-6,5
12—14
8—9
6—7
4,5—5
12-14
8—9
6—7
4,5—5
16—17
10—11
8—9
5,5—6,5
При благоприятной скоростной характеристике двигателя (соответствующее протекание
кривой крутящего момента в диапазоне малых и средних чисел оборотов) для мотоциклов
с общим рабочим объемом двигателя до 200 см3 вполне достаточно иметь трехступенчатую
коробку передач даже и при одноцилиндровом двигателе. Установка четырехступенчатой
коробки передач вряд ли оправдана уже хотя бы потому, что это влечет за собой значительное
удорожание конструкции. Кроме того, 75% водителей мотоциклов с четырехступенчатыми
коробками передач трогаются с места на второй передаче, т. е. фактически обходятся тремя
передачами.
Коробка передач
В коробке передач применяют шестерни с эвольвентным зацеплением
и с углом зацепления 20°. Компактность конструкции заставляет применять
корригированное зацепление со смещением инструмента, так как только
в этом случае при малых межцентровых расстояниях и заданных
передаточных отношениях могут быть получены шестерни с достаточно прочными
зубьями (без или почти без подрезания). Так как в мотоциклах вследствие
более шумной, чем в автомобилях, работы двигателя требования к
бесшумности работы коробки передач не особенно высоки, то отделка (доводка)
зубьев шестерен по сравнению с шестернями автомобильных коробок передач
упрощается. Для шестерен и валов используются цементуемые легированные
стали, главным образом хромомарганцевые. Втулки шестерен, свободно
сидящих на валах, изготовляют из бронзы; непосредственное трение
скольжения стали по стали, которое происходит при свободной посадке шестерни
на вал без бронзовой втулки, вследствие характерной для мотоциклов не
особенно совершенной системы смазки сопряжено с некоторым риском.
Менее ответственные детали выполняют из обычных цементуемых сталей;
ведомая звездочка заднего колеса (при цепном приводе на ведущее колесо)
изготовляется из простой или малолегированной стали.
Межцентровое расстояние между первичным и вторичным валами в
трехступенчатых коробках при рабочем объеме двигателя до 175 см3 составляет
35—40 мм и в четырехступенчатых коробках при рабочем объеме двигателя
до 600 см3 достигает 45—50 мм\ расстояние между подшипниками обоих
валов в трехступенчатых коробках составляет 80—90 мм,'а в
четырехступенчатых 100—110 мм. Приведенные выше размеры указывают, что
конструкция мотоциклетной коробки передач является в высшей степени
компактной.
На фиг. 18 схематически изображены расположение шестерен и механизм
переключения трехступенчатой коробки передач. Обращают на себя внимание
перекрестное расположение закрепленных на валах шестерен а и / и свободно
сидящих шестерен с и d (1 — первичный вал, 2 — промежуточный вал),
а также наличие находящихся в постоянном зацеплении и скользящих вдоль
валов шестерен Ь и е, соединенных с вилкой каретки (при помощи шестерен Ь
ней производится переключение передач). Ведущая звездочка задней
передачи (справа) жестко вращается вместе с шестерней с. Передаточные
отношения обычно составляют: на первой передаче от 2,75 до 3,5, на второй —
от 1,5 до 1,75, на третьей — 1,0.
685

Нейтральное положение (фиг. 18) получается при перемещении пары
подвижных шестерен Ь и е влево настолько, что шестерня Ь сходит со шлицев.
Первая передача: дальнейшее перемещение влево шестерен бив до тех пор,
пока торцовые зубья шестерни е войдут в зацепление с шестерней d (передача
крутящего момента через шестерни а — d — / — с). Третья передача:
перемещение шестерен b и с вправо до тех пор, пока торцовые зубья шестерни Ь
войдут в зацепление с шестерней с (передача крутящего момента:
вал / — Ь — с).
На фиг. 19 показана четырехступенчатая коробка передач со
сцеплением, механизмом переключения и кик-стартером с цепной передачей на
заднее колесо.
Фиг. 18. Трехступенчатая коробка передач с ножным механизмом
переключения. Включена вторая передача (передача крутящего
момента через шестерни Ъ—е—/—с).
Характерным в этой четырехступенчатой коробке является
перекрестное расположение вблизи концов первичного вала 1 и промежуточного вала 2
закрепленных на валах шестерен а и h и свободно сидящих шестерен d и еУ
а также перекрестное расположение свободно сидящих шестерен b и g и
шестерен си/, скользящих по шлицам вдоль валов. Шестерни с и /
передвигаются вдоль валов в противоположных направлениях при помощи двух
вилок переключения и сцепляются с соседними шестернями b и d или е и g.
Четвертая передача (получаемая при сцеплении шестерен cud) является
прямой. Передаточные отношения обычно составляют: на первой передаче —
от 2,5 до 3,0, на второй — от 1,5 до 2,0, на третьей — от 1,5 до 1,2, на
четвертой — 1,0.
При подобной же конструкции, но при другой схеме зацепления шестерен
третья передача может быть выполнена прямой (шестерня с сцепляется с
шестерней d), а четвертая передача — ускоряющей (крутящий момент передается
через шестерни а — е—h — d), причем в этом случае, кроме того,
упрощается сам процесс переключения передач. При валах коробки передач,
расположенных параллельно оси мотоцикла, система первичного и
промежуточного валов до сих пор не нашла применения. В этом случае первичный
вал с четырьмя закрепленными на нем шестернями приводится во вращение
от коленчатого вала, а вторичный вал с четырьмя свободно сидящими на нем
686

шестернями и расположенными между ними двумя муфтами включения
передач соединяется с карданным валом, при помощи которого
осуществляется передача на заднее колесо (BMW). В отличие от описанного выше
иногда связь между первичным и вторичным валами осуществляется не
шестернями, а цепной передачей со втулочной цепью; в этом случае конструктор
Фиг. 19. Четырехступенчатая коробка передач с ножным механизмом
переключения (показано нейтральное положение).
более свободен в выборе межцентрового расстояния между первичным и
вторичным валами. Смазку коробок передач следовало бы осуществлять при
помощи специальных масел, рассчитанных на высокие удельные давления
между трущимися деталями; однако в большинстве случаев 'грна
осуществляется обычными маслами.
Механизм переключения
1ри рабочем объеме двигателя от 125 см8 и выше устраивается ножное
переключение передач; наряду с этим при наличии двух- или
трехступенчатой коробки передач в мопедах, сверхлегких мотоциклах и мотороллерах
переключение иногда осуществляется при помощи вращающейся рукоятки.
Левое расположение педали ножного переключения передач, а также схема
переключения предписываются стандартом. Нейтральное положение педали
переключения находится между первой и второй передачами. Во всех
конструкциях механизма ножного переключения передач педаль после каждого
переключения возвращается в исходное положение, причем ход педали
должен составлять 20—25 мм. Указателем нейтрального положения педали
переключения служат стрелка или индикаторная лампочка, расположенные
в фаре; включенная передача указывается стрелкой указателя,
расположенного на картере коробки передач.
Конструкция механизма переключения, в особенности в
четырехступенчатых коробках, является довольно сложной. Вилки переключения (две
при четырехступенчатой и одна при трехступенчатой коробке) приводятся
в движение при помощи кривошипа с собачками, храповика и сектора,
причем все эти детали должны быть выполнены с максимальной точностью;
после каждого переключения кривошип с собачками и педаль возвращаются
в исходное положение, а храповик и сектор остаются в положении
включенной передачи. Механизм переключения расположен внутри коробки передач
или, что предпочтительнее, вне ее (удобнее всего располагать механизм
переключения в отсеке передней передачи, так как в этом случае для доступа
к нему достаточно снять левую крышку — см. фиг. 6).
687

Конструкция механизма переключения показана на фиг. 20.
При ножном переключении водитель не может так же хорошо чувствовать
переключение передач, как при пользовании ручным рычагом,
расположенным на бензиновом баке; вследствие этого конструкция ножного механизма
переключения, а также и всей коробки передач должна обеспечивать легкое
включение любой передачи, причем важно, чтобы ход педали (и,
следовательно, скользящих вдоль вала шестерен) был небольшим. Так например,
при обычно принятой конструкции (см. фиг. 19) (передача крутящего момента
через шестерни а — е на первой передаче, через шестерни b — / — на вто-
Фиг. 20. Устройство механизма переключения и кик-стартера
четырехступенчатой коробки передач, изображенной на фиг. 19.
рой и шестерни с — g — на третьей передаче и наличие шестерен постоянного
зацепления h — d) ход скользящих вдоль валов шестерен получается
меньшим, чем при передаче крутящего момента через шестерни с — g на второй
передаче и шестерни Ь — / — на третьей (в этом случае ход скользящих
шестерен для включения второй и четвертой передач получается в 2 раза
большим, чем в первом случае); однако во втором случае обе скользящие
шестерни (/ и с) приходится приводить в движение лишь для включения
третьей передачи, в то время как при обычной конструкции (первый случай)
скользящие шестерни f я с приходится одновременно приводить в движение
с помощью вилок переключения при включении всех передач, кроме первой.
Кик-стартер
Кик-стартер с ножным приводом расположен на левой стороне мотоцикла.
Длина рычага кик-стартера составляет 150—170 мм, а угол поворота его
вала—120°. Поворот педали кик-стартера обычно происходит в
вертикальной плоскости, параллельной оси мотоцикла, по направлению к заднему
колесу; поворот в плоскости, перпендикулярной к оси мотоцикла, является
нежелательным, так как в этом случае водителю приходится каждый раз
сходить с мотоцикла. Механизм кик-стартера почти всегда расположен в
отсеке передней передачи (в конструкциях с параллельным расположением
коленчатого вала и вала коробки передач перпендикулярно оси мотоцикла —
см. фиг. 6, 9), что, однако, обычно приводит к увеличению длины картера
двигателя.
Конструкция. Зубчатый сектор, сидящий на валу кик-стартера,
находится в зацеплении с шестерней k кик-стартера, свободно сидящей на первич-
688

ном валу; торцовые зубья этой шестерни, в свою очередь, входят в
зацепление с торцовым зубчатым венцом /, прикрепленным к ведомой звездочке
передней передачи. Шестерня k нагружена центральной пружиной т (см.
фиг. 19). Как только двигатель будет пущен и ведущим звеном в
кинематической паре k — / становится торцовый зубчатый венец /, шестерня k и венец I
расцепляются. Подобная же конструкция используется и при расположении
сцепления на конце коленчатого вала (см. фиг. 9) (принцип муфты свободного
хода). Передаточное отношение между кик-стартером и коленчатым валом
двигателя должно быть таким, чтобы при повороте вала кик-стартера на 120°
коленчатый вал совершал по крайней мере один полный оборот. Пер
даточное отношение кик-стартера
где i0 — отношение числа зубьев сектора к числу зубьев шестерни
кик-стартера;
it — передаточное отношение передней передачи.
При небольшом рабочем объеме двигателя (100—200 см3) достаточно иметь
*st = 3,2 -н 3,5; при рабочем объеме двигателя от 250 см3 и выше необходимо
иметь ist = 3,5 -f- 3,8.
Пример. Для одноцилиндрового двигателя с рабочим объемом 250—350 см3 или для двух*
49
цилиндрового двигателя с рабочим объемом 350—600 см3 имеем: ix= 2,19; /9 = nq = 1,68;
таким образом, iSf — 3,7.
В тех случаях, когда в картере предусмотрен упор для зубчатого сектора при
повернутой до отказа педали кик-стартера, последний зуб сектора в этом положении обязательно
должен быть выведен из зацепления с шестерней k кик-стартера. В противном случае при
случайном вхождении зубчатого сектора во время движения в зацепление с шестерней k
и при вращении последней вместе с валом (что может произойти, например, из-за заедания
между втулкой шестерни и валом) неизбежно заклинивание всей силовой передачи от
коленчатого вала до заднего колеса.
Возможны также и другие конструктивные варианты.
Зубчатый сектор кик-стартера входит непосредственно в зацепление
с одной из шестерен коробки передач или элементы кик-стартера
непосредственно встроены в эту шестерню. Шестерни при этом постоянно связаны
с валом, на котором расположено сцепление, так как пуск двигателя должен
осуществляться при нейтральном положении педали переключения передач.
Должны быть также предусмотрены выход зубчатого сектора из зацепления
с шестерней при отпущенной педали кик-стартера и возможность более
быстрого вращения ведомого вала по отношению к кик-стартеру.
Передача на заднее колесо (задняя передача)
Мопеды. Привод заднего (или переднего) колеса осуществляется при
помощи прорезиненного клиновидного ремня, роликовой цепи или
непосредственно при помощи приводного ролика (фрикционная передача). Последний
вид передачи получает все более широкое применение.
Мотоциклы. Обычные размеры цепей, применяемых на мотоциклах:
Рабочий объем двигателя в ель3
Размеры цепей в дюймах . . .
(100)
V2X8/ie
125
V2XV4
175
(200)
V2XV16
250
V2X6/i6
350
5/8XV4
500
5/8Х3/5
В отношении кинематики цепная передача безупречно работает лишь
при отсутствии задней пружинной подвески. Износ цепи (если она не закрыта)
довольно значителен. Удовлетворительная конструкция закрытой цепи
(в особенности при наличии задней пружинной подвески) встречается лишь
в очень немногих конструкциях (фиг. 26).
44 Бюссиен 644 689

Фиг. 21. Шестеренчатый привод заднего ведущего колеса через трехступенчатую
коробку передач (мотороллер Vespa).
Фиг. 22. Карданная
передача на заднее ведущее
колесо через трехступенчатую
коробку передач. Имеется
двойная главная передача
(мотороллер Lambretta).
690

В дальнейшем в мотоциклах, по крайней мере с рабочим объемом
двигателя от 250 см3 и больше, будут все более часто использовать карданную
передачу на заднее колесо (пока карданную передачу имеет лишь неболь-,
шое число моделей, причем преимущественно при рабочем объеме двигателя
от 500 см2 и выше). Стоимость карданной передачи значительно превышает
стоимость цепной (при расположении валов коробки передач параллельно
оси мотоцикла необходимы 1—2 пары, а при расположении их
перпендикулярно оси мотоцикла в зависимости от расположения коленчатого вала —
2—3 пары конических шестерен со спиральными зубьями), однако при
карданной передаче можно без ухудшения кинематики осуществлять любую
конструкцию задней подвески и существенно повышать надежность мотоцикла
в эксплуатации.
Мотороллеры. В мотороллерах привод на заднее колесо почти всегда
выполняется закрытым (при расположении двигателя непосредственно у
заднего колеса или перед ним это довольно легко осуществимо). На фиг. 21
изображен непосредственный шестеренчатый привод итальянского
мотороллера модели Vespa (Piaggio, Pontedera); на фиг. 22 показан карданный
привод итальянского мотороллера модели Lambretta. Оба эти мотороллера
считаются лучшими также и потому, что конструкция передачи на заднее колесо
очень удачна.
РАМА И ХОДОВАЯ ЧАСТЬ
Рама и ходовая часть состоят из рамы с задней подвеской, передней вилки,
колес, тормозов, бензинового бака, седла, грязевых щитков, освещения *.
Требования, предъявляемые к раме и ходовой части, следующие:
Малый вес и простота в сочетании с большим сроком службы. Прочность
и жесткость рамы. Рама должна быть несущей, т. е. при снятии силового
агрегата ходовая часть не должна распадаться на отдельные части или терять
свою жесткость. Минимальное число сварных швов и сочленений. Трубы
или штампованные профили, взаимозаменяемость колес, упругая подвеска
всех колес (желательно с амортизаторами), удобная подставка, регулируемые
седла, хорошая система освещения, удобный доступ к точкам смазки.
Хромировать следует лишь немногие части (руль, ободок фары, пружины седел,
ободья, выпускные трубы, фирменные знаки), однако хромирование должно
быть качественным.
Колеса и подвеска
Передняя вилка и переднее колесо
Устройство рулевого управления в мотоцикле такое же, как на
велосипеде. Стержень рулевой колонки вращается в рулевой колонке, которая
наклонена по отношению к дороге под углом а. Стержень вращается на двух
упорных шарикоподшипниках, расстояние между которыми должно
составлять по крайней мере 150 мм. Зазор в подшипниках в осевом направлении
приводит к ухудшению устойчивости при езде.
В мотоциклах ось переднего колеса, как и в велосипедах, крепится
в перьях передней вилки; в мотороллерах, напротив, ось прикреплена лишь
с одной стороны в единственном пере «полувилки», что позволяет очень
быстро снять колесо. Применение такой удобной конструкции в мотоциклах
пока не может иметь места, так как диаметр их колес все еще составляет
19" (у мотороллеров диаметр колес 8"), и при одностороннем креплении оси
колеса последняя оказалась бы нагруженной значительно большим
изгибающим моментом. Однако в связи с тенденцией к уменьшению диаметра
колес мотоциклов до 16—17" использование конструкции с односторонним
1 Освещение обычно относят к системе электрооборудования. Прим. ред.
44* 691

креплением оси переднего колеса может найти широкое применение. В
конструкциях передних вилок и передних подвесок стремятся к тому, чтобы
при наездах на препятствия центр колеса перемещался по направлению
равнодействующей сил реакций дороги. Этим и объясняется почти всеобщий
переход на телескопические передние вилки, весьма чувствительные к
изменению угла наклона рулевой колонки. Параллелограммные
трапециевидные передние вилки с верхними и нижними качающимися рычагами
одинаковой или различной длины (длина рычагов в таких вилках определяет
траекторию перемещений центра переднего колеса) вышли из употребления,
так как они являются недостаточно износоустойчивыми (наличие четырех
сравнительно быстро изнашивающихся шарнирных соединений). Наилуч-
Фиг. 23. Телескопическая передняя вилка
фирмы BMW.
Фиг. 24. Маятниковая передняя подвеска
с неподвижными трубами.
шими являются вилки, не имеющие открытых движущихся частей
(телескопические вилки и другие близкие к ним конструкции).
На фиг. 23 показана телескопическая вилка фирмы BMW. Упругими элементами служат
спиральные пружины с прогрессивной характеристикой, работающие как на сжатие, так
и на растяжение. Установлены гидравлические амортизаторы (цилиндр и плунжер правого
амортизатора видны в нижней части наконечника правого пера). Поверхность подвижных
наконечников перьев хонингуется; наконечники скользят по втулкам, изготовленным из
мягкого металла. Для смазки, а также для работы амортизаторов используется масло вязкостью
по Энглеру 6° (при 50° С). Зимой желательно несколько разжижать масло для того, чтобы
оно не теряло подвижность (во избежание слишком жесткой работы амортизатора).
Расстояние между трубами вилки должно составлять по крайней мере 160 мм.
Детали передней вилки штампуются из легких сплавов, выполняются литыми из
силумина (с применением метода литья в кокиль) или изготовляются из стали. Ход
наконечников перьев передней вилки должен составлять 150—160 мм (ход ограничивается
расстоянием между грязевым щитком, перемещающимся вместе с центром колеса, и нижней
поперечной траверсой). Жесткость большинства телескопических вилок по отношению к силам,
действующим перпендикулярно к плоскости колеса (т. е. по отношению к поперечным силам),
совершенно недостаточна, что является одним из органических недостатков, присущих данной
конструкции. Телескопическая вилка наиболее удобна для встраивания в каждое из ее двух
перьев гидравлического амортизатора. Использование телескопической вилки при
одностороннем креплении оси колеса (т. е. телескопической полувилки) представляется весьма
проблематичным (за исключением варианта расположения обоих перьев по одну и ту же сторону
переднего колеса).
Начиная примерно с 1949 г., стала входить в употребление маятниковая
подвеска переднего колеса (фиг. 24, 27, 30). Колесо, подвешенное на двух
параллельных маятниковых рычагах, качается относительно оси,
расположенной позади его центра. Упругие элементы и амортизаторы размещены,
692

как и в телескопической вилке, в неподвижных прямых трубах. Маятниковые
рычаги шарнирно соединены с расположенными в трубах пружинами.
Подобная же подвеска, но с той существенной разницей, что колесо качается
относительно оси, расположенной впереди его центра, используется и на
мотороллерах различных моделей. В этом случае при торможении передним
тормозом передняя часть мотороллера опускается; то же самое происходит
при наезде переднего колеса на препятствие; резкое опускание передней
части может вызвать падение водителя. Редко встречается конструкция
маятниковой подвески, при которой колесо качается относительно оси,
расположенной в передней части рамы.
К рулевому управлению относится также рулевой амортизатор. Его назначением является
гашение возникающих при быстрой езде поперечных колебаний передней вилки. Обычно
он представляет собой фрикционный амортизатор, состоящий из нескольких нагруженных
пружиной дисков трения, которые могут быть сжаты между собой при помощи барашка.
Барашек или маховичок рулевого амортизатора обычно расположен в верхней части вилки
на уровне руля.
Задняя подвеска
В мопедах довольно часто встречается жесткая подвеска заднего колеса,
хотя в мотоциклах и мотороллерах она не применяется. При подрессоренном
заднем колесе водитель и пассажир меньше подвержены тряске, поэтому
езда является менее утомительной. Кроме того, вследствие почти
непрерывного контакта ведущего колеса с.дорогой мотоцикл с подрессоренным задним
колесом при одной и той же мощности двигателя будет двигаться по неровной1
дороге с большей скоростью, чем мотоцикл с жесткой подвеской заднего
колеса, так как ведущее колесо последнего будет некоторую часть времени
буксовать в воздухе.
Теоретически возможные конструктивные варианты задней рессорной
подвески, используемые в конструкциях мотоциклов и мотороллеров,
следующие:
1) телескопическая подвеска с вертикальным перемещением оси заднего
колеса;
2) то же с перемещением оси заднего колеса по наклонной прямой;
3) телескопическая подвеска с перемещением оси заднего колеса по дуге
окружности (с телескопическими трубами соответствующей формы);
4) шарнирно-рычажная маятниковая подвеска с перемещением оси
заднего колеса по дуге окружности;
5) шарнирно-рычажная параллелограммная или трапециевидная
подвеса оси заднего колеса.
Кроме перечисленного, возможны и различные другие конструктивные
варианты.
Упругими элементами задней подвески могут являться: спиральные
пружины, плоские пружины (рессоры,) торсионы, резиновые втулки и
комбинации всех этих элементов.
Выбор того или иного варианта задней подвески в значительной мере
определяет форму и конструкцию рамы, а также установку силового
агрегата (расположение коленчатого вала двигателя параллельно или
перпендикулярно оси мотоцикла или мотороллера), тип передачи на заднее колесо
и т. п. Наиболее широкое распространение получила* телескопическая
подвеска с вертикальным перемещением оси заднего колеса (свечная подвеска),
так как она может быть выполнена при обычно используемых рамах (как
одинарных, так и двойных).
При цепной передаче на заднее колесо телескопические трубы должны иметь небольшой
наклон вперед с тем, чтобы при перемещениях оси колеса натяжение цепи оставалось
неизменным, или крепление задней оси должно быть осуществлено таким образом, чтобы при
деформации пружин подвески она могла бы перемещаться на 5—10 мм в горизонтальной
плоскости. Наилучшим образом отвечает предъявляемым к ней требованиям задняя подвеска
с вертикальными телескопическими трубами, выполненная по типу подвески, изображенной
693

taa фиг. 25. Элементы подвески находятся вблизи средней плоскости мотоцикла, все опоры
Ъшеют достаточные поперечные сечения и конструкция в целом хорошо приспособлена к
восприятию сил и моментов, возникающих как от силы тяги, так и при торможении.
Упругими элементами служат спиральные пружины с прогрессивной характеристикой,
работающие как на сжатие, так и на растяжение. Амортизаторы отсутствуют. Смазка
производится через пресс-масленки.
Подобная подвеска рассчитана лишь на карданную передачу к заднему колесу.
На фиг. 28 изображена шарнирно-рычажная маятниковая* подвеска с перемещением
оси заднего колеса по дуге окружности путем использования закрепленных в задней части
рамы качающихся (маятниковых) рычагов. Упругими элементами могут являться
спиральные пружины или торсионы, расположенные в трубах рамы, или резиновые втулки,
работающие на кручение (последние могут быть установлены в шарнирах). Такая конструкция
приводит к отходу от обычной трубчатой рамы велосипедного типа (фиг. 28). Мотоцикл,
изображенный на фиг. 28, имеет как маятниковую заднюю подвеску, так и маятниковую переднюю
вилку. Наименьшие затруднения при присоединении прицепной коляски возникают при
использовании задней подвески, изображенной на фиг. 25. Амортизаторы в задней подвеске
Мотоциклов пока еще встречаются довольно редко; в более или менее дорогих мотороллерах
их установка стала общим правилом.
В мотоциклах и мотороллерах в связи со значительным изменением
распределения веса между передней и задней осями, вызываемым наличием
пассажира на заднем седле, особенно важно иметь подвеску с прогрессивной
характеристикой. Это может быть достигнуто использованием пружин с
переменным шагом витков или наличием главной и вспомогательной пружин.
При наличии карданной передачи на заднее колесо может быть
использована любая конструкция задней подвески, так как благодаря наличию
в карданном приводе упругой соединительной муфты и карданного шарнира
он продолжает нормально работать при любом характере перемещений оси
заднего колеса. Однако так как конструкция подвески в значительной мере
определяет общий вид машины, то естественно ожидать в недалеком
будущем полного отказа от цепной передачи на заднее колесо (как в открытом,
так и в закрытом исполнении).
Рамы
В прошлом рамы мотоциклов изготовлялись трубчатыми (плоскими или
двойными) и закрытыми или открытыми в нижней части, причем задняя
часть рамы крепилась к основной раме при помощи болтов или сварки.
Для выполнения такой конструкции рамы, все еще имеющей широкое
распространение (круглые или овальные трубы, а также штампованные профили),
требуется лишь простое заводское оборудование (устройство для изгибания
труб и штампованных профилей, аппараты для автогенной сварки). Рама
должна быть выполнена прочной и жесткой; на ней легко монтируется
задняя пружинная подвеска по типу подвески, изображенной на фиг. 25, что
тоже является существенным. Рамы выполняются почти исключительно
сварными; задняя часть иногда прикреплена к основной раме на болтах. В
плоских рамах опасным является сечение переднего подкоса в 5 еж от головки
рамы (в этом месте иногда появляются усталостные трещины). Трубчатые
рамы описанного типа все еще применяются в высококачественных
конструкциях мотоциклов (фиг. 26 и 27); наибольшее распространение они имеют
в Англии.
Для изготовления двойных рам из штампованных профилей, сваренных
в продольной плоскости, в некоторых случаях открытых внизу или вверху
(рамы мотороллеров), требуется дорогое заводское оборудование (прессы,
штампы, различная оснастка, а при массовом производстве также и
сварочные машины).
Таким образом, использование разнообразных конструкций рам
объясняется не только свойственными той или иной конструкции техническими
преимуществами, но также и экономическими соображениями. При
использовании задней рессорной подвески различных видов во многих случаях
нужно переходить от закрытой трубчатой рамы обычной конструкции к откры-
694

Фиг. 25. Телескопическая
задняя подвеска фирмы
BMW.
Фиг. 26. Мотоцикл BDG 250
Triumph. Закрытая цепная
задняя передача.
Двухтактный двухцилиндровый
двигатель с параллельным
расположением цилиндров,
имеющих общую камеру сгорания.
Размер шин 3,25—19.
Фиг. 27. Мотоцикл Motor
DelHno. Цепная задняя
передача. Размер шин 3,50—15.
695

той внизу раме (фиг. 28), вследствие чего требуется использование прочных
и жестких штампованных профилей. Рама из таких профилей (но открытая не
снизу, а сверху) применяется на итальянском мотороллере Vespa.
Фиг. 28. Мотоцикл NSU-Fox. Цепная задняя передача.
Одноцилиндровый четырехтактный двигатель с рабочим объемом 100—125 см3. Размер
шин 2,50—19.
Рамы мопедов и мотоциклов
На мопедах в связи с нежелательностью увеличения веса используются
обычные велосипедные рамы, в некоторых случаях несколько усиленные.
На фиг. 26 изображен мотоцикл с трубчатой рамой обычного типа (трубы
в напряженных местах имеют эллиптическое сечение) и телескопической
задней подвеской с вертикальным перемещением оси колеса. На фиг. 27"
показан итальянский мотоцикл с рамой из труб эллиптического сечения
и маятниковой подвеской как переднего, так и заднего колеса. Закрытый
четырехтактный одноцилиндровый двигатель имеет рабочий объем 150 см^
и принудительное воздушное охлаждение. Двигатель расположен
непосредственно перед задним колесом (место впереди двигателя может быть
использовано для размещения багажа). На фиг. 28 изображен мотоцикл с открытой'
внизу рамой из штампованных профилей и маятниковой подвеской как
заднего, так и переднего колеса.
Рамы мотороллеров
Общий вид мотороллера изображен на фиг. 29. Характерна , особенности:
основные агрегаты и устройства отнесены вперед и назад, свободная посадка,.
Фиг. 29. Мотороллер NSU-Lambretta. Трубчатая рама с обтекателем, маятниковые передняя
(с расположением оси колеса позади оси качания маятникового рычага) и задняя подвески.
Двухтактный двигатель с рабочим объемом 125 см3. Карданная задняя передача. Размер
шин 4,00—8.
696

закрытый силовой агрегат, защитный грязевой щиток вдоль рамы от руля<
до заднего колеса, колеса малого диаметра. Рама, как и в мотоциклах,
выполняется трубчатой или изготовляется из штампованных профилей. Последний
вид рамы является для мотороллеров наиболее целесообразным. На фиг. 30'
показан итальянский мотороллер с центральным расположением силовога
агрегата (горизонтальный
двигатель, закрытый металлическим '
кожухом) и с колесами довольно
большого диаметра.
Грязевые щитки
На большинстве мотоциклов
используются грязевые щитки обычного
велосипедного типа (фиг. 23, 25, 26, 28). Шитки
мотороллеров яеляются гораздо более
совершенными; примером могут служить
шитки мотороллеров, изображенных на
фиг. 29 и 30. Однако и на мотоциклах
следует закрывать как переднее, так и
заднее колесо хотя бы до обода
(ухудшения проходимости это не вызовет, а в то Фиг. 30. Мотороллер Galetto (Moto Guzzi). Маят-
же время будет достигнуто улучшение за- никовые передняя и задняя подвески. Цепная,
щиты водителя и пассажира от грязи и задняя передача. Горизонтальный одноцилин-
улучшение внешнего Еида). Задний гря- дровый четырехтактный двигатель с рабочим
зевой щиток для облегчения снятия зад- объемом 160 смг. Открытая сверху рама,,
него колеса обычно делается откидным. Размер шин 3,00—17.
Прицепные коляски
Прицепная коляска представляет собой одноколесный экипаж, не
пригодный для самостоятельного использования. Рама коляски почти всегда имеет
трубчатую конструкцию. Крепление коляски к мотоциклу в большинстве
случаев осуществляется в трех точках. Кузову коляски придается
обтекаемая форма. Места креплений коляски: вблизи оси заднего колеса, под седлом,
водителя и в нижней части рамы или вблизи картера двигателя. Крепления'
быстросъемные, осуществляются стойками и цанговыми зажимами к шаровым
головкам рамы мотоцикла. Колесо коляски обычно выполняется
подрессоренным (наряду с этим все еще встречаются коляски с жестким креплением
колеса в раме). Колесо коляски редко оснащается тормозом. Для езды в
условиях плохих дорог колесо коляски должно быть ведущим (например, на
некоторых военных мотоциклах). Кузов изготовляется из нескольких стальных
листов, сваренных между собой точечной и газовой сваркой. Дверь обычно*
отсутствует (посадка производится через борт кузова). Кузов коляски имеет
прозрачный ветровой щиток из органического стекла. В задней части кузова
расположен багажник. Вес мотоциклетной коляски составляет 50—80 кг,
а коляски для мотороллера — менее 50 кг. Колесо коляски стоит под
небольшим углом к плоскости колес мотоцикла (схождение), что компенсирует
боковое усилие, создаваемое коляской. Кроме того, для легкого
управления мотоциклом с коляской необходимо несколько отклонить мотоцикл
от вертикальной плоскости в сторону, противоположную коляске. Ось колеса
коляски должна быть вынесена на 150 мм вперед по отношению к оси заднего
колеса мотоцикла, чем облегчается поворот мотоцикла. Прицепная коляска
средних размеров увеличивает лобовую площадь примерно на 30%, отсюда;
заметное снижение максимальной скорости по сравнению с мотоциклом
без коляски (независимо от увеличения веса при нахождении в коляске*
пассажира). Удовлетворительные результаты при постоянной эксплуатации
мотоцикла с прицепной коляской получаются лишь при рабочем объеме
двигателя от 500 см3 и выше, причем в этом случае общее передаточное
отношение силовой передачи должно быть выше, чем в мотоцикле-одиночке.
697

ГОНОЧНЫЕ МОТОЦИКЛЫ
Мотоциклы-одиночки имеют рабочий объем двигателя до 125, 250, 350
Ш 500 см3; мотоциклы с большим рабочим объемом используются с колясками.
"Существуют гоночные мотоциклы для гонок по кольцевому маршруту,
по горной местности и для рекордных скоростных заездов. Иногда в гонках
принимают участие и мотороллеры, однако в этом случае они должны быть
несколько переделаны — бензиновый бак в них должен быть расположен
также, как в мотоциклах (это необходимо для того, чтобы на высоких
скоростях водитель мог прижиматься коленями к бензиновому баку, что делает
управление машиной более уверенным).
Рабочий вес гоночных мотоциклов немного ниже рабочего веса дорожных
мотоциклов соответствующего класса или такой же. При использовании
двигателей с наддувом вес гоночных мотоциклов часто получается даже большим,
так как приходится возить значительный запас топлива. Рабочий вес
мотоцикла с рабочим объемом двигателя 500 см3 при использовании двигателя
с наддувом доходит до 200 кг.
В то время как литровую мощность двигателей дорожных мотоциклов
относят к 2V2—5-минутному режиму (см. фиг. 2), т. е. имеют в виду, что
двигатель отдает максимальную мощность при движении мотоцикла с
максимальной скоростью по ровной дороге в течение 21/2—5 мин., двигатели гоночных
мотоциклов всех классов при езде по замкнутому кругу редко работают без
перерыва на режиме максимальной мощности дольше чем 21/2 мин., а в
большинстве случаев — всего лишь около 1 мин. При заездах на установку нового
рекорда время работы двигателя на режиме максимальной мощности
составляет около V2 мин. Для гоночных четырехтактных двигателей с наддувом
ии без наддува литровая мощность соответственно составляет:
три 21/2-минутном режиме 130—140 и 100—110 л. с./л
„ 1-минутном „ 140—150 „ 110—120 „
„ ^минутном „ 180—200 я 120—130 „
В гоночных двухтактных двигателях подобные значения литровой
мощности могут быть достигнуты лишь при рабочем объеме до 350 см3 при
несимметричной диаграмме распределения и использовании вращающихся
золотников, когда объем свежего заряда, поступающего в цилиндр, значительно
превосходит объем самого цилиндра (т. е. когда коэффициент наполнения
значительно больше, чем 1,0). По табл. 3 можно составить представление
о максимальных скоростях, которые могут быть достигнуты на гоночных
мотоциклах без обтекателей при 1-минутном режиме. На гоночных мотоциклах
с обтекателями, предназначенных для установки новых рекордов (при лобовой
площади 0,75—0,80 ж2, сопротивлении воздуха 0,22—0,25 и при литровой
мощности на V2-минутном режиме 200 л. с. и рабочим объемом 500 см3)
при прохождении 1 км с хода может быть достигнута скорость около 300 км1час
(при благоприятном ветре).
Удельные веса гоночных мотоциклов при максимальной мощности на 1-ми-
лутном режиме четырехтактных двигателей без наддува приведены в табл. 3.
Таблица 3
Удельные веса гоночных мотоциклов в зависимости от рабочего объема двигателя
без наддува (округленные числа)
Удельные веса
в кг/л. с.
\ G'E
о,
о;
Рабочий объем двигателя в см3
125
4,75
9,5
250
4
6,5
350
3,5
5,5
500
2,5
4
6
600
3,25
4.75
700
2,75
4,5
.698

Мотоциклы-одиночки, имеющие двигатель с рабочим объемом 500 см3,
отличаются низким удельным весом. В этих мотоциклах, рассчитанных
на установку новых рекордов скорости, несмотря на наличие обтекателя,
удается снизить удельный вес до 2,75 кг/л. с.
ПЕРСПЕКТИВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИИ
Рама и ходовая часть. Рессорная подвеска всех колес мопедов,
мотоциклов и мотороллеров; установка грязевых щитков более совершенной
формы, лучше закрывающих колеса; переход в мотоциклах на шины с
большей шириной профиля и с меньшим диаметром, а в мотороллерах, наоборот,
на шины с меньшей шириной профиля и большим диаметром; улучшение
обтекаемости; переход на легкосъемные взаимозаменяемые колеса; введение
тормозов с гидравлическим приводом на оба колеса и увеличение площади
поверхностей трения; введение указателей поворота, для приведения в
действие которых водителю не нужно снимать руку с рукояток руля (установка
указателей поворота должна в обязательном порядке предписываться
правилами уличного движения); уменьшение высоты заднего седла, что сделает
посадку пассажира более удобной.
Силовой агрегат. Дальнейшее повышение максимального числа оборотов
не требуется; повышение среднего эффективного, давления в диапазоне маЛых
чисел оборотов; дальнейшее улучшение равномерности хода путем
использования многоцилиндровых двигателей с равномерным чередованием
вспышек в цилиндрах; создание четырехступенчатой коробки передач с третьей
прямой и четвертой ускоряющей передачами; переход (как в мотоциклах,
так и в мотороллерах) на карданную заднюю передачу; по возможности
закрытое расположение двигателя, выполненного в одном блоке с коробкой
передач с использованием кожуха обтекаемой формы и, если это требуется,
принудительного воздушного охлаждения; введение для тяжелых мотоциклов
<с рабочим объемом двигателя свыше 600 см3) электрического стартера;
дальнейшие меры по уменьшению шума выпуска и др.

XIV. ГРУЗОВЫЕ АВТОМОБИЛИ
МАЛОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
'Широкое распространение получили грузовые автомобили малой
грузоподъемности (менее 1,5 т). Эти автомобили выполняются трех- и
четырехколесными.
Использование подобных автомобилей в самых различных целях требует
оснащения их соответствующими специализированными кузовами (фиг. П.
Фиг. 1. Различные кузовы грузовых автомобилей малой грузоподъемное!и.
К грузовым автомобилям малой грузоподъемности предъявляются
следующие общие требования:
1) простая и рациональная конструкция шасси;
2) использование возможно меньшего количества деталей силовой
передачи; этим обеспечивается простота технического обслуживания;
3) высокая надежность;
700

4) большой срок службы;
5) экономичность при эксплуатации;
6) предельно малый расход топлива и масла;
7) красиво оформленный внешний вид кузова.
Для трехколесных автомобилей желательным является также
следующее:
1) центр тяжести нагруженного автомобиля должен быть по возможности
удален от одиночного колеса, так как это повышает устойчивость автомобиля
против опрокидывания;
2) осуществление привода на одиночное колесо, так как он конструктивно
проще (при этом достигается уменьшение числа деталей силовой передачи);
3) при осуществлении привода на два колеса одиночное колесо должно
быть расположено сзади;
4) двигатель и силовая передача должны быть объединены в один блок.
Трехколесный автомобиль «Tempo» (фиг. 2) имеет раму в виде продольной трубы с
поперечинами. Рама устойчива в отношении перекоса. Задняя ось разрезная. Каждое колесо
имеет независимую подвеску в виде двойной спиральной пружины. Двигатель выполнен
в одном блоке с силовой передачей (привод на переднее одиночное колесо). Подвеска
переднего колеса в виде двух спиральных пружин с телескопическими амортизаторами.
Для автомобиля «Boy» используется двухтактный двигатель с U-образным цилиндром.
Рабочий объем 244 см3. Максимальная мощность 10 л. с. Расход топлива около 6 л на 100 *км.
Трехступенчатая коробка передач с задним ходом. Полезная нагрузка 400—500 кг.
Для автомобиля «Hanseat» используется двухтактный двухцилиндровый двигатель.
Рабочий объем 400 см3. Максимальная мощность 15 л. с. Расход топлива 7,5 л на 100 км.
Четырехступенчатая коробка передач с задним ходом. Полезная нагрузка 750—850 кг. Модель
автомобиля, показанная на фиг. 2, может быть использована как в качестве грузового, так
и в качестве легкового автомобиля, в котором могут удобно разместиться 6 человек, включая
водителя. При удалении заднего сиденья получается просторное отделение для груза.
Автомобиль с кузовом-платформой высокого расположения выпускается следующих
модификаций:
1. База автомобиля 2870 мм\ размер платформы 2000 х 1225 мм; колея 1370 мм.
2. База автомобиля 3170 мм; размер платформы 2500 X 1600 мм; колея 1370 мм.
3. База автомобиля 3570 мм; размер платформы 3200 х 1900 мм; колея 1700 мм.
Автомобиль с кузовом-платформой низкого расположения выпускается следующих
модификаций:
1. База автомобиля 3170 мм; размер платформы 2500 X 1470 мм; колея 1700 мм.
2. База автомобиля 3170 мм; размер платформы 3200 X 1470 мм; колея 1700 мм.
Погрузочная высота 820 или 530 мм.
Длина автомобиля 4080—5340 мм, высота 1600 мм, ширина 1690—2030 мм.
Внутренний размер кузова-фургона около 1950 X 1225 х 1200 мм.
Внутренний размер комбинированного кузова около 2000 X 1400 х НЮ мм.
На фиг. 3 показан автомобиль-фургон, а на фиг. 4 — автомобиль с комбинированным
кузовом. Автомобили имеют собственный вес около 450 кг; полезная нагрузка 2 человека
.и 300 кг груза. Рама трубчатая; несущий пол из стального листа.
Подвеска: передняя — сдвоенная поперечная рессора, задняя — полуэллиптические
продольные рессоры. Тормоза: ножной с механическим (тросовым) приводом на все четыре
колеса и ручной (стояночный).
Рулевой механизм: шестерня с зубчатой рейкой.
Коробка передач трехступенчатая с задним ходом. Двигатель двухцилиндровый,
двухтактный. Рабочий объем 300 см3. Мощность около 10 л. с. Охлаждение воздушное
принудительное (осевой вентилятор) (фиг. 5).
Размеры автомобиля: длина 3,14 м, ширина 1,32 м, высота 1,36 м, база 2,00 м; радиус
поворота 4,60 м.
Внутренние размеры кузова-фургона (фиг. 3): длина 1100 мм, ширина 1060 мм, высота
•900 мм.
Комбинированный автомобиль (фиг. 4): внешняя форма — как у автомобиля с кузовом-
>фургоном, три больших окна в боковых стенках и задняя дверь. Заднее мягкое сиденье
складное, может быть убрано в спинку переднего сиденья; при этом образуется такое же отделение
для груза, как и у автомобиля с кузовом-фургоном.
Расход топлива около 4—5 л на 100 км.
Грузовой автомобиль «Atlas 800» грузоподъемностью 0,8 т имеет очень рациональное
•распределение нагрузки между осями (фиг. 6). В этом автомобиле место водителя расположено
над передней осью; привод осуществляется на заднюю ось. При полной нагрузке 60% веса
приходится на заднюю ось и 40% — на переднюю.
Расположение и конструкция кабины водителя обеспечивают хорошую обзорность.
На фиг. 7 показан автомобиль «Atlas 800», приспособленный для перевозки скота; кузов имеет
откидные двери, используемые в качестве наклонных мостиков.
На фиг. 8 показан автомобиль «Atlas 800» с кузовом-платформой (вид спереди).
701

Фиг. 2. Автомобиль «Tempo» с
комбинированным кузовом.
Фиг. 3. Автомобиль-фургон.
Фиг. 4. Автомобиль с
комбинированным КУЗОВОМ.
Фиг. 5. Двухцилиндровый
двухтактный двигатель.
Фиг. 6. Распределение веса между осями
автомобиля «Atlas 800».
Фиг. 7. Грузовой автомобиль малой
грузоподъемности, приспособленный для перевозки
скота.
Фиг. 8. Автомобиль с кузовом-
платформой.
702

Технические данные автомобиля:
двигатель двухтактный двухцилиндровый, имеющий поршни с плоскими днищами, мощг
ностью 16 л. с; принудительное воздушное охлаждение с помощью центробежного
вентилятора;
шасси: трубчатая рама с двумя полуэллиптическими поперечинами; передняя подвеска —
поперечная листовая рессора с телескопическими амортизаторами;-задняя
подвеска—разрезная ось со спиральными пружинами;
расход топлива около 7,7 л на 100 км;
размеры автомобиля: база 2200 мм, длина 4150 мм, ширина 1330 мм, высота
1790 мм; внутренние размеры кузова-фургона: длина 2530 мм, ширина 1470 мм, высота,
1030 мм.
На фиг. 9 и 10 показаны автомобили, выполненные с кузовом-фургоном (эти автомобили
выпускаются с кузовами различных типов). Двигатель, сцепление, коробка передач и силовая
передача объединены в одном блоке, который расположен перед передней осью; это
обеспечивает благоприятное распределение нагрузки между осями (фиг. 11).
Шасси автомобиля: привод на переднюю ось, рама из гнутых профилей. Передняя
подвеска рычажная на поперечной рессоре; задняя подвеска торсионная. В передней и задней
Фиг. 9. Автомобиль-фургон.» Фиг. 10. Внутренний вид кузова
автомобиля-фургона.
подвеске используются мощные телескопические амортизаторы. Рулевой механизм —
шестерня с зубчатой рейкой.
Двигатель двухцилиндровый двухтактный с петлевой продувкой, с поршнями с
плоскими днищами и водяным охлаждением. Трехступенчатая коробка передач. Рабочий объем
двигателя 700 см3, мощность 22 л. с; расход топлива 8—9 л на 100 км.
Полезная нагрузка около 800 кг; полезный объем кузова 4,2 ж3, максимальная скорость
70 км!час.
На фиг. 12 и 13 показаны грузовые автомобили Volkswagen малой грузоподъемности,
выполненные в виде фургона и маленького автобуса. Грузоподъемность около 750 кг,
полезный объем кузова 2,00 X 1,50 х 1,35 ^ 4,0 м3; кроме того, имеется багажник объемом
0,70 х 1,50 х 0,55 « 0,6 м3. Расход топлива около 9,5 л на 100 км.
Наряду с указанными выше типами автомобилей выпускаются также грузовые
автомобили с кузовом-платформой. Под платформой находится закрытый багажник, доступ в
который осуществляется с обеих сторон автомобиля (фиг. 14, а). На фиг. 14, б показан автомобиль
с кузовом-платформой, имеющей три откидных борта.
Платформа имеет длину 2,60 м и ширину 1,57 м, багажник—длину 1,2 м и ширину
1,57 м.
На фиг. 15 показано распределение веса между осями, характерное для грузовых
автомобилей Volkswagen.
Выпускается также грузовой автомобиль малой грузоподъемности Matador в двух
вариантах (грузоподъемностью 1000 и 1400 кг).
Оба автомобиля имеют привод на переднюю ось и достаточно большую площадь грузовой'
платформы. Они имеют также независимую подвеску передних и задних колес. На фиг. 16
показано шасси автомобиля «Matador 1000». На фиг. 17 показана подвеска ведущих передних
колес, а на фиг. 18 — подвеска заднего колеса с качающейся полуосью.
Автомобили «Matador» оборудуются грузовой платформой нормального или низкого
расположения, кузовом-фургоном или выполняются в виде автобусов малой вместимости.
Автомобиль с комбинированным кузовом показан на фиг. Г9, а на фиг. 20 — автомобиль с
грузовой платформой низкого расположения.
Автомобиль оборудован трехцилиндровым двухтактным двигателем. Диаметр цилиндра.
66 мм, ход поршня 66 мм, рабочий объем двигателя 672 см3, степень сжатия 6,8, максимальная
мощность 26 л. с. при 4500 об/мин, охлаждение водяное; имеется вентилятор.
Четырехступенчатая коробка с синхронизаторами для двух высших передач выполнена-
в одном блоке с главной передачей (передаточное число 5,83) и приводом на передние колеса.
Тормоза с гидравлическим приводом действуют на все четыре колеса. Скорость, при неполной
703.

Фиг. 11. Шасси грузового
автомобиля DKW малой
грузоподъемности.
Фиг. 12. Автомобиль-фургон Volkswagen,
приспособленный для перевозки скота.
Фиг. 13. Автобус' малой вместимости
Volkswagen.
ГРУЗ Двигатель + водитель
Фиг. 14. Автомобиль Volkswagen с кузовом- Фиг. 15. Распределение веса между
платформой. осями автомобиля-фургона Volkswagen.
704

-нагрузке 80 км/час, при полной — 60 км!час. Размер шин передних и задних колес 6,0 —16,
внутреннее давление воздуха — 2,5 am.
Автомобиль «Matador 1400» (фиг. 21) по своей конструкции мало отличается от
автомобиля «Matador 1000». Автомобиль «Matador 1400» оборудован мощным четырехтактным дви-
Фиг. 16. Шасси автомобиля «Matador 1000»:
1 — телескопический амортизатор; 2 — разрезная ось с резиновыми шарнирами в толкающих
штангах; 3 — поперечины; 4 — задняя подвеска (по две спиральные пружины на колесо); 5 — трубчатая
V-образная рама, устойчивая в отношении перекоса; 6 — выпускная система; 7 — телескопический
амортизатор; 8 — бесшумный дифференциал; 9 — четырехступенчатая коробка передач (третья и
четвертая передачи имеют синхронизаторы); 10 — трехточечная подвеска силового агрегата; 11 — ручной
тормоз с механическим приводом; 12 — продольная рулевая тяга; 13 — водяное охлаждение
(термосифон); 14 -- генератор с регулируемым напряжением и вентилятором; 15 — трехцилиндровый
двухтактный двигатель (672 см3, 26 л. с); 16 — карбюратор с воздухоочистителем; 17 — однодисковое сухое
сцепление; 18 — передняя рессора; 19 — кардан постоянной угловой скорости; 20 — разрезная
поперечная рулевая тяга; 21 — шаровой шарнир, работающий при поворотах и перемещении подвески;
22 — рычаг переключения передач; 23 — педаль ножного тормоза; 24 — педаль сцепления; 25 —
рулевой механизм с возвратным ходом, требующий малых усилий 26 — главный тормозной цилиндр.
гателем. Шасси автомобиля показано на фиг. 22. Коробка передач четырехступенчатая
с синхронизаторами для двух еысших передач. Двигатель, коробка передач и силовая
передача также объединены в один блок. Двигатель (фиг. 23) имеет четыре цилиндра с общим
Фиг. 17. Подвеска переднего колеса
■
Фиг. 18. Подвеска заднего колеса.
рабочим объемом 1093 см3 при диаметре цилиндра 70 мм и ходе поршня 71 мм. Степень
сжатия 6,7. Максимальная мощность 34 л. с. при 3600 об/мин. Охлаждение водяное с
вентилятором и водяным насосом. Система смазки циркуляционная, с шестеренчатым насосом.
Скорость 60—80 км/час. Размер шин 6,5—16", давление как для передних, так и для задних
колес 2,5 am.
45 Б юсе иен 644 705

4380
- /630—
Фиг. 19. Автомобиль с комбинированным кузовом.
- 4 700 ]
Фиг. 20. Автомобиль с кузовом-платформой низкого расположения..
706

Ь950(5Ш)-
Фиг. 21. Автомобиль «Matador 1400» с кузовом-платформой высокого
расположения.
Фиг. 22. Шасси автомобиля «Matador 1400»
Фиг. 23. Двигатель автомобиля
«Matador 1400».
45*
707

Учитывая большой спрос на грузовые автомобили малой
грузоподъемности, почти все фирмы, выпускающие легковые автомобили, стали произ-
Фиг, 24, Автомсбиль-фургон Opel.
Фиг. 25. Автомобиль с комбинированным
кузовом Opel.
водить также грузовые автомобили малой грузоподъемности в виде
автомобилей-фургонов или с комбинированными кузовами (фиг. 24 и 25).

XV. АВТОМОБИЛИ КОММУНАЛЬНОГО И СПЕЦИАЛЬНОГО
НАЗНАЧЕНИЯ
Под автомобилями специального назначения понимаются автомобили,
предназначенные для различных целей. При этом не делается различия между
собственно автомобилями, обладающими двигателем, и прицепами. Некоторые
машины, которые в связи с необходимостью обеспечения самостоятельного
передвижения имеют конструкцию, подобную автомобилю, должны быть
также отнесены к названной выше группе автомобилей.
Различают следующие автомобили специального назначения:
1. Коммунальные, используемые в сельских местностях и городах для:
а) уборки улиц;
б) вывозки мусора и нечистот;
в) очистки каналов и отстойных колодцев;
г) пожарной и спасательной службы;
д) перевозки больных и покойников;
е) службы наблюдения и ремонта коммунального хозяйства;
ж) службы связи;
з) перевозки людей.
2. Автомобили, используемые частными лицами и предприятиями для:
а) перевозки людей;
б) учебных и рекламных целей;
в) радиовещания и массовок;
г) перевозки жидкостей (горючее, кислоты, молоко и т. д.);
д) массовых перевозок сыпучих и громоздких грузов;
е) транспортировки подвижного состава, предназначенного для
движения по рельсам, через участки, где рельсы отсутствуют;
ж) строительных и дорожных работ;
з) работы в качестве тягачей.
Для производства разнообразных автомобилей специального назначения
широко используют шасси серийных грузовых и частично легковых
автомобилей, т. е. обычные шасси, предназначенные для установки на них
грузовых платформ, кузовов-фургонов, кузовов-самосвалов и т. д.
В зависимости от конкретных требований, предъявляемых к данному
автомобилю специального назначения, решается вопрос о том, использовать
ли шасси серийного автомобиля с соответствующей переделкой или
сконструировать новое шасси с тем, чтобы автомобиль полностью удовлетворял
предъявляемым к нему требованиям.
Для того чтобы удовлетворять растущий спрос на специализированные
шасси и выпускать лишь небольшое число различных типов шасси,
переделывают серийные конструкции под автомобили специального назначения.
При этом, однако, обращается серьезное внимание на то, чтобы предельные
нагрузки на двигатель и силовую передачу, а также полный вес автомобиля
ни в коем случае не были превзойдены; кроме того, обеспечивается
сохранение прежнего распределения веса между осями. Лишь при этих условиях
может быть получен автомобиль специального назначения, надежный и
безопасный в эксплуатации.
709

АВТОМОБИЛИ КОММУНАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Постоянный рост городов, увеличение числа их жителей и рост уличного
движения вызывают необходимость механизированной уборки улиц и
площадей, а также сборки и вывоза домашнего мусора. Механизированная
уборка наилучшим образом отвечает гигиеническим требованиям и в то же
время оказывается экономически наиболее выгодной.
Автомобиль специального назначения должен удовлетворять следующим
требованиям:
1) возможности использования при любой погоде;
2) простоты и безопасности в эксплуатации при одновременном
обеспечении высокой 'производительности;
3) иметь устройства, предотвращающие тяжелые последствия от
неумелого обращения;
4) обеспечивать соблюдение норм гигиены для обслуживающего персонала
и окружающих;
5) иметь малую базу и хорошую маневренность, допускающую работу
в узких проездах;
6) возможности легкой заменяемости быстро выходящих из строя рабочих
органов;
7) обладать устойчивостью по отношению к коррозии от попадания
мусора, воды и нечистот;
8) иметь высокую экономичность и производительность.
Автомобили для уборки улиц
Удаление уличного мусора обычно производится с помощью валиков,
вращающихся в сторону, противоположную вращению колес автомобиля,
причем валики располагаются под некоторым углом к поперечной оси
автомобиля; этот угол составляет 40—50°. При использовании машин на конной
тяге валик приводился во вращение от заднего колеса; при использовании
автомобилей его привод осуществляется от вала отбора мощности коробки
передач или непосредственно от заднего моста.
Для чистки булыжных и прочих неасфальтированных мостовых с твердым
покрытием применяются металлические щеточные валики диаметром около
500 мм. Для уборки асфальтированных улиц применяются валики из литой
резины.
Валики отбрасывают мусор наружу (вправо или влево, в зависимости
от порядка движения — левого или правого) от задней колеи. Если
убираемая улица имеет ширину, небольшую, чем две ширины катка, мусор попадает
непосредственно в сточную канаву, откуда он собирается машинным или
ручным способом в специальный контейнер. Если улица широка, то
очистительная машина должна пройти по ней несколько раз; при этом рационально
очищать отдельные кварталы путем кругового объезда. Скорость вращения
щеточных или моющих валиков составляет около 50—60 об/мин. При
подметании или мытье улиц автомобиль движется обычно на второй или третьей
передаче со скоростью 7—10 км/час. Поэтому необходимо, чтобы коробка
передач и механизм отбора мощности при числе оборотов, необходимом
для заданной скорости вращения катка, работали по возможности бесшумно.
Включение, а также подъем и опускание катка производятся водителем
непосредственно из кабины.
Автомобили и машины для подметания улиц
На фиг. 1 показана ручная подметальная машина для сравнения ее ширины
захвата с шириной тротуара. Таким же образом работает подметальная
и моечная машина, приводимая в действие двигателем. При одиночном исполь-
аовании на широких улицах подобные машины в несколько приемов
перебрасывают грязь и мусор от середины к краям. Часто две такие машины
работают, двигаясь друг за другом; это позволяет быстрее очистить участок улицы
710

и не создавать лишних препятствий движению, связанных с длительной
уборкой. Преимуществом трехколесной конструкции является хорошая
маневренность с малым радиусом поворота.
На фиг. 2 показан малый трехколесный подметальный автомобиль,
на котором установлен дизель с воздушным охлаждением. Привод
осуществляется на подрессоренную заднюю ось. Коробка передач имеет три передачи
переднего хода и одну заднего хода. Переднее колесо консольно укреплено
Фиг 1. Ручная подметальная
машина.
Фиг. 2. Трехколесный подметальный автс-
мсбиль.
на рулевом валу и допускает поворот до 50°. Колеса имеют пневматические
шины. Двигатель расположен на раме за передним колесом. Объем бака
для воды около 1700 л. Поливочное устройство помещено впереди на раме
шасси и смачивает полосу шириной до 2,6 м. Подметальное устройство
укреплено на заднем мосту и легко может быть снято. Шестисекционный
щеточный валик (длина 2100 мм, первоначальный диаметр 540 мм, изнашивание
щеток допускается до диаметра 350 мм) подвешен на качающемся рычаге.
Валик легко устанавливается под
определенным углом коси автомобиля и быстро
может быть заменен. Поднимание и
опускание валика выполняются с помощью
тяги и рукоятки. Включение валика
осуществляется от вспомогательного
механизма с помощью цепной передачи и
конических шестерен; механизм привода
защищен от пыли.
Благодаря наличию прицепного
устройства рассматриваемый автомобиль может фиг- 3. Электрокар с уборочной
быть использован в качестве тягача. После * машиной.
снятия валика он может быть
использован как поливочный автомобиль в маленьких городах или на курортах;
при замене водяной цистерны платформой с разбрасывающим, диском
автомобиль можно использовать для разбрасывания песка.
Ниже приведены размеры автомобиля в мм:
Длина вместе со щеточным валиком 5050
Длина без щеточного валика 3600
Ширина вместе со щеточным валиком 2300
Ширина без щеточного валика 1950
Высота 1850
База 2480
Наименьший радиус поворота 3C00
Для уборки заводских цехов, вокзалов и почтамтов пригодны
маленькие уборочные машины (фиг. 3), которые монтируются на электрокаре.
Объем бака для воды 1500 л, ширина смачиваемой полосы 12—15 м, рабочая
ширина щеточного валика 1,5 м.
711

На фиг. 4 показан рациональный способ использования прицепных
подметальных машин, буксируемых поливальным или грузовым автомобилем.
В последнем случае прицепная машина оборудуется баком для воды и
поливочным устройством.
Изображенная на фиг. 5 самоходная уборочная машина соответствует
требованиям, предъявляемым к уборке улиц в отношении гигиены, быстроты
и качества уборки, причем она не создает помех уличному движению. Эта
Фиг. 4. Прицепные подметальные машины.
машина поливает и подметает улицы, собирая мусор и грязь в имеющийся
внутри нее контейнер.
Имеются автомобили, которые подметают и поливают улицы и следуют
к уесту свалки. Эти машины смонтированы на трехколесном шасси.
Передняя ведущая ось имеет два колеса. Заднее колесо является
управляемым. Двигатель расположен позади сиденья водителя. Машина в
основном предназначена для работы в ночное время, поэтому на ней установлен
карбюраторный двигатель, работающий менее шумно, чем дизель.
Ширина подметаемой полосы составляет
2 м\ передние дисковые щетки подают мусор
и грязь к центру машины, после чего
мусор подхватывается щеточным
транспортером и ссыпается в приемник контейнера.
Щеточный транспортер состоит из
направляющей цепи и легкосъемных подвесных
щеток. Щеточный транспортер и дисковые
щетки приводятся в действие от вала отбора
мощности, который может быть отключен.
Передача крутящего момента осуществляется
с помощью карданных валов и конических
шестерен. Контейнер для мусора вместимо-
Фиг. 5. Самоходная уборочная стью 1,3 м3 размещен в передней части
мащина. - машины. Опорожнение контейнера
осуществляется путем его опрокидывания вперед.
Работающий под давлением водяной распылитель предотвращает
возникновение пыли.
Использование принципа щеточного транспортера с поступательно и
прямолинейно движущимися щетками позволило получить большую ширину
подметаемой полосы, чем это было бы возможно при вращающихся щетках.
В этом случае работа машины полностью подобна работе ручной метлы.
Так как щеточный транспортер имеет значительную длину, то отдельные
щетки вступают в дейстиие реже, чем при применении щеточного валика;
одновременно с этим снижается давление на щетки- и, следовательно, их
износ.
Производительность машины при обработке мостовой составляет
около 20 000 мУчас.
7 2

Другая, также заслуживающая внимания конструкция автомобиля для
уборки улиц показана на фиг. 6. Мусор, сметаемый обоими щеточными
катками в направлении оси автомобиля, собирается расположенным позади
него щеточным валиком и подается в приемник для мусора. Оттуда мусор
-2000-
750-]
Фиг. 6. Автомобиль для уборки улиц.
попадает в контейнер. Для поливки служат резервуар с водой и
распылительное устройство. База автомобиля равна 2400 мм, так что машина может
свободно поворачиваться на улице шириной более 10 м. Мощность двигателя
составляет 50 л. с.
Уборочная машина,
изображенная на фиг. 7 и 8, имеет шасси
специальной конструкции,
пригодное для работы при повышенных
нагрузках и при плохом состоя-
Фиг. 7. Автомобиль для уборки
улиц.
Фиг. 8. Габаритные размеры ^автомобиля
для уборки улиц.
нии проезжей части улицы. В качестве двигателя использован дизель
с воздушным охлаждением.
В контейнере для мусора отсутствуют вращающиеся или какие-либо
иные детали, подверженные значительному износу. Передняя часть
контейнера для мусора, расположенная над водяным баком, обеспечивает соединение
с эксгаустером и всасывающей трубой. Откидная крышка для опорожнения
713

контейнера выполнена по всей ширине его задней стенки, что обеспечивает
быстрое опорожнение. Во избежание проникновения пыли крышка плотно
привинчивается к стенке контейнера. Крышка может быть также
зафиксирована в открытом положении.
Водяные баки, расположенные справа и слева от эксгаустера, вмещают
примерно по 1000 л и соединены между собой наподобие сообщающихся
сосудов, так что оба бака одновременно могут наполняться и опорожняться.
Запас воды указывается прибором, находящимся в кабине водителя.
Эксгаустер приводится в действие при помощи специального механизма
отбора мощности и служит для создания разрежения в контейнере и для
засасывания нечистот из сточных канав. Для направления засасывающей
струи воздуха над щеткой установлен специальный колпак. Включение
и выключение щетки осуществляются с помощью сжатого воздуха из кабины
водителя.
Давление воды, подаваемой в разбрызгивающие сопла, создается с
помощью центробежного насоса, работающего от двигателя автомобиля.
Включение и выключение насоса осуществляются из кабины водителя посредством
специального запатентованного устройства.
Находящийся в кабине водителя прибор для измерения нагрузки
предотвращает возможность перегрузки шасси автомобиля.
Машины для поливки и мойки улиц
Для очистки улиц с асфальтовым или каким-либо другим твердым и
гладким дорожным покрытием применяются машины, которые были описаны
выше. Слой мусора очень прочно прилипает к покрытию из-за пленки масла,
попадающего на него из проезжих автомобилей. Поэтому на улицах с инген-
Фиг. 9. Машина для псливки
улиц.
Фиг. 10. Машина для мойки улиц с
пластинчатым резиновым катком.
сивным движением обычная поливка улицы водой и последующее удаление
грязной воды с помощью резиновых пластинчатых катков или резиновой
швабры не дает желаемого результата.
Для того чтобы можно было удалить прилипшие частицы мусора, машины,
рассмотренные выше, оборудуют жестко закрепленными щелеобразными
разбрызгивателями (соплами), через которые вода направляется на
дорожное покрытие широкой плоской струей и уносит с него весь мусор и грязь
(фиг. 9).
Сопла можно поворачивать с места водителя на некоторый угол от среднего
рабочего положения. С помощью подобного моечного приспособления в
сочетании с резиновыми швабрами или резиновыми пластинчатыми катками
(фиг. 10) можно быстро и хорошо очистить улицу с асфальтовым или каким-
либо другим покрытием. Работа подобной моечной машины может
выполняться при скоростях до 20 км/час. Для получения необходимого давления
воды автомобили этого вида оборудуются одно- или многоступенчатым
центробежным насосом, работающим непосредственно от двигателя или от
вспомогательного механизма отбора мощности. Расход воды составляет примерно
714

-800—1000 л/мин при давлении 10 ати. Размеры водяного бака всегда
приходится согласовывать с допустимым для данного шасси полным весом
автомобиля.
Поливочные машины
Поливочные машины применяются для следующих целей:
1) предотвращения путем поливки распространения пыли на улицах
и площадях с интенсивным уличным движением;
2) снабжения населения водой в случае особой необходимости, а также
откачки воды из затопленных мест;
3) дополнительной или непосредственной помощи при борьбе с пожарами.
При производстве подобных автомобилей необходимо учитывать
следующее:
1) размеры водяного бака определяются допустимой нагрузкой на шасси;
2) поперечное сечение бака следует выполнять эллиптическим (фиг. 9—
18) для возможно более низкого расположения центра тяжести;
Фиг. 11. Машина для уборки,
поливки и мойки улиц.
Фиг. 12. Грузовой электромобиль с
поливальным устройством.
3) бак должен быть разделен на несколько отсеков поперечными
перегородками для предотвращения плескания воды;
4) бак должен быть оборудован указателем уровня жидкости, хорошо
видимым как с места водителя, так и снаружи;
5) для осмотра и ремонта в баке должен быть люк соответствующих
размеров;
6) бак должен иметь наполнительный шланг и фильтр.
Для получения ширины поливаемой полосы свыше 5—6 м необходимо
использовать центробежный насос, который, в зависимости от типа
применяемого шасси, приводится в действие с помощью вспомогательного механизма
или непосредственно от коленчатого вала двигателя.
Наполнение бака производится от водоразборной колонки посредством
телескопической трубы или шланга. При наличии центробежного насоса
бак можно наполнять также и из естественного водоема. Однако для этого
необходимо наличие второго наполнительного патрубка и всасывающего
приспособления у насоса.
Результаты поливки должны быть хорошо видимы из кабины водителя.
Если обслуживающий рабочий помещается не в кабине водителя, то для
связи между ним и водителем должна быть предусмотрена переговорная
трубка или сигнальная установка.
Должна быть обеспечена простая и удобная регулировка давления воды,
интенсивности струи и ширины полосы поливки.
При наличии насоса рекомендуется также установка от одного до трех
пожарных кранов для обеспечения возможности использования машины
в противопожарных целях.
715

Так как подобные автомобили в течение зимних месяцев совершенно не
используются или используются весьма редко, то поливальная установка
конструируется таким образом, чтобы она вместе с трубопроводом, насосом
и т. д. представляла собой отдельный агрегат, который легко может быть
удален с платформы с тем, чтобы шасси можно было использовать для работы
в зимних условиях.
Фиг. 13. Электрокар с поливальной
установкой.
Фиг. 14. Поливальная машина,
смонтированная на электромобиле.
Для обслуживания парков, садов и стадионов должны использоваться
машины, которые не портили бы дорожек, аллей и площадок вследствие
слишком большого собственного веса. Машина, показанная на фиг. 13,'
представляет собой электрокар с поливальной установкой, насосом и
разбрызгивателем. В случае необходимости эта установка легко может быть
заменена другой.
Фиг. 15. Поливальная машина. Фиг. 16. Поливальная машина с
веерообразной плоской струей.
Обычно в поливальных машинах используются цилиндрические
разбрызгиватели, два из которых размещают впереди с каждой стороны автомобиля,
а один — сзади посередине колеи (фиг. 14 и 15). Разбрызгиватели имеют две-
три группы отверстий различного диаметра, часть которых может быть
перекрыта с помощью поршневого ползуна. Этим обеспечивается регулирование
интенсивности поливки в зависимости от вида дорожного покрытия улицы,.
а именно (в л/м2):
Асфальт Около 0,3
Мощеная улица 0,5
Шоссе 0,7
Ширина струи регулируется, как правило, с помощью золотника, который'
прикрывает отверстие или изнутри, или снаружи.
На фиг. 16 показана поливальная машина с веерообразной плоской струей,
обеспечивающая весьма высокую производительность. По сравнению с
применявшимися ранее машинами вертикальной поливки эта машина имеет
большое преимущество; вода разбрызгивается вниз и в стороны и ширина
716

поливаемой полосы достигает 20 м. Задний разбрызгиватель работает под
давлением и разбрызгивает воду большой плоской струей шириной до 9 м,
так что улицы такой ширины могут поливаться без использования боковых
разбрызгивателей. Несмотря на то, что поливка плоской веерообразной струей
весьма интенсивна, улицы, особенно мощеные и с макадамовым покрытием,
сохраняются значительно лучше, чем при вертикальной поливке. Этот способ
поливки исключает какое бы то ни было распространение пыли и
обливание пешеходов.
Более поздняя конструкция поливальной машины показана на фиг. 17.
Поливка осуществляется с помощью только одного разбрызгивателя,
расположенного в центре автомобиля.
Ширина струи примерно 20 ж, что
является достаточным для всех случаев.
Поливка может производиться только
влево или только вправо. Ширина
поливаемой полосы составляет при
этом до 10 м. Меньшая ширина легко
может быть получена перемещением
соответствующего рычага.
В этом случае также с успехом
применяется поливка плоской струей,
■iiillllffilii
Фиг. 17. Поливальная машина с одним
включенным разбрызгивателем.
Фиг. 18. Легкая поливальная установка.
которая накрывает взвихренную водой пыль и почти совершенно
препятствует ее распространению. Техническое обслуживание и ремонт подобной
машины очень просты.
Имеются поливальные установки, которые могут быть смонтированы
на любом обычном шасси. В передней части автомобиля устанавливаются
два простых разбрызгивателя или подвижных сопла, дающих плоскую
веерообразную струю (фиг. 18). Ширина поливаемой полосы составляет 15—18 м.
Такая ширина вполне достаточна при любых условиях. Обслуживание
машины производится непосредственно водителем.
Машины для уборки снега
Для очистки улиц от снега и для посыпки их песком при гололедице
существуют высокопроизводительные плуговые снегоочистители и
механические пескоразбрасыватели.
Так как эти машины, за очень редким исключением, используются только
в течение нескольких зимних месяцев, то они конструируются в виде таких
агрегатов, которые легко могут быть установлены в виде дополнительного
устройства на любом грузовом автомобиле.
На фиг. 19 показан плуг для уборки снега. Плуг монтируется на V-об-
разной раме, укрепленной непосредственно на шасси автомобиля, и может
устанавливаться таким образом, что сдвигает снег влево или вправо. Подъем
и опускание осуществляются пневматическим путем. На нижнем крае плуга
имеются снегозахваты со съемными стальными пластинами, которые могут
717

отклоняться назад при проезде через возвышающиеся крышки отстойных
колодцев, камни и т. п. (фиг. 20). При подобных плугах почти не ощущается
дополнительных затруднений при управлении автомобилем.
На фиг. 21 изображен плуг для уборки снега, устанавливаемый впереди,
автомобиля. Этот плуг используется почти исключительно в местностях;
для которых характерен глубокий и рыхлый
снежный покров.
■ \-\
Фиг. 19. Плуг для уборки снега.
Фиг. 20. Плуг со
снегсзахватсм и
сменной пластиной.
Улицы шириной до 6—9 м можно освобождать от снега с помощью
достаточно мощных грузовых автомобилей. Это достигается при помощи особых
щитов-снегооткидывателей. Щиты устанавливаются на шарнирах независимо-
друг от друга, причем их положение по высоте и по углу с продольной
осью автомобиля может
регулироваться. Установка и регулировка
осуществляются с помощью
специальных устройств, вделанных в
грузовую платформу автомобиля.
При гололедице посыпка песком
улиц и площадей с большим
движением производится с помощью
механических пескоразбрасывателей,
которые могут быть смонтированы на
любом грузовом автомобиле. Песок
с платформы ссыпается в
конусообразный бункер, откуда он попадает на
вращающийся диск с приводом от ве-
Фиг. 21. Плуг для уборки снега. дущей оси и разбрасывается по улице.
Автомобили для вывоза мусора и нечистот
Автомобили для вывоза мусора и нечистот конструируются в расчете
на использование для вывоза только мусора или только жидких нечистот
с учетом состояния улиц, жилищ и географического положения населенного
пункта.
Вывоз мусора осуществляется в основном двумя способами:
а) непосредственной загрузкой в кузов;
б) перевозкой контейнеров для мусора.
Автоматическая загрузка современных мусороуборочных автомобилей,
работающих по первому способу, выполняется почти исключительно с
помощью устройства, изображенного на фиг. 22.
718

На фиг. 23 изображен автомобиль многоцелевого назначения. Простой
заменой контейнера для мусора опрокидывающимся или каким-либо другим
кузовом автомобиль может быть переоборудован для использования по
другому назначению (фиг. 24).
При использовании рассматриваемого автомобиля в качестве
мусороуборочного на шасси устанавливается контейнер для мусора с внутренним
объемом 6 ж3. Конструкция контейнера очень проста и требует весьма неслож
Фиг. 22. Устройство "для
автоматического опорожнения^ сменных
контейнеров для мусора.
Фиг. 23. Мусороуборочный автомобиль.
ного ухода. В контейнере не имеется никаких движущихся частей,
подверженных износу.
Заполнение контейнера мусором осуществляется путем его поворота,
причем барабан перекатывается по четырем опорным роликам,
смонтированным на шасси (фиг. 25). Для опорожнения контейнер опрокидывается назад;
при этом мусорозаборник автоматически откидывается вверх и задняя ось
сразу же разгружается вследствие
быстрого опорожнения контейнера
(фиг. 26).
Мусороуборочный автомобил ь
(фиг. 27) вполне отвечает своему
назначению и экономичен в
эксплуатации.
Мусороуборочная установка
состоит из вращающегося контейнера,
выполненного из листовой стали,
вместимостью (в зависимости от
размера) 6—15 м3 мусора. Контейнер, , о. _. . „ л
г ' j r r Фиг. 24. Мусороуборочный автомобиль
находящийся внутри металлического ус платформой.
кожуха, приводится в движение
специальным механизмом, обеспечивающим следующие операции: 1) загрузку;
2) разгрузку; 3) перевозку (неподвижное состояние). Включение и
выключение механизма осуществляются из кабины водителя. Благодаря
установке на трех точках контейнер воспринимает все деформации рамы.
Наружная (задняя) часть вращающегося контейнера (барабана) несколько
расширена и выполнена в виде захватывающей лопаты, которая непрерывно
направляет мусор от заборника снизу вверх в погрузочный желоб. Вследствие
этого пространство для загрузки мусора освобождается очень быстро.
С лопаты мусор соскальзывает во внутреннюю часть барабана. Находящиеся
в нем неподвижно закрепленные металлические направляющие подают
мусор в переднюю часть барабана и равномерно распределяют его по всему
объему. В результате вращения барабана достигается уплотнение мусора
на 50—70%.
719

Фиг. 25. Процесс загрузки:
/ — загрузка первой порцией; 2 — содержимое пересыпается в основной
контейнер; 3 — положение после обратного поворота барабана; 4 — 8 —
положения после загрузки второй, третьей, четвертой, пятой и шестой порций.
Фиг. 26. Процесс опорожнения:
/ — исходное положение; 2 — наклон 15°; 3 — наклон 37°; 4 — наклон 45°
720

Фиг. 27. Мусороуборочный автомобиль.
. Разгрузка барабана производится при помощи откидной крышки,
управляемой из кабины водителя сжатым воздухом, и вращения барабана. При
этом контейнер не требуется опрокидывать.
Поэтому не нужны наклонные дощатые настилы в местах разгрузки
и нет перегрузки задней оси.
Изображенный на фиг. 28 мусороуборочный автомобиль особенно удобен
для использования в небольших городах. Этот автомобиль также не имеет
движущихся частей внутри контейнера. Загрузка производится сзади с
помощью откидной крышки — мусороразгрузчика. На ее нижнем конце
находится устройство, уплотняющее
мусор в контейнере и обеспечивающее
его равномерное распределение.
Привод пресса осуществляется от
коробки отбора мощности. Все детали
привода защищены от пыли.
На фиг. 29 изображена
конструкция набивного мусороуборочного
автомобиля.
Мусороуборочный автомобиль
с механической загрузкой мусора
показан на фиг. 30. Контейнер для мусора сварен из листовой стали. Объем
составляет около 6 ж3. Внутренняя поверхность контейнера очень гладкая,
без каких-либо углублений, что обеспечивает легкую очистку контейнера
и уход за последним.
Механизм подачи расположен в задней части автомобиля и приводится
в действие от коробки отбора мощности. Он состоит из шнекового
транспортера, который подает мусор по наклонному желобу внутрь контейнера.
Когда внутри контейнера скапливается столько мусора, что он начинает
доставать до шнекового винта, последний автоматически подает мусор вперед.
В результате контейнер полностью заполняется подаваемым мусором.
Опорожнение контейнера
осуществляется опрокидыванием
посредством специального
гидравлического опрокидывающего
механизма. При опрокидывании
контейнера корпус мусороза-
борника вместе с подающим
механизмом поднимается вверх,
так что задняя стенка
контейнера открывается целиком, и
происходит быстрое и полное
опорожнение (фиг. 31).
На фиг. 32 показан
мусороуборочный автомобиль с
подающим шнековым транспортером.
На фиг. 33 изображен мусороуборочный автомобиль с контейнером
барабанного типа, отличающийся следующими особенностями: несколько люков
для заполнения, малая высота погрузки, отсутствие подвижных частей в
пространстве, заполненном мусором, а также быстрое и беспылевое опорожнение.
Барабан располагается на шасси и может вращаться вокруг своей оси;
привод осуществляется от двигателя автомобиля. При разгрузке барабан
может опрокидываться назад с помощью телескопического штока. Рычаги
управления движениями барабана блокированы таким образом, что
повреждение опрокидывающего и вращающего механизмов из-за неумелого
обслуживания исключено. Конечные выключатели автоматически останавливают
механизмы движения барабана при достижении ими крайних положений.
Процесс загрузки протекает следующим образом: вследствие достаточно
большого сцепления между частицами мусора и стенками контейнера мусор
46 Бюссиен 644 721
HI
Фиг. 28. Мусороуборочный автомобиль.

I
1 ill I
1
ill I | 11
1- Ы15 -|
-2250-
Фиг. 29. Схема набивного
мусороуборочного
автомобиля.
Фиг, 30. Автомобиль
для вывозки мусора.
Фиг. 31. Мусороуборочный
автомобиль с механической
загрузкой; объем контейнера 6мг.

Й
со
Фиг. 32. Мусороуборочный автомобиль с подающим шнековым транспортером:
/ — механический привод; 2 — гидравлический привод.

при вращении барабана первоначально перемещается вместе со стенкой
более или менее далеко вверх (в зависимости от состава мусора), пока он
не оторвется от вогнутой стенки и не упадет вниз. Таким образом, в
результате первого поворота барабана мусор несколько перемещается вниз, но
в основном все еще остается на том же месте, как и до поворота. Стенки
барабана движутся, освобождаясь от мусора, до тех пор, пока приемный люк
не займет положения под углом примерно 180° к прежнему (фиг. 34).
Фиг. 33. Мусороуборочный автомобиль
с контейнером барабанного типа.
Фиг. 34. Схема работы
мусороуборочного автомобиля с контейнером
барабанного типа.
Для дальнейшей загрузки барабан поворачивается снова так, что
приемный люк опять приходит в первоначальное положение. С мусором при этом
происходит то же, что и прежде: вследствие сцепления со стенками он
движется вместе с корпусом контейнера, но на этот раз, вследствие
противоположного направления вращения барабана, движение происходит вниз и затем
несколько вверх по противоположной стороне. Но прежде чем верхний слой
мусора оторвется от стенки и упадет
вниз, барабан и приемный люк занимают
свое первоначальное положение, так что
мусор оказывается на стенке,
противолежащей приемному люку контейнера,
причем последний полностью
освобождается от мусора и оказывается
подготовленным к дальнейшему наполнению.
Этот процесс повторяется до полного
наполнения контейнера.
Разнообразные условия, имеющие
место в различных городах, приводят,
как уже говорилось выше, к различным
способам уборки и вывозки мусора.
Так, в некоторых городах введена уже
упоминавшаяся^ система перевозки
сменных контейнеров для мусора, что особенно хорошо в отношении гигиены.
Контейнеры для мусора, установленные во дворах на особых площадках,
увозятся специально предназначенным для этого транспортером на
расположенные в окрестностях города перегрузочные станции. Там контейнеры
опоражниваются непосредственно в кузова автомобилей большой
грузоподъемности (фиг. 35), причем специальные устройства предотвращают
образование пыли, или при помощи стационарных мусоропроводов в
контейнеры специальных автопоездов (фиг. 36). После опоражнивания контейнеры
проходят механическую мойку и устанавливаются на платформы грузовых
автомобилей взамен снятых.
При использовании показанного на фиг. 36 автопоезда очевидны
преимущества, связанные с использованием тягачей. Во время загрузки тягач
724
Фиг. 35. Автомобиль большой
грузоподъемности для вывозки мусора.

Фиг. 36. Автопоезд большой грузоподъемности для вывозки
мусора.
Фиг. 37. Автомобили для вывоза нечистот.
Фиг. 38. Специальные автомобили для вывоза нечистот.
725

может быть отцеплен и использован для транспортировки уже нагруженных
прицепов. Загрузка автопоезда для вывоза мусора осуществляется сверху.
Опорожнение осуществляется открыванием двух заслонок в полу контейнера,
благодаря чему мусор падает в стационарный приемный бункер. При
необходимости доставки мусора на свалку контейнеры могут быть выполнены
с задними откидными стенками.
На фиг. 37, а — в изображены автомобили для вывоза нечистот,
оборудованные устройством для подъема и опорожнения контейнеров. Указанное
устройство имеет пневматический привод. При подъеме контейнера верхний
загрузочный люк автоматически открывается.
После опорожнения верхний люк снова закрывается. Для опорожнения
наполненный контейнер опрокидывается назад, причем открывается вся
задняя стенка (фиг. 37, в). Описываемый автомобиль исключает
возникновение пыли и прост в обслуживании.
На фиг. 38 показаны два автомобиля, предназначенные специально для
вывоза нечистот. Наполнение и опорожнение цистерны осуществляются,
как правило, при помощи насоса с приводом от двигателя автомобиля. При
наполнении насос откачивает воздух из цистерны, и наполнение ее фекалий-
ной массой производится через всасывающий шланг при соответствующем
разрежении. Если опорожнение цистерны производится в резервуар,
расположенный выше нее, то насос действует в качестве компрессора.
Автомобили для очистки канализации и отстойных колодцев
Для очистки отстойных колодцев широко применяется способ создания
разрежения и отсоса грязевой массы.
На фиг. 39—43 показаны различные специальные установки для очистки
канализации и отстойных колодцев.
Принцип работы этих установок примерно следующий: водяной бак
заполняется полностью, а грязевой резервуар наполовину. Затем в водяном
баке давление с помощью компрессора повышается до 1,5 am. После
соответствующего переключения в грязевом резервуаре создается разрежение.
Затем всасывающий шланг, на нижнем конце которого имеется трубчатый
насадок, погружается в очищаемый колодец, и после открытия заслонки
грязь засасывается в грязевой резервуар. При этом в случае надобности грязь
разжижается водой из водяного бака, подаваемой с помощью напорного
шланга.
Отстойная масса оседает в нижней части грязевого резервуара. Если после
очищения нескольких колодцев грязевой резервуар оказывается заполненным,
то большая часть его содержимого представляет собой воду. Вода с помощью
компрессора может быть перекачена в водяной бак и затем снова
использована для промывки и разжижения грязи. Этот процесс повторяется до тех
пор, пока грязевой резервуар не будет полностью наполнен.
Автомобили пожарной и спасательной служб
Профессиональная пожарная служба применяет, как правило,
следующие виды автомобилей:
а) автомобили с насосными установками, приборами и местами для
команды (фиг. 44);
б) автомобили с поворотными лестницами (фиг. 45);
в) универсальный автомобиль с насосной установкой, выдвижной
лестницей, приборами, шлангами, лебедкой и местами для команды (фиг. 46).
Развитие пожарных автомобилей уже довольно давно определяется
нормами и стандартами Комитета стандартизации Общества инженеров
пожарной охраны (DIN FEN).
На фиг. 46 показан построенный согласно нормам DIN FEN
универсальный пожарный автомобиль. Все оборудование легко доступно. Имеется насос
726

Фиг. 39. Автомобиль для очистки
канализации.
Фиг. 40. Автомобиль для очистки
канализации с подъемным краном.
Фиг. 41. Автомобиль
для очистки канализации
с подъемным краном;
объем контейнера 1 мг.
Фиг. 42. Электрокары с установкой для очистки канализации.
Фиг. 43. Автомобиль для очистки канализации с отстойной цистерной.
727

с расходом 2000 л/мин при высоте подачи струи до 80 м. Кабина закрытая,
на 8 человек. Насос смонтирован в центре рамы и приводится в действие
от двигателя автомобиля.
Часто на переднем конце рамы устанавливают так называемый передний
насос, который приводится в действие непосредственно от коленчатого вала
двигателя. В этом случае на автомобиле устанавливается также
соответствующий резервуар для воды (фиг. 47). Число оборотов насоса при этом иногда
не соответствует числу оборотов двигателя автомобиля. Поэтому указанная
установка может быть рекомендована только в тех случаях, когда
конструкция двигателя автомобиля полностью гарантирует эффективность эксплуа-
Фиг. 44. Пожарный автомобиль Фиг. 45. Автомобиль с поворотной
с переносной насосной установкой. лестницей. Длина лестницы 52+2 м.
тации насоса. Для большей части используемых насосов желательно введение
повышающей передачи с передаточным числом 2 : 1 (насос работает с числом
оборотов вдвое большим, чем число оборотов двигателя).
Пожарные насосы должны отвечать всем предъявляемым к ним
требованиям (регулируемый расход воды и высота струи 100 м и более). В
настоящее время применяются почти исключительно многоступенчатые
центробежные насосы, создающие давление до 12 am. Для засасывания воды из
открытых бассейнов требуются специальные приспособлениям. Для изготовления
пожарных автомобилей, помимо предписаний DIN и ряда соответствующих
организаций, общество FEN разработало особые технические условия для
создания единообразного типажа пожарных автомобилей, обслуживание
которых в случае необходимости было бы легко доступно всем пожарникам.
Передвижные поворотные лестницы применяются весьма широко. Для
установки поворотной лестницы применяется автомобильное шасси
специальной конструкции, пригодное для установки специального противопожарного
оборудования (фиг. 48). Шасси обладает особенно прочной рамой,
выдерживающей повышенные нагрузки, возникающие при эксплуатации лестницы.
Достаточно большая база автомобиля обеспечивает продольную
устойчивость при любом наклоне лестницы. Для повышения поперечной
устойчивости шасси выполняется широким. Выдвижные опоры выдвигаются при
помощи одной общей рукоятки; они также делаются очень прочными.
Для того чтобы во время эксплуатации поворотной лестницы не
перегружать подвеску автомобиля, последняя блокируется путем опускания
барабана с намотанными на нем шлангами.
Механизм привода лестницы
Привод лестницы осуществляется от двигателя. Коробка отбора мощности,
расположенная над основной коробкой передач автомобиля, соединена
карданным валом с механизмом лестницы. При включении коробки отбора
мощности силовая передача автомобиля блокируется.
Конструкция механизма лестницы должна обеспечивать следующие
движения:
1) подъем и опускание;
2) выдвигание и складывание (фиг. 49);
728

Фиг. 46. Универсальный пожарный
автомобиль, смонтированный на шасси
автобуса.
Фиг. 47. Пожарный автомобиль с
цистерной для воды и передним насосом.
Емкость цистерны 800 л; высота струи 80 м.
Фиг. 48. Специальное шасси пожарного автомобиля
с приводом механизма поворотной лестницы.
Фиг. 49. Схема механизма привода лестницы:
/ — привод; 2 — зубчатый венец поворотного устройства.
729

3) вращение (вправо и влево).
Эти движения лестницы могут выполняться с помощью механического
привода или вручную как последовательно, так и одновременно. Усилия,
необходимые для осуществления движения лестницы, передаются через
конические фрикционные муфты, работающие в масле. Все валы муфт
сцепления расположены в корпусе механизма лестницы горизонтально, поэтому
механизм имеет очень небольшую высоту и легко доступен для осмотра
и ремонта.
Движение подъема и опускания передается с помощью цилиндрических
и конических шестерен на соответствующий вал, изготовленный с большим
запасом прочности; вал защищен от возможных повреждений
и гарантирует плавный равномерный подъем лестницы.
Специальная конструкция подшипников вала в подъемной раме
предотвращает возникновение напряжений в деталях
подъемного механизма при движении автомобиля.
Механизм выдвигания с помощью системы цилиндрических
и конических шестерен приводит во вращение барабан лебедки,
на который принудительно наматывается вытяжной трос.
Складывание лестницы осуществляется под действием ее
собственного веса, причем скорость складывания (уборки)
регулируется с помощью специального гидравлического тормоза.
Поворот лестницы осуществляется с помощью конических
и цилиндрических шестерен, а также с помощью червячного
механизма; зубчатый венец встроен в поворотное устройство
и опирается на двойной шарикоподшипник. Поворотный
механизм включается автоматически, как только лестница
устанавливается в положение, необходимое для транспортировки.
Отличительным признаком лестницы, изображенной на
фиг. 49, являются замкнутые полые стальные профили, в
частности, полые стальные лонжероны с приваренным по всей
длине усиливающим стержнем. Эта конструкция дает
возможность при малом весе стальной лестницы получать чрезвычайно высокую
прочность с большим сопротивлением изгибу и на скручивание. Кроме
того, лестница имеет очень простой и хороший внешний вид.
Наружный (верхний) пояс лестницы рассчитывается на растяжение и
сжатие, так что стальная лестница может использоваться не только как консоль,
но и как мостик для спасения людей в горящих зданиях и при наводнениях.
Высокая прочность позволяет также работать на лестнице со шлангом, в
который подается вода под большим давлением.
Особое преимущество закругленных полых стержней заключается в их
хорошей обтекаемости и, следовательно, в малой парусности лестницы даже
при большой ее длине, вследствие чего значительно увеличивается
устойчивость. Малый вес стальных лестниц позволяет иметь большое число звеньев;
при этом лестница устойчива в продольном направлении.
Отдельные звенья лестницы представляют собой входящие друг в друга
по всей длине полые лонжероны двутаврового сечения. Звенья опираются
на спаренные ролики, смонтированные на качающихся коромыслах;
подобное устройство исключает возникновение чрезмерно высоких местных
напряжений в лонжеронах. Кроме того, малое трение обеспечивает складывание
.лестницы даже при небольшом наклоне.
Безопасный и легкий подъем по лестнице обеспечивается тем, что по ее
краям проходят два вытяжных троса (фиг. 50), и тем, что при использовании
полых стальных профилей становятся ненужными поперечные ребра
жесткости, создающие помехи при подъеме. Подъем облегчается также рифленым
резиновым настилом, которым покрыты ступени. Это позволяет безопасно
стоять и подниматься по влажным или обледенелым ступеням.
Особенно нужно отметить большую высоту боковых бортов до самого верха
лестницы.
730
•Фиг. 50.
Расположение
тросов
выдвигания.

Возможность образования ржавчины в полых профилях предотвращается
путем заполнения полостей противокоррозионной мастикой и последующим
их закупориванием, чем исключается возможность воздухообмена внутри
лонжеронов.
Предохранительные устройства
Для гарантии безопасности при эксплуатации лестница оборудуется рядом
приспособлений, исключающих установку ее в положение, при котором
возможна потеря устойчивости. Эти приборы автоматически регулируют
положение лестницы даже в том случае, если человек, обслуживающий лестницу,
не будет производить
соответствующих действий.
На фиг. 51 показана
поворотная лестница в сложенном
состоянии.
От опрокидывания лестница
предохраняется двумя
действующими независимо друг от
друга устройствами. Имеется
указатель положения 1 (фиг. 51)
и механизм автоматического
выключения привода (фиг. 52).
Указатель положения
учитывает также неровности почвы,
выключая привод лестницы в тех
случаях, когда она при данных
условиях приближается к
пределу устойчивости. В случае
необходимости этот предел
может быть несколько превзойден,
пока, наконец, в действие не
вступит механический
предохранитель, принудительно
выключающий привод.
Указатель непрерывно
указывает положение лестницы и
является поэтому необходимым
вспомогательным прибором для
обслуживающего персонала. На
этом приборе можно мгновенно
прочесть без числовых пересчетов число выдвинутых звеньев, угол наклона
и высоту подъема.
Автоматический указатель нагрузки 13 со звуковым сигнальным
устройством вступает в действие при перегрузке лестницы. Он может работать при
выключенном приводе лестницы и неработающем двигателе.
Автоматическая установка для поддержания вертикального положения
лестницы состоит из особого следящего устройства, которое при боковом
наклоне лестницы приводит в действие соответствующую муфту сцепления
{фиг. 53). Основное преимущество подобного устройства заключается в его
высокой чувствительности даже при небольших боковых наклонах.
Поддержание вертикального положения лестницы может осуществляться также
и ручным способом.
Для предохранения лестницы от толчков при наклоне применяются
предохранительные фрикционные муфты (фиг. 54), которые выключают привод
и предохраняют тем самым механизм и лестницу от перегрузки в* том случае,
когда лестница при наклоне упирается в препятствие.
Кроме того, что перечислено выще, имеются конечные выключатели
подъема, опускания, выдвигания и складывания.
731
Фиг. 51. Органы управления механизмом
поворотной лестницы:
/ — указатель положения с автоматическим
предохранителем от опрокидывания; 2 — рычаг включения
выдвигания или складывания лестницы; 3 — рычаг регулировки
подачи топлива; 4 — рычаг управления механизмом
поворота; 5 — пусковая кнопка; 6 — рычаг управления
подъемом и опусканием; 7 —сигнальные лампочки
предохранительных устройств; 8 — ходовой винт механизма
подъема с защитной трубой; 9 — рама механизма подъема;
10 — выдвижные опоры; 11 — рукоятка точной установки
по углу поворота; 12 — шкала угла подъема; 13 —
указатель нагрузки; 14 — рукоятка точной установки угла
подъема и ручной привод выдвигания и складывания;
15 — указатель длины выдвинутой лестницы; 16
—рукоятка ручного привода механизма поворота; 17 — привод
автоматической установки угла поворота; 18 —
поворотная рама; 19 — зубчатый венец механизма поворота.

Предусмотрены также возможность изменения скорости при выдвигании
и подъеме, установка поворотного устройства в положение для
складывания, выключение механизма подъема лестницы после того, как сложенная
лестница займет положение, соответствующее движению автомобиля,
блокировки рычагов для выдвигания и поворота лестницы в транспортном
положении и, наконец, блокировки рычага включения подъема лестницы до тех
пор, пока не включена блокировка подвески (фиг. 55). Кроме того, до осу-
Фиг. 52. Устройство для предохранения от опрокидывания, включающее
механизм привода.
ществления блокировки подвески блокируется рычаг, осуществляющий
выдвижение всех аутригеров (выдвижных опор).
Важнейшим условием постоянной готовности к действию передвижной
поворотной лестницы является простота и доступность ее органов
управления и приборов. В рассматриваемой конструкции это требование выполняется
путем объединения в общем блоке всех рычагов
управления, пусковой кнопки и рычага для
регулирования скорости движений лестницы.
Кабина водителя выполнена закрытой; ее
переднее отделение вмещает трех человек. В заднем
Фиг. 53. Устройство для автоматической
установки угла поворота.
Фиг. 54.
Предохранительные фрикционные муфты
для защиты от перегрузки
при упоре лестницы
в препятствие.
отделении помещаются еще четыре человека; под сиденьем находится ящик
для инструмента. Дополнительные ящики устроены под платформой и рядом
с ней, а также в подножках и вблизи крыльев. В задней части автомобиля
установлен барабан с намотанными на него пожарными шлангами.
Поворотные лестницы часто оборудуются следующими специальными
устройствами:
1) стальной выдвижной лестницей с ручным приводом, необходимой для
выравнивания небольшой разницы в высоте;
2) стальной трубой с поворотным наконечником (фиг. 56);
732

Фиг. 55. Устройство, предотвращающее включение механизма подъема
при не включенном устройстве для блокировки подвески.
Фиг. 56. Тушение пожара
при помощи труб с
поворотными наконечниками.
Фиг. 57. Скользящее кресло
для спасения людей.
Фиг. 58. Применение поворотной лестницы
в качестве подъемного крана.
Фиг. 59. Переносная или возимая
насосная установка.
733

3) скользящим креслом для спасения людей (фиг. 57);
4) грузоподъемным устройством до 2000 кг (фиг. 58);
5) переговорным устройством с громкоговорителями для связи с
верхним концом лестницы;
6) насосом, установленным перед радиатором или позади автомобиля;
7) возимым переговорным устройством для двусторонней связи.
Для противопожарной защиты многие предприятия применяют
переносные насосные установки различных конструкций.
Фиг. 60. Пожарный автомобиль-цистерна.
Фиг. 61. Расположение
противопожарного оборудования.
На фиг. 59 показана переносная или возимая установка.
Двигатель двухцилиндровый, двухтактный, с водяным охлаждением
и зажиганием от магнето. Карбюратор с пусковым устройством и воздушным
фильтром; смазка осуществляется путем добавления масла в топливо; имеется
ограничитель максимального числа оборотов.
Охлаждение термосифонное; для наполнения системы охлаждения водой,
а также для доливки воды используется насос.
Насос двухступенчатый, центробежный из специального легкого сплава,
устойчивого по отношению к морской воде; вал из нержавеющей стали.
Всасывающий патрубок — со
съемным фильтром, два боковых
напорных патрубка — с запорными
вентилями с вакуумметром и манометром.
Большая резьбовая спускная пробка
для удаления воды из полости
насоса. Лабиринтное уплотнение вала.
Всасывающее устройство
приводится в действие с помощью сжатых
газов от одного из цилиндров
двигателя. Устройство обеспечивает
быстрое всасывание на высоту 8 м.
Фрикционное сцепление
расположено между двигателем и насосом.
Бак для топлива и бак для воды
расположены над двигателем и насо-
Фиг. 62. Отсек управления пожарного
автомобиля-цистерны.
сом. Емкость бака для топлива достаточна для двухчасовой работы при
номинальной мощности. Бак для охлаждающей воды — съемный, что
облегчает доступ к змеевику.
Рама сварная из стальных труб и проката, со складными рукоятками
и пружинящими полозьями. Имеются фиксаторы для закрепления при
перевозке на автомобиле.
Пожарный автомобиль-цистерна показан на фиг. 60—62.
Кабина для команды рассчитана на 6—7 человек.
Противопожарное оборудование, в том числе лестницы, размещаются
позади кабины для команды в соответствующих отсеках, где оно защищено
от атмосферных воздействий и всегда находится под руками (фиг. 61).
734

Фиг, 63. Шасси с кабиной водителя (грузоподъемность 1,5 т, база
3250 мм), оборудованное поворотной лестницей.
Фиг. 64. Пожарный автомобиль Сгрузоподъемность 1,5 га, база 3250 мм).
Фиг. 65. Шасси с кабиной водителя (грузоподъемность 1,5 га, база
3250 мм), оборудованное поворотной лестницей.
Фиг. 66. Пожарный автомобиль (грузоподъемность 1,5 т, база 3250 мм).
735

Насос установлен в центре автомобиля и приводится в действие от
короткого вала без промежуточных подшипников. Его производительность
1500 л/мин при высоте струи 80 м. Насос присоединен непосредственно к
водяному баку емкостью 2000 л. Всасывающий и нагнетательный трубопроводы
проходят через водяной бак таким образом, что как всасывающий, так и
напорный патрубок располагаются на задней стенке цистерны (фиг. 62). На авто-,
мобиле имеются также приспособления для тушения огня с помощью пены
*(огнетущител и).
На фиг. 62—66 показаны пожарные автомобили различных фирм.
Санитарные автомобили и автомобили для перевозки покойников
Кузовы для данных автомобилей изготовляются, как правило, на
специализированных предприятиях. В зависимости от предъявляемых требований
эти предприятия используют шасси серийных легковых автомобилей и
грузовых автомобилей малой грузоподъемности; при этом рамы частично
переделываются или заменяются.
В санитарных автомобилях стремятся изготовить кузов и оборудование
>{носилки, сиденья, инструментальные ящики и т. д.) из возможно более
.легких материалов для того, чтобы иметь возможность применять легкие
шасси; это не только экономически целесообразно, но и, кроме того,
позволяет увеличить полезную нагрузку, так как вес кузова автомобиля со всеми
устройствами не должен составлять более 80—85% от грузоподъемности
шасси. Размеры и планировка подобных автомобилей выполняются соот-
Бетственно стандартам.
На фиг. 67—69 изображены санитарные автомобили, выполненные на
обычных шасси различных легковых автомобилей.
На фиг. 70 и 71 изображены санитарные автомобили, выполненные
на шасси автофургонов.
На фиг. 72 показан обычный автофургон, переоборудованный в
санитарный автомобиль.
Для перевозки покойников почти всегда используются кузова на шасси
легковых автомобилей, так как нагрузка, включая водителя и провожатого,
доставляет примерно 250—300 кг (фиг. 73).
Седельные тягачи с полуприцепами
Для транспортировки тяжеловесных грузов часто применяются тягачи
«с полуприцепами. Первые представляют собой обычные грузовые шасси
с укороченной базой (примерно 2,4—3,4 ж, в зависимости от расположения
кабины водителя). Такие автомобили весьма маневренны и, безусловно,
предпочтительнее грузовых автомобилей, буксирующих два прицепа. Их
эксплуатация экономически более выгодна, чем эксплуатация грузовых
автомобилей, так как в то время, когда одни полуприцепы нагружаются или
разгружаются, к тягачу может быть прицеплен другой полуприцеп и он может
продолжать выполнять транспортную работу. Полуприцепы могут быть
с кузовами в виде грузовой платформы, фургона и т. д. Устройство для сцепки
полуприцепа с тягачом делается автоматическим и действует вполне надежно.
Присоединение и отсоединение полуприцепа выполняются очень быстро
и безопасно. Автопоезд с полуприцепом имеет значительно меньшую длину
и занимает на улице меньше места, чем обычный грузовой автомобиль с
прицепами. Грузоподъемность полуприцепов составляет от 3 т и выше.
На фиг. 74 изображен тягач с полуприцепом-холодильником.
Автомобили службы ремонта и наблюдения
Предприятия электрического, газового и водопроводного хозяйств
большого города, а также служба трамвая, бойни, школы, больницы, службы
снабжения нуждаются в специализированных автомобилях, которые должны
736

Фиг. 67. Санитарный
автомобиль,
смонтированный на шасси легкового
автомобиля:
/ — съемный портативный
ящик для перевязочного
материала и санитарных
принадлежностей; 2 — сиденье,
которое может быть
использовано лишь при отсутствии
носилок.
Фиг. 68. Легковой
автомобиль с кузовом
лимузин, используемый в
качестве санитарного
автомобиля с одними
носилками.
Фиг. 69. Санитарный
автомобиль,
смонтированный на шасси легкового
автомобиля.
f я г—^
зг
L
■JuL
f
щ
Фиг. 70. Санитарный
автомобиль q двумя носилками,
смонтированный на шасси
автомобиля-фургона
(грузоподъемность 1,5 т, база
3250 мм).
47 Бюссиен 644
737

Фиг. 71. Санитарный автомобиль с одними носилками,
смонтированный на шасси автомобиля-фургона
(грузоподъемность 1,5 т, база 3250 мм).
Фиг. 72. Автомобиль-фургон, оборудованный в качестве санитарного
автомобиля.
Фиг. 73. Похоронный автомобиль на шасси грузового
автомобиля (грузоподъемность 1,5 т, база 3250 мм).
738
Фиг. 74. Тягач с полуприцепом-холодильником.

конструироваться в зависимости от назначения. Например, автомобиль
с телескопической вышкой для ремонта воздушной контактной сети или
уличного освещения и т. п. (фиг. 75—77), автомобиль технической помощи
(фиг. 78), автомобиль для перевозки пищевых продуктов (фиг. 79),
автомобиль для перевозки скота (фиг. 80) и т. д.
Для того чтобы эти автомобили полностью соответствовали своему
назначению (учитывая, что они часто изготовляются только в единичных
экземплярах или в очень небольших количествах), изготовителям необходимо,
прежде чем начинать конструирование и изготовление машины, совместно
с заказчиками исследовать и изучить все требуемые условия., которые
обеспечивают экономически
целесообразное и высокопроизводительное
использование будущего объекта.
Фиг. 75. Автомобиль с телескопической вышкой для ремонта воздушной контактной сети
На фиг. 81 показан электротягач с буферным устройством для
подтягивания и передвигания груза от железнодорожного вагона к
товарному складу. Для перевозки пищи в больницах и других лечебных
учреждениях применяется электрокар с соответствующим кузовом
(фиг. 82).
На фиг. 83 показан автомобиль аварийной службы. При
конструировании этого автомобиля в основу были положены следующие
требования:
1) наличие мощного поворотного подъемного крана с углом поворота
360° и приводом от электродвигателя для всех движений крана;
грузоподъемность 7 т в направлении продольной оси автомобиля и 4 т в поперечном
направлении; высота подъема над уровнем земли не менее 4 м при большом
вылете стрелы; высота подъема ниже уровня земли (из ямы котлована и т. д.)
при уменьшенной грузоподъемности не менее 25 м\
2) наличие лебедки с приводом от электродвигателя и допустимой
нагрузкой на канат 5 т\
3) наличие электрогенератора мощностью не менее 15 ква\
4) машинные агрегаты не должны затруднять доступ к отсекам, где
размещено оборудование и инструмент; эти отсеки должны быть
закрытыми;
5) расположение центра тяжести автомобиля должно быть возможно
более низким;
6) простота обслуживания и нечувствительность к возможным ошибкам
обслуживающего персонала.
На фиг. 84 изображен автомобиль с подъемным краном, а на фиг. 85
и 86 показаны зоны действия поворотного^ подъемного крана.
47*
739

-3700 —
Фиг. 76. Автомобиль с телескопической вышкой.
Фиг. 77. Электромобиль с
телескопической вышкой и кабиной для
обслуживающего персонала.
Фиг. 78. Автомобиль технической помощи.
740

Фиг. 79. Автомобиль для перевозки
пищевых отходов.
Фиг. 80. Автомобиль
для перевозки скота.
Фиг. 81. Электротягач с буферным Фиг. 82. Электрокар со шкафом для
перебрусом, возки пищи.
Фиг. 83. Автомобиль аварийной службы.
Фиг. 84. Автомобиль аварийной
службы в работе.
741

2,5 т
Фиг. 85. Зона действия и грузоподъемность
подъемного крана аварийного автомобиля:
/ — зона досягаемости; 2— эпюра изменения
грузоподъемности.
Фиг. 86. Зона действия шпилевого
устройства.
Фиг. 87. Передвижное отделение связи (почтовое Фиг. 88. Рейсовый почтовый
автоведомство), мобиль (внутренний вид).
Фиг. 89. Автомобиль для доставки почтовых
посылок.
Фиг. 90. Автомобиль для
деловых встреч и совещаний.

Почтовые автомобили
Почтовое ведомство наряду с обычными автомобилями и мотоциклами
использует легковые автомобили службы наблюдения, автомобили
телеграфной службы и автобусы, а также и автомобили специального назначения,
а именно:
а) передвижные отделения
связи, которые обслуживают почти
все крупные общественные
мероприятия, как, например,
спортивные состязания, ярмарки,
выставки и т. д. (фиг. 87);
б) рейсовые почтовые
автомобили, в которых почтовые
отправления обрабатываются так же,
как и в железнодорожных
почтовых вагонах; подобные автомобили
ускоряют доставку почты и ис-
Фиг. 91. Почтовый автобус с гусеничным
движителем.
пользуются как на автострадах,
так и на проселочных дорогах
(фиг. 88 и 89);
в) автомобили для встреч и совещаний, предоставляемые в распоряжение
различных организаций и ведомств (фиг. 90);
г) автобусы с гусеничным движителем для горных заснеженных дорог,
обеспечивающие регулярную доставку почты в этих тяжелых условиях
(фиг. 91).
АВТОМОБИЛИ СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Автобусы
Автобусы, предназначенные для движения только по городу, могут иметь
небольшую максимальную скорость, но зато они должны обладать очень
хорошей приемистостью. Таким образом, в данном случае необходим
правильный выбор передаточных чисел силовой передачи, обеспечивающий
наивыгоднейшие числа оборотов двигателя.
Переключение передач должно
осуществляться легко и бесшумно.
Фиг. 92. Городской автобус.
Фиг. 93. Городской автобус
большой вместимости.
Для уменьшения полного веса автобуса необходимо стремиться к
максимальному облегчению конструкции, что обеспечивает более экономичную
эксплуатацию. Всякое увеличение веса означает увеличение расхода топлива,
повышение стоимости эксплуатации и уменьшение числа пассажиров.
Основные требования, предъявляемые к шасси автобусов:
а) повышение безопасности движения путем возможно более низкого
расположения центра тяжести;
743

б) уменьшение высоты входных ступеней, что способствует более быстрому
входу и выходу.
Часто применяется вагонная компоновка автобусов (фиг. 92), которая
дает возможность увеличить количество. пассажирских мест почти на 20%
за счет более произвольного использования площади.
На фиг. 92 и 93 изображены автобусы, применяемые на городских и
междугородных линиях, а также почтовым ведомством.
Конструктивные формы машин для удовлетворения потребностей расту-
щего пассажирского движения, а также туризма постоянно совершенствуются
в направлении повышения безопасности при эксплуатации, а также в
направлении удовлетворения все возрастающих требований пассажиров в
отношении комфорта и удобств.
Скоростные автобусы для дальних путешествий, которые почти
исключительно используются на автострадах, должны гарантировать возможность
безопасной, продолжительной и непрерывной эксплуатации машины.
Красивые кузова, которые часто являются очень дорогими, выполняются
такими не только ради красоты, но также и для того, чтобы сделать поездку
в автобусе более приятной.
Шасси автобусов
Конструкция шасси обусловливается расположением двигателя. Во всех
случаях двигатель располагается вне помещения для пассажиров. На фиг. 94
показаны возможные варианты расположения двигателя. Двигатель может
располагаться впереди под капотом, но из-за этого автобус получается очень
Фиг. 94. Возможные варианты размещения двигателя.
длинным. Наиболее целесообразно располагать двигатель (или два двигателя)
под полом или сзади в продольном или поперечном направлениях.
На фиг. 95 изображено шасси автобуса с двигателем, расположенным под
полом. Мощность двигателя 135 л. с, рабочий объем 8,75 л; вес шасси около
4650 кг; грузоподъемность 7350 кг. Допустимый полный вес для
междугородных автобусов 10 000 кг, для городских автобусов 12 000 кг; возможна
буксировка прицепа с полным весом 7500 кг. База 5250 мм; высота рамы
при полной нагрузке 715 мм; максимальная скорость 85 км/час.
Наиболее часто применяется расположение двигателя сзади или под
полом; это справедливо как для несущих кузовов, так и для рамной
конструкции. Двигатели применяются большей частью шестицилиндровые, хотя
744

Фиг. 95. Шасси автобуса фирмы Bussing с двигателем, расположенным под полом:
/ _ радиатор; 2 — двигатель; 3 — коробка передач; 4 — главная передача.

Фиг. 96. Шасси с передним расположением двигателя.

Фиг. 97. Шасси с задним расположением двигателя.

благодаря малым размерам применяются также и V-образные восьмицилин-
дровые двигатели (особенно в США).
Необходимо, чтобы сцепление было достаточно надежным, а коробка
передач обязательно имела синхронизаторы. Число передач должно быть не
менее пяти (желательно щесть); одну из передач следует делать повышающей.
Передаточные числа могут составлять:
1-я передача 6,2; 2-я передача 3,2;
3-я передача 1,75; 4-я передача 1;
5-я передача 0,75; главная передача
7,1—8,6.
Для получения высоких средних
скоростей без слишком высоких
максимальных скоростей удельная
мощность двигателя должна составлять
по меньшей мере 12 л. с. на \ т
полного веса. В США имеются автобусы
с двигателями мощностью 300 л. с.
На фиг. 96 показано шасси с
двигателем, расположенным впереди.
Двигатель шестицилиндровый,
мощностью 120 л. с, с рабочим объемом
7,27 л; вес шасси 4670 кг,
допустимый полный вес 11 000 кг.
На фиг. 97 показано шасси с задним расположением двигателя. Двигатель
мощностью 130 л. с, пятиступенчатая коробка передач; допустимый полный
вес 11 600 кг.
На фиг. 98 показано устройство силовой передачи при поперечном
расположении двигателя (США). Конструкция имеет очень короткий карданный
вал, длиной не более 500 мм.
Фиг. 98. Силовая передача автобуса при
поперечном расположении двигателя (США).
Фиг. 99. Шасси автобуса (Англия).
Автобусы должны обладать отличной устойчивостью при движении по
прямой и на поворотах и иметь надежные тормоза. В Англии некоторые
автобусы имеют независимую подвеску передних и задних колес. На фиг. 99
показано шасси подобного автобуса (для 75 пассажиров) с двигателем,
расположенным под полом. На фиг. 100 показана подвеска передних колес,
а на фиг. 101 — подвеска задних колес и силовая передача.
Кузова автобусов
Малый вес, безопасность, хорошая обзорность, возможность (для
городских автобусов) быстрого входа и выхода пассажиров — вот важнейшие
требования, предъявляемые к конструкции автобусного кузова.
Расположение дверей является определяющим для конструкции кузова и располо-
748

Фиг. 100. Подвеска передних
колес автобуса.
^
II11
1 1
1
It!
if(
It
11 i
il Mi
II
T
1
*ti
N.
Pi cdt*=
т /л
—■—J
i
i
Фиг. 101. Подвеска
задних колес
автобуса.
749

Фиг. 102. Автобус вме- |
стимостью 37 человек
(США).
а)
О
о
Ч
Фиг. 103. Автобусы фирмы Ford:
а — 22-местный, грузоподъемность шасси 2 т; база 4,65 м, двигатель V-образный восьмици-
линдровый, длина 7400 мм, высота 2500 мм, ширина 2300 мм, высота кузова 1,8 м;
б — 33-местный автобус.
750

жения сидений. Если в автобусе имеется кондуктор, то двери для выхода
располагаются впереди и посередине, а сзади устраивается одна широкая
входная дверь. Если в автобусе обязанности кондуктора выполняет водитель,
то вход находится впереди, а выход сзади; возможна также еще одна дверь
посередине. Колесные кожухи также влияют на расположение мест для
сидения. В автобусах американских фирм (за исключением городских автобусрв)
пол проходит над этими кожухами и, следовательно, расположен
достаточно высоко (фиг. 102).
Расположение мест в автобусе фирмы Ford показано на фиг. 103, a (V-об-
разный восьмицилиндровый двигатель мощностью 100 л. с, расположенный
Фиг. 104. Расположение мест для сидения в городском автобусе.
под вынесенным вперед капотом). На фиг. 103, б показан 33-местный
автобус этой же фирмы.
На фиг. 104 изображен городской рейсовый автобус с большим числом
мест для стояния.
На фиг. 105 показаны два автобуса с передним расположением двигателя
под капотом.
На фиг. 106 показан автобус французского производства с задним
расположением V-образного восьмицилиндрового двигателя мощностью 100 л. с.
или соответствующего дизеля. Этот автобус отличается более рациональным
расположением мест при подобной конструкции. Багаж размещается под
полом и под потолком (на антресолях).
На фиг. 107 изображена конструкция английского автобуса. Двигатель
расположен под полом. В автобусе 32 места для сидения.
Трехосный автобус с приводом на среднюю ось и управляемыми колесами
передней и задней оси показан на фиг. 108. Два карбюраторных двигателя
мощностью по 180 л. с. или два дизеля мощностью по 140 л. с. размещены
в центральной части шасси слева и справа и работают либо отдельно, либо
вместе. Кузов сочлененный, причем две его части могут смещаться одна
относительно другой. База между передней и задней осями 4,8 м, между
средней и задней осями 4,95 м, длина 14,33 м, ширина 2,44 м или 2,64 м, высота
2,8 м. Радиус поворота: для передних колес (наружный) 9,2 м, для средних
колес (внутренний) 5,64 м, для задних колес (наружный) 9,5 м. Размер шин
751

Фиг. 105. Различные формы кузовов серийного производства.
752

Фиг. 106. Французский
автсбус:
/ — воздухозаборники для
охлаждения двигателя;
2 — открывающиеся окна.
j
ел
00

4-
Фиг. 107. Английский автсбус:
/ — воздухозаборник системы отопления; 2 — заливная горловина для топлива; 3 — запасное колесо; 4 — запасный выход
с убирающейся подножкой; 5 — место проводника; 6 — микрофон; 7—стойка и холодильник; 8 — задний багажник (2,16 м3).

10,00—20". Данное шасси и кузов выполняются так же, как троллейбус,
и могут вмещать до 120 пассажиров.
В США применение на автобусе двух двигателей весьма обычно. При
разгоне и на подъеме работают оба двигателя, в остальных случаях работает
только один из них. Таким образом обеспечивается хорошая экономичность
при высоких средних скоростях движения.
Фиг. 108. Трехосный автобус.
1300
Расположение мест для сидения стандартизовано (фиг. 109). Вновь
проектируемые автобусы должны иметь свыше 25 мест для сидения; справа должны
быть две двери или одна в середине шириной не менее 1200 мм. ш п-^*1
Вместо шасси с рамой, на котором устанавливается кузов, соединенный
с шасси упругими креплениями, все шире начинают применяться безрамные
конструкции. Как в случае шасси с рамой, так и в случае безрамной
конструкции, безусловно, должны
применяться облегченные
конструкции. Для этого можно
использовать как сталь, так
и легкие сплавы, а также
смешанные конструкции.
Деревянные конструкции
полностью исключаются.
На фиг. ПО показан
легкометаллический каркас
(США). Конструкция
выполнена сварной. На фиг. 111
показан легкометаллический
350
каркас автобуса (США). Сле- Фиг. 109. Стандартизованное расположение сидений
дует обратить особое внима- в автобусе,
ние на легкометаллический
каркас американского автобуса (фиг. 112); подобная конструкция весьма
устойчива по отношению к деформациям и вибрациям. Конструкция
сварная, выполнена из легкометаллических профилей. На фиг. 113 показан
стальной каркас со стальным полом, причем каркас пола (фиг. 114) жестко
сварен с каркасом кузова.
Последние конструкции представляют собой несущие кузова.
На фиг. 115 и 116 изображен автобус с несущим кузовом со стальным
каркасом и обшивкой из легкого сплава. Рама отсутствует. При допустимом
полном весе автобуса 7700 кг он имеет 43 места для сидения, в том числе
одно дополнительное. База составляет 5000 мм, длина 10 800 мм, ширина
2485 мм, высота около 2600 мм. Благодаря хорошей обтекаемости кузова
достигается высокая топливная экономичность уже при средних скоростях
движения. Заднее расположение двигателя способствует более
благоприятному распределению нагрузки между передними и задними колесами и более
рациональному расположению мест для сидения и использованию
полезного объема кузова.
48*
755

Фиг. ПО. Легкометаллическая конструкция
кузова американского автобуса.
Фиг. 111. Легкометаллический
каркас и кузов американского
автобуса.
Фиг. 112. Легкометаллический каркас.
Фиг. 113. Конструкция каркаса автобусного кузова.
756

Фиг. 114. Сварной пол из стальных профилей несущего кузова
автсбуса.
Фиг. 115. Автсбус с кузовом из легких сплавов.
шиш
ппппп
Фиг. 116. Расположение мест в автсбусе, изсбраженном на фиг. 115:
длина 10 800 мм, длина переднего свеса 2180 мм, ширина 2500 мм,
высота внутри кузова 1820 мм, общая высота 2700 мм, расстсяние между
сиденьями 730 мм, база автсбуса 50(0 мм, ширина двери 800 мм, длина
заднего свеса 3600 мм, максимальная скорость 90 км/час.
757

Несущий каркас выполнен из полученных путем вытяжки профилей,
изготовленных частично из специальных сталей, а частично из легких
сплавов; конструкция каркаса в основном сварная (электросварная), в
необходимых случаях применены резьбовые соединения. В средней части, т. е.
от передней двери до задней включительно, каркас сделан в виде оболочки;
в этом случае жесткость достигается за счет введения специальных
конструктивных элементов. Двигатель с коробкой передач подвешен на резиновых
креплениях на специальном подрамнике. Передняя и задняя части каркаса
кузова изготовлены из профилей, выполненных из легкого металла и
усиленных в наиболее нагруженных местах. Крыша, не являющаяся несущим
элементом конструкции, выполнена в виде оболочки. Продольный лонжерон
крыши изготовлен из легкого сплава; обшивка крыши выполнена из
стального листа толщиной 1,2 мм. Крыша при желании может изготовляться
раздвижной с застекленными краями.
Пол автобуса сделан из стальных листов толщиной 1 мм; в местах
соединения листов с каркасом использованы деревянные прокладки. В передней
части пола автобуса имеется откидной люк, открывающий доступ к
тормозному валу. С правой стороны на высоте топливного бака находится крышка,
прикрывающая штуцер бензопровода к бензиновому насосу. Стальной пол
обшит пробковым настилом, который, в свою очередь, покрыт слоем
синтетического материала — террафлекса.
Перед дверями имеются подножки в две ступени; дверные проемы имеют
уплотнения, предотвращающие проникновение пыли и возникновение
сквозняков. Подножки обпиты ковриками, предотвращающими скольжение;
коврики крепятся к полу с помощью полированных планок. Предусмотрено
освещение подножки автоматическим включением.
С правой стороны кузова расположены две двери для входа и выхода
пассажиров. Дверь для водителя находится с левой стороны кузова. Двери
выполнены из легкого сплава и подвешены к стойкам при помощи
специальных шарниров. Предусмотрены ограничитель поворота двери и тормоз,
предотвращающий ее самопроизвольное открывание или закрывание.
Расположенные на правой стороне двери имеют на высоте пола крышки для
перекрывания подножек со ступенями. Задняя правая дверь имеет наглухо
заделанное стекло.
Кожухи колес сделаны возможно более низкими с тем, чтобы они как
можно меньше вдавались внутрь кузова. Тем не менее кожухи допускают
использование шин размером 8,25—20" с цепями противоскольжения.
Металлическая обшивка каркаса выполнена так, как это обычно делается
при использовании легких сплавов. Листы обшивки крепятся к каркасу
при помощи заклепок или точечной электросварки; образующиеся при этом
стыки соответствующим образом заделываются.
В задней части кузова, позади последней стойки, расположен отсек для
двигателя. Достаточно удобный доступ к двигателю осуществляется путем
открывания двух крышек, также выполненных из легкого сплава; при этом
открытые крышки не создают помех движению.
Вентиляция отсека д игателя осуществляется обычным способом.
Параметры системы охлаждения двигателя подобраны в результате стендовых
и дорожных испытаний, выполненных в большом объеме. Для технического
обслуживания и ремонта радиатора к последнему предусмотрен удобный
доступ.
Под отсеком двигателя в центральной части кузова имеется
вентиляционный люк, который одновременно может быть использован для быстрого
и легкого демонтажа двигателя, причем для этого не требуется особых
вспомогательных приспособлений.
Изнутри боковые стенки автобуса облицованы хорошо отполированной
фанерой. Потолок автобуса покрыт набивным сукном голубого цвета.
На передней стенке смонтирована приборная доска со всеми необходимыми
приборами.
758

Окна автобуса застеклены многослойным стеклом (кроме передних угловых
окон и заднего окна, которые застеклены плексигласом). Окна герметичны
1Л не открываются. Стекла в передней двери гнутые.
Автобус, как видно из фиг. 116, рассчитан на 42 места для сидения;
последние очень удобны даже и при дальних переездах. Кресла изготовлены
из легкого сплава, покрыты специальной 'обивкой и привинчиваются
iK полу или боковым стенкам. Кресло водителя может перемещаться в
продольном направлении и, кроме того, опускаться или подниматься.
Пятиместное сиденье у задней стенки автобуса монтируется вместе со спинкой
на стенке отсека для двигателя. Подушка заднего сиденья укреплена на
[неподвижном ящике, примыкающем к задней стенке и имеющем люк для
доступа к коробке передач и к аккумуляторной батарее. Подушка может
быть легко и быстро снята.
Отсек для двигателя, расположенный позади заднего сиденья, разделен
сна две части горизонтальной перегородкой. Нижнее отделение служит для
размещения двигателя, а верхнее предназначено для багажа. Последнее
отделено от пассажирского помещения декоративной решеткой. Кроме того,
под полом с правой и левой стороны расположены еще по два багажника,
закрытых снаружи откидными крышками; последние имеют
пыленепроницаемые резиновые уплотнения. Низкое расположение багажа благоприятно
«отражается на устойчивости автобуса. В местах закругления крыши над
тремя первыми боковыми окнами с обеих сторон прикреплены сетки для
мелкого багажа.
На обеих боковых стенках отсека для двигателя имеются проемы,
закрытые съемными крышками, которые снимаются при ремонте и техническом
обслуживании двигателя. Высота расположения двигателя над полом
(дорогой) позволяет работать с ним, не сгибая спины.
Запасное колесо размещено в специальном отсеке над двигателем, причем
оно вынимается через проем правой стенки отсека двигателя.
Колеса, как это видно из фиг. 115, наполовину закрыты откидывающимися
вверх крышками, благодаря чему обеспечивается свободный доступ к колесам,
и смена их может выполняться без затруднений.
Под приборной доской смонтирована современная установка для
кондиционирования воздуха, которая с помощью системы воздуховодов
поддерживает в автомобиле заданную температуру воздуха. Эта установка
обеспечивает также достаточно интенсивный воздухообмен внутри кузова.
Поступление воздуха при медленной езде и при стоянке регулируется включением
вентилятора. Кроме этого, пропуская воздух через теплообменник, можно
подогревать его до любой желаемой температуры. Устройство для обогрева
стекол органически включено в кондиционную установку. Избыточное
давление в кузове гарантирует отсутствие в нем пыли, выхлопных газов и паров
топлива. В задней стенке кузова над окном расположено вентиляционное
отверстие; пропускная способность последнего может регулироваться.
Двигатель карбюраторный восьмицилиндровый с V-образным
расположением цилиндров. Мощность 100 л. с. при 3500 об/мин. Может быть
установлен дизель мощностью 90 л. с. при 3000 об/мин. Двигатель имеет резиновую
подвеску и не подвержен вибрации, что обеспечивает его малошумную и
плавкую работу. Карбюраторный двигатель имеет рабочий объем цилиндров
3,92 л, дизель —4,08 л.
Сцепление — однодисковое, сухое, выполнено в одном блоке с двигателем.
Коробка передач — четырехступенчатая, с синхронизаторами и
следующими передаточными числами: 1-я передача 6,398; 2-я передача 3,012; 3-я
передача 1,686; 4-я передача 1; задний ход 7,820.
Распределение веса: на переднюю ось 2400 кг, на заднюю ось 5300 кг.
Передний и задний мосты изготовлены по специальному заказу.
Передаточное число главной передачи 5,83 или 6,66.
Передние колеса односкатные, задние — двухскатные. Размер шин
3,00—20".
759

Листовые рессоры опираются на специальные кронштейны, встроенные
в несущий кузов. Обеспечивается смазка рессорных пальцев.
Тормоза колодочные, с гидравлическим приводом, действуют на все колеса;
имеется пневматический усилитель. Ручной тормоз с механическим приводом
от рукоятки действует на все колеса.
Водяное охлаждение осуществляется с помощью водяного насоса;
имеется дистанционный термометр.
Собственный вес, включая запасное колесо, водителя
и т. д., в кг 4500
Допустимый полный вес в кг 7700
Полезная нагрузка в кг 3200
Отношение полезной нагрузки к собственному весу .... 0,71
Число мест для сидения при обычной эксплуатации . . . 42+1
Число мест для сидения при работе на специальных
линиях 42+1+7 запасных
сидений
Вес на одно место для сидения при обычной эксплуатации
в кг 104
Вес на одно место для сидения при работе на
специальных линиях в кг 92
Мощность на 1 т собственного веса в л. с 21
Мощность на 1 т полного веса в л. с 12 2
Максимальная скорость в км/час 90
Расход топлива в л на 100 км Около 16
На фиг. 117 показан автобус с кузовом из легких сплавов, а на фиг. 118 —
расположение мест для сидения этого автобуса. Несущая конструкция
по высоте кончается полом; кузов составляет с ней одно целое. Благодаря
этому достигается высокая жесткость. Большие окна обеспечивают хороший
обзор во все стороны. Схема вентиляции и отопления показана на фиг. 119.
В туристском варианте предусмотрено 37 мест для сидения, не считая
водителя; в междугородном варианте — 41 место помимо водителя и при
эксплуатации в качестве городского автобуса — 41 место для сидения и 7 — для
стояния. Вес 4500 кг, допустимая полная нагрузка 7700 кг.
Удельный вес автомобиля на одного пассажира (в кг):
туристского автобуса 122
междугородного автобуса ПО
городского автобуса 94
Расход топлива в л на 100 км 16
Автомобили, используемые для обслуживания школ и для целей рекламы
Для обслуживания школ и для целей рекламы используются различные
специализированные автомобили, а именно:
а) передвижные школьные зубоврачебные кабинеты, используемые для
зубоврачебных осмотров школьников; передвижные библиотеки,
обслуживающие жителей городских предместий и деревень, передвижные спортивные
базы и т. п.;
б) автомобили для целей рекламы, используемые фирмами,
производящими различные товары широкого потребления; эти автомобили обычно
оборудуются громкоговорителями, причем они одновременно приспособлены
для доставки и демонстрации рекламируемых товаров;
в) автомобильные колонны, используемые различными учреждениями
для организации передвижных выставок, а также для различных других
целей.
Так как для всех подобных автомобилей, как правило, требуется
значительное количество электроэнергии, то в них необходимо предусматривать
" возможность размещения и использования дополнительных
аккумуляторных батарей. Это означает, что нужен добавочный генератор с приводом
или непосредственно от двигателя, или от вспомогательного механизма.
760

Фиг. 117. Автобус с кузовом из легких сплавов.
Фиг. 118. Расположение мест в автобусе и основные его размеры.
Фиг. 119. Схема воздушных потоков отопления и вентиляции.
Нижний воздушный поток по мере надобности является охлаждающим или
обогревающим. Верхний поток обеспечивает интенсивное поступление
свежего воздуха. Сквозняк при этом отсутствует. Отсос воздуха
осуществляется снизу вверх.
761

Автомобили службы радиовещания
Для передачи важных сообщений широко используются автомобили,
-оборудованные соответствующими установками. Эти автомобили должны
-быть постоянно готовы к выезду и обладать достаточной скоростью.
I Автомобили для перевозки жидкого топлива
Непрерывный рост автомобильного транспорта связан с увеличением
потребности в топливе и смазочных материалах, которые должны
доставляться на нефтебазы и раздаточные пункты. Это ставит перед
конструкторами задачу создания быстро заполняемых и опоражниваемых автомобилей-
цистерн. К этим автомобилям предъявляются следующие требования:
а) малый собственный вес для увеличения полезной нагрузки, так как
такие автомобили, как правило, проходят с полезной нагрузкой только
50% пути;
б) низкое положение центра тяжести для повышения устойчивости;
в) четырехугольное со скругленными краями поперечное сечение
цистерны, что обеспечивает как низкое расположение центра тяжести,
так и улучшение внешнего вида;
г) пожарная безопасность, наличие заземления и предохранителей,
позволяющих предупредить возникновение повышенного давления
вследствие повышения температуры;
д) отсутствие деревянных конструкций;
е) полная безопасность эксплуатации и высокая точность измерений
количества топлива.
Требования п. «а» почти полностью выполняются благодаря применению
для изготовления цистерн легких сплавов, удельный вес которых в 2,9 раза
меньше стали.
На фиг. 120 показан автомобиль с двухсекционной алюминиевой
цистерной с отсеками для оборудования и ящиками для шлангов. Опорожнение
цистерны может производиться непосредственно и через топливомер.
Конструктивные особенности этого автомобиля следующие.
Для предохранения от коррозии внутренние стенки алюминиевой цистерны
обрабатываются специальным способом. Деревянные детали отсутствуют.
Вся установка, состоящая из цистерны и необходимого оборудования,
монтируется на раме шасси без сварки и сверления отверстий, так что
ослабление рамы исключается.
Цистерна, изготовленная из алюминия или стали, сваривается с обеих
^сторон, т. е. как изнутри, так и снаружи. В случае алюминиевой цистерны
колпак наполнительного патрубка не приваривается, как это делалось
прежде, а штампуется из материала самой цистерны. Для защиты от
коррозии все стальные винты и шайбы, соприкасающиеся с алюминием,
покрываются кадмием. При наличии нескольких секций (отсеков) все колпаки
закрываются крышкой, расположенной вдоль всей цистерны и придающей
<ей красивый внешний вид. В отличие от применявшихся ранее
уплотняющих материалов в настоящее время используется исключительно
синтетическая резина, которая непроницаема для топлива и эластична, что является
преимуществом по сравнению с прежними уплотнителями. Оборудование
и приборы могут располагаться по-разному. Насос для перекачивания
топлива с механическим приводом устанавливается только на крупных
автомобилях-цистернах.
На фиг. 121 и 122 изображены автомобили-цистерны для перевозки
топлива, а на фиг. 123 и 124—схема процесса наполнения и опорожнения
цистерны. Рабочий процесс (фиг. 123):
1. Наполнение:
а) сверху — через колпак наполнительного патрубка;
б) снизу — через патрубок непосредственного слива, трехходовой кран
и нижний вентиль.
762

Фиг. 120. Автомобиль с
цистерной из легких сплавов
емкостью 4000 л. Шасси
грузоподъемностью 3 т.
Фиг. 121. Тягач с полуприцепом-цистерной.
Фиг. 122. Тягач с полуприцепом-цистерной емкостью 21 000 л.
А
Фиг. 123. Схема рабочего процесса при наполнении
и опорожнении цистерны (см. фиг. 121):
/ — наполнительный патрубок; 2 — цистерна; 3 — нижний
вентиль; 4 — кран; 5 — топливомер; 6 — фильтр; 7 —
патрубок непосредственного слива; 8 — трехходовой кран.
763

2. Опорожнение:
а) без замера расхода — чер^з нижний вентиль, трехходовой кран и
патрубок непосредственного слива;
б) с замером расхода — через нижний вентиль, трехходовой кран, фильтр,,
топливомер и сливной кран.
Рабочий процесс (фиг. 124):
1. Наполнение с помощью постороннего насоса:
а) сверху — через колпак наполнительного патрубка;
б) снизу — через патрубок непосредственного слива, трехходовой кран
и нижний вентиль.
2. Наполнение с помощью насоса с приводом от двигателя или с ручным
приводом:
сверху — через всасывающий патрубок, насос с приводом от двигателя
или ручным приводом, три трехходовых крана и нижний вентиль.
3. Опорожнение:
а) без замера расхода самотеком — через нижний вентиль, трехходовой
кран и патрубок непосредственного слива;
б) без замера расхода с помощью насоса с приводом от двигателя или
ручным приводом — через нижний вентиль, запорный вентиль, насос с
приводом от двигателя или ручным приводом, три трехходовых крана и патрубок
непосредственного слива;
в) с замером расхода самотеком—через нижний вентиль, два
трехходовых крана, фильтр, топливомер и кран;
г) с замером расхода с помощью насоса с приводом от двигателя или
ручным приводом — через нижний вентиль, запорный вентиль, насос, два
трехходовых крана, фильтр, топливомер и кран.
4. Опорожнение с замером расхода из кольцевого трубопровода — через,
нижний вентиль, запорный вентиль, насос с приводом от двигателя или
ручным приводом, два трехходовых крана, фильтр, топливомер, трехходовой
кран, кольцевой трубопровод и краны этого трубопровода.
Автомобили для перевозки крупногабаритных и тяжеловесных грузов
Уже много лет стремление к удешевлению перевозок заставляет там,
где это возможно, отдавать предпочтение большегрузным грузовым
автомобилям. Четырехосный грузовой автомобиль имеет две ведущие и две
управляемые оси; при этом учитываются все последние предписания относительно
нагрузки на ось и габаритных размеров. Большая площадь грузовой
платформы особенно необходима для перевозки громоздких грузов.
На фиг. 125 показан седельный тягач с крытым полуприцепом,
используемый для перевозки легковых автомобилей от завода до магазинов. В таком
полуприцепе помещается 7—9 автомобилей, которые располагаются друг
над другом в два яруса.
На фиг. 126 показаны низкорамные автоприцепы с четырьмя
управляемыми осями.
Специальные прицепы для тяжеловесных грузов
На фиг. 126 показан низкорамный автоприцеп, рассчитанный на перевозку
груза до 40 т. Прицеп выполнен шестиосным с качающимися осями и
трубчатой рамой; центральная часть прицепа несколько опущена. Нагрузка
распределяется между двумя шестиколесными тележками. На каждую
тележку приходится лишь одна управляемая ось. Благодаря возможности
перестановки дышла подобный прицеп обладает способностью двигаться
в обоих направлениях. Собственный вес прицепа составляет около 15 т.
На таких прицепах перевозятся строительные машины и
железнодорожный подвижной состав. Обе приподнятые части платформы оборудованы
рельсами, которые могут соединяться между собой рельсовым* мостиком,
764

13
Фиг. 124. Схема рабочего процесса при наполнении и опорожнении
цистерны (см. фиг. 121):
/ — наполнительный патрубок; 2 — цистерна; 3 — нижний вентиль; 4— насос
с ручным приводом; 5 — перепускной вентиль; 6 — насос с приводом от
двигателя; 7 — сливной кран кольцевого трубопровода; 8 — всасывающий патрубок;
9 — сливной кран; 10—топливомер; 11— фильтр; 12 — кольцевой трубопровод;
13 — патрубки непосредственного слива; 14 — трехходовой кран.
Фиг. 125. Седельный тягач
с полуприцепом для перевозки
легковых автомобилей.
- '
.... ■■ v,?
Фиг. 126. Низкорамные прицепы.
765

проходящим над опущенной частью платформы; в случае надобности мостик:
может быть убран. На прицепе можно одновременно перевозить до трех
небольших локомотивов.
Машины для строительства дорог
В последнее время машины для строительства дорог оборудуются
собственными силовыми агрегатами (двигателями внутреннего сгорания), а также
коробками передач, дифференциалами, рулевым управлением и т. п.
Вследствие этого появляется возможность эксплуатировать такие машины
<: помощью соответствующего обслуживающего персонала без
дополнительных затрат на водителей тягачей, что делает их применение экономически
целесообразным.
Тягачи
Для буксировки тяжелых прицепов и некоторых других несамоходных
транспортных средств используются тягачи, седельные тягачи и тракторы-

XVI. ПЕРЕВОЗКА ГРУЗОВ В КОНТЕЙНЕРАХ
Применение контейнеров, которые получают все более широкое
распространение, существенно улучшает экономические показатели как дальних,
грузовых перевозок (преимущественно по железной дороге), так и перевозок.
на короткие расстояния (главным образом автомобильным транспортом)..
Фиг. 1. Контейнер большей вместимости
на железнодорожной платформе.
Фиг. 2. Контейнер большей вмести-
мести на полуприцепе.
Контейнерные перевозки упрощают и ускоряют доставку различных.
грузов от изготовителя к потребителю, облегчая совместную работу
различных видов транспорта.
Контейнер представляет собой особый вид тары, в котором можно
осуществлять перевозку грузов без тщательной упаковки; при этом отпадает
необходимость в промежуточных операциях с грузами как при
использовании какого-либо одного вида транспорта, так и при смешанных перевозках
с использованием различных видов транспорта (фиг. 1 и 2).
Контейнеры вмещают до 5 т груза при собственном весе в 1 т. Существуют
открытые и закрытые контейнеры. Контейнер малой вместимости имеет
полезный объем 1—3 м3, собственный вес до 380 Кг и вмещает груз весом до 1 т.
Контейнер должен быть достаточно прочным для того, чтобы выдержать
большое число рейсов без ремонта. Форма и емкость контейнера должны
быть таковы, чтобы было удобно и легко им пользоваться. Необходимо, чтобы
перевозимый в контейнере груз был хорошо защищен от внешних
воздействий (фиг. 3 и 4).
Запорное устройство закрытого контейнера должно гарантировать
сохранность груза.
Полезный объем контейнера должен составлять не менее 1 ж3 (фиг. 3).
На фиг. 1 показана обычная железнодорожная платформа, которая при
использовании контейнеров может быть загружена тремя различными видами
грузов. По прибытии на место назначения эти контейнеры доставляются
получателю специализированными автомобилями (фиг. 2).
767

Контейнеры, изображенные на фиг. 3—7, используются при
международных железнодорожных перевозках. Для облегчения перегрузки с одного
вида транспорта на другой контейнеры, изображенные на фиг. 1, 3, 5, 6
и 7, снабжены небольшими колесиками. На фиг. 8 показана перевозка
контейнера малой вместимости с помощью электрокара (колесики диаметром
260 мм). На передней стенке контейнеров (фиг. 5 и 7) смонтировано
устройство для предотвращения самопроизвольного качения колесиков.
Контейнеры-цистерны вместимостью 5000 л показаны на фиг. 9 и 10. Цистерны
изготовляются из легких сплавов и в зависимости от свойств заливаемых в них жидкостей
выполняются с двойными стенками, теплоизолированными или кислотоупорными; для внутренней
•облицовки используется особая эмаль.
Шасси представляет собой низкорамную конструкцию из легких сплавов
грузоподъемностью 7000 кг с автоматическими пневматическими тормозами и упругой подвеской,
управляемой передней осью и пневматическими шинами; шасси имеет удовлетворительную
проходимость и соответствует всем требованиям правил уличного движения (фиг. 10). Эти
контейнеры весьма удобны при погрузках; они имеют специальные ушки.
Другой тип контейнера показан на фиг. И и 12. Эти контейнеры (фиг. И)
могут перевозиться на специальном прицепе. Если получатель груза не имеет
подъемного крана, то контейнер устанавливают непосредственно на
съемную ось (фиг. 12).
На фиг. 13—15 показана система перевозки контейнеров на двух съемных
колёсах.
На фиг. 16 изображен погруженный на платформу контейнер большой
вместимости (6 т, 22 ж3). Контейнер имеет два ходовых и два опорных колеса.
На фиг. 17 показано крепление оси контейнера к платформе. Автомобиль-
тягач с прицепом-контейнером изображен на фиг. 18.
Рольганговое устройство для погрузки контейнеров и перегрузки их
с одного вида транспорта на другой (фиг. 19) позволяет без помощи крана
поднимать тяжелые грузы с земли, снимать их с платформы или вынимать
из вагона, перевозить их и снова опускать на место.
Рольганговое устройство может быть смонтировано на обычном шасси
грузового автомобиля. Оно полностью механизировано и имеет привод
от двигателя автомобиля. Для обслуживания требуется один человек.
Рольганговое устройство обеспечивает надежное закрепление груза,
который можно перевозить на большие расстояния. Грузоподъемность
устройства составляет 6—7 т.
Как показано на фиг. 20, а, при разгрузке мостик рольгангового
устройства и груз передвигаются назад до тех пор, пока вследствие смещения центра
тяжести конец мостика коснется земли. Гидравлическое устройство
позволяет регулировать опрокидывание мостика с грузом и удерживать его в любом
заданном положении.
На фиг. 20, б изображен момент спуска груза с мостика на землю.
На фиг. 21 и 22 показано погрузочное устройство, представляющее собой
поворотно-опрокидывающуюся раму. Чтобы сделать поворот налево или
направо на 90°, раму приподнимают на 300 мм. Удлинение рамы
осуществляется с помощью выдвижных рельсов. Погрузочное устройство имеет
гидравлическое управление. Рама может наклоняться влево, вправо и назад,
причем угол опрокидывания (наклона) составляет 42° (фиг. 23), что достаточно
для удаления из контейнера сыпучих грузов. Устройство обслуживается
одним человеком.
Шасси полуприцепа, буксируемое седельным тягачом, имеет базу 3800 мм,
задний свес около 1300 мм, грузоподъемность около 6000 кг. Задняя ось
полуприцепа имеет четыре колеса с пневматическими шинами; тормоз с
пневматическим приводом действует на все колеса. Смазка седельного устройства
осуществляется под давлением.
Гидравлическая система состоит из: а) подъемного и поворотного
цилиндров с подъемной силой 8000 кг и высотой подъема ЗОЭ мм; б)
опрокидывающегося цилиндра с силой давления 2 X 3000 кг и ходом поршня 1160 мм;
в) тянущего и толкающего цилиндра с силой давления 4000 кг.
768

Фиг. 3. Дощатый контейнер малой
вместимости для железной дороги.
Фиг. 4. Контейнеры:
а—объемом 3 м3; б — объемом 8 м*;
в—для жидкостей объемом 2400 л.
49 Бюссиен 644
769

Фиг. 5. Контейнер малой
вместимости.
Фиг. 6. Контейнер из легких сплавов
для "перевозки напитков.
•
Фиг. 7. Контейнер малой
вместимости для перевозки
молока (объем 1000 л).
Фиг. 8. Перевозка контейнера малой
вместимости.
Фиг. 9. Специализированный контей- Фиг. 10. Специализированные контейнеры
нер большой вместимости для пере- большой вместимости в транспортном поло-
возки пива (объем каждой цистерны жении.
5000 л).
770

Фиг. 11. Перевозка контейнера на специализированном прицепе.
Фиг. 12. Перевозка контейнера на съемной оси.
Фиг. 13. Колесо,
смонтированное непосредственно на
контейнере.
Фиг. 14. Прицепное
приспособление, смонтированное на
контейнере.
49*
771

ч
Фиг. 15. Контейнер, соединенный с тягачом.
Фиг. 16. Контейнер большей вместимссти с ходовой
частью, погруженный на железнодорожную
платформу.
Фиг. 17. Крепление оси
контейнера на платформе.
Фиг. 18. Контейнер
большой вместимости в
транспортном положении.
Фиг. 19. Рольганговое
устройство для
погрузки контейнеров.

а)
Фиг. 20. Разгрузка контейнера.
--■■:. Z
Шшш-:
Фиг. 21. Погрузочное устройство для перегрузки контейнера
с железнодорожной платформы на специализированный
грузовой автомобиль.
Фиг. 22. Рама полуприцепа для
перевозки контейнеров в поднятом
положении.
77а

Погрузочное устройство для грузового автомобиля должно обеспечивать
как погрузку штучных грузов, бочек и т. п., так и контейнеров малой
вместимости. Для этого используется подъемное устройство, показанное на фиг. 23
и 24, которое монтируется на обычном грузовом автомобиле Ford
грузоподъемностью 5000 кг *, с дизелем (база 4,13 ж, платформа длиной 4,5 ж, кабина
водителя расположена над двигателем).
Фиг. 23. Грузовой автомобиль с погрузочным устройством для контейнеров.
Основой подъемного устройства является монорельс с подвижной тележкой,
расположенной на достаточной высоте над платформой и свешивающейся позади нее примерно
на 1,5 м. Общая высота автомобиля при полной нагрузке составляет 3,80 м. Вдоль рельса,
установленного на прочной станине, несущей всю
нагрузку, в продольном направлении передвигается
тележка с механическим приводом; крюк тележки
может подниматься и опускаться с помощью ле-
Фиг. 24. Погрузочное
устройство в действии.
Фиг. 25. Приспособление для погрузки и
разгрузки контейнеров.
бедки, приводимой в действие от вала отбора мощности коробки передач. Лебедка
расположена под кабиной водителя и приводится в действие коротким карданным валом от
коробки передач. Крюк подвижной тележки поднимается и опускается на двойном тросе,
рассчитанном на нормальную нагрузку 2500 кг.
Скорость движения крюка составляет 9 mImuh при числе оборотов двигателя 2000 в
минуту, благодаря чему обеспечивается сравнительно быстрая погрузка и разгрузка тяжелых
* Может быть использоЕан также грузовой автомобиль Ford грузоподъемностью 3500 кг
с обычным расположением кабины водителя.
774

грузов при обслуживании одним человеком. Включение лебедки осуществляется с помощью
рычага, расположенного в задней части платформы автомобиля. Подъем и опускание
начинаются после того, как водитель установил
соответствующее число оборотов двигателя в минуту
и включил вал отбора мощности.
Чтобы воспрепятствовать опрокидыванию при
поднимании тяжелого груза, в задней части
автомобиля предусмотрены опорные приспособления,
подобные тем, которыми обычно оборудуются
пожарные автомобили с поворотной лестницей.
Погрузку и разгрузку автомобиля производит
его водитель; никакой вспомогательной рабочей
силы не требуется.
Платформа имеет по бокам и сзади откидные
борта, что облегчает погрузку.
Автомобили-самосвалы оборудуются
также удобным и простым устройством,
представляющим собой U-образную раму.
Наличие этого устройства при наклонном
положении кузова позволяет производить погрузку и разгрузку
контейнеров большой вместимости, а при горизонтальном положении кузова — пе-
Фиг. 26. Подъемный кран,
смонтированный, на грузовом автомобиле.
6)
в)
-WWWvfWWW
г)
Ю
Фиг. 27. Кран для погрузки контейнеров:
а — погрузка и разгрузка железнодорожных платформ; б — контейнеры
заполнены; в — пустые контейнеры, уложенные штабелем; г — погрузка
контейнеров с платформы; д — опрокидывание контейнера.
регрузку контейнеров в железнодорожные вагоны или на автоприцепы
(фиг. 25). Перемещение рамы осуществляется с помощью лебедки с тросом,
77

имеющей привод от двигателя автомобиля. Лебедка и рама лишь весьма
незначительно увеличивают стоимость автомобиля. Автомобиль,
оборудованный этим устройством, может без каких-либо ограничений
использоваться для обычных грузовых перевозок.
Погрузка контейнера или его разгрузка требует менее 1 мин. При подъезде
обычного грузового автомобиля к железнодорожному вагону задним ходом
ошибка всего лишь в несколько сантиметров вызывает потерю времени, так
как приходится делать новую попытку. Грузовой автомобиль с
дополнительным устройством имеет простое электрическое приспособление, которое
обеспечивает точный подъезд задним ходом при первой попытке. Это
устройство может быть установлено на любом грузовом автомобиле соответствующей
грузоподъемности. Выдвижная рама расположена под опрокидывающейся
платформой; на полу последней установлены две направляющие для
колесиков контейнеров большой вместимости. Лебедка смонтирована на раме
автомобиля позади кабины водителя.
На фиг. 26 и 27 показан грузовой автомобиль с укрепленным на нем
подъемным краном, позволяющим, в частности, осуществлять погрузку
контейнеров. Кран (фиг. 27) может также осуществлять опрокидывание открытых
контейнеров для их разгрузки.
Специализированные контейнеры чаще всего изготовляют из легких
сплавов, что обеспечивает значительную вместимость их при малом
собственном весе. Конструкция подобных контейнеров предусматривает
возможность установки их один на другой в несколько рядов, т. е. штабелями.
В общие габариты контейнеров входят все относящиеся к ним
вспомогательные составные части. При этом должна учитываться возможность уста*
новки контейнеров штабелями.

XVII. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПРИЦЕПЫ И ОСОБЕННОСТИ
ИХ КОНСТРУКЦИИ
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Экипажи, не имеющие собственного двигателя и предназначенные для
использования путем буксировки их автомобилями, образуют особый класс
транспортных машин — прицепов, причем эти прицепы должны
удовлетворять требованиям правил уличного движения, а также общим требованиям,
предъявляемым ко всем транспортным средствам.
При применении прицепов значительно повышается эффективность
использования грузовых автомобилей. Дальние автомобильные перевозки
становятся в достаточной мере экономически выгодными лишь при использовании
автопоездов, т. е. при использовании грузовых автомобилей с
прицепами.
Легковые автомобили также иногда эксплуатируются с легкими одноос-.
ными прицепами.
При использовании прицепов экономические показатели
автомобильного транспорта улучшаются, так как:
1) наличие прицепа позволяет в 2—3 раза увеличить грузоподъемность
грузового автомобиля;
2) начальная стоимость и амортизационные отчисления на тонну
грузоподъемности прицепа ниже, чем на тонну грузоподъемности грузового
автомобиля;
3) расходы на техническое обслуживание и ремонт прицепа ниже, чем
на техническое обслуживание и ремонт грузового автомобиля;
4) соотношение между грузоподъемностью и собственным весом для при-
цепа выгоднее, чем для грузового автомобиля;
5) налог на тонну грузоподъемности прицепа меньше, чем налог на тонну
грузоподъемности грузового автомобиля;
6) использование' прицепа влечет за собой лишь относительно небольшое
увеличение расхода топлива и не связано с увеличением численности
обслуживающего персонала.
Конструкция прицепов определяется главным образом следующими
условиями:
1) обеспечением безопасности уличного движения;
2) соответствием требованиям автомобильной промышленности, так как
автомобиль и прицеп, объединенные в автопоезд, образуют единое
целое;
3) соответствием требованиям эксплуатации, в особенности в отношении
экономических показателей, простоты технического обслуживания и ремонта,
грузоподъемности и приспособленности к перевозке грузов определенных
видов;
4) соответствием требованиям, предъявляемым к подвижному составу,
движущемуся с большой скоростью, в отношении сохранности дорог и
дорожных сооружений.
777

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПРАВИЛ УЛИЧНОГО ДВИЖЕНИЯ В ОТНОШЕНИИ
ПРИЦЕПОВ
Прицепы, эксплуатируемые на дорогах и улицах общего пользования, должны
соответствовать техническим условиям на автомобильный транспорт.
От проверок в отношении соответствия техническим условиям на автомобильный
транспорт освобождаются лишь прицепы, используемые в лесном и сельском хозяйствах при
условии, что их максимальная скорость движения не превышает 20 км/час.
Прицепы, допущенные к эксплуатации, должны иметь следующее оборудование:
безосколочные стекла, инерционные тормоза наката, тяговосцепные приборы, задние
фонари, сигналы торможения, отражатели, лампы накаливания, номерные знаки и их
освещение, отопление (в прицепах и полуприцепах, предназначенных для перевозки пассажиров),
тормозные устройства.
Подвеска прицепа должна быть сконструирована так, чтобы обеспечивалась сохранность
дорог, а также чтобы детали, особенно подверженные в процессе эксплуатации износу или
повреждению, от которых зависит безопасность движения и надежность в эксплуатации,
могли быть легко заменены.
Для автомобилей и прицепов допускаются следующие габаритные размеры (в м):
Наибольшая общая ширина 2,5
„ „ высота 4,0
„ „ длина
для одиночных автомобилей:
двухосных 10,0
двухосных пассажирских 12,0
трехосных и с большим числом осей 12,0
для тягачей с полуприцепами 14,0
для автопоездов 20,0
Нагрузка на ось не должна превышать (в ту.
на одинарную ось 10
„ сдвоенную „ 16
Полный вес не должен превышать(в т):
двухосного автомобиля 16
автомобиля с тремя осями и с большим числом осей . . 24
тягача с полуприцепом 35
вес автопоезда 40
Двух- и многоосные прицепы должны быть оборудованы достаточно эффективными
тормозами с удобной системой регулировки или самоустанавливающимися (саморегулируемыми)
тормозами; тормоза должны обеспечивать среднее замедление не менее 2,5 м/сек2.
Необходимо, чтобы был предусмотрен тормоз, который (при использовании лишь механического
привода) должен удерживать на месте полностью нагруженный прицеп на 20%-ном спуске при
сухом дорожном покрытии. Автоматические тормоза или тормоза, приводимые в действие
из кабины буксирующего автомобиля, должны обеспечивать автоматическую остановку
прицепа на 20%-ном спуске в случае его отрыва от буксирующего автомобиля. Прицепы,
буксируемые автомобилями или другими транспортными машинами, расчетная скорость которых
превышает 20 км!час, должны быть оборудованы действующими на все колеса тормозами,
имеющими общий привод с тормозами буксирующего автомобиля. В случае, если тормоза
прицепов, буксируемых автомобилями или другими транспортными машинами, расчетная
скорость которых не превышает 20 км/час, не могут быть приведены в действие водителем
буксирующего автомобиля и не являются при этом автоматическими, они должны
обслуживаться специальными рабочими; при этом с места рабочего должна быть обеспечена
достаточная обзорность.
Инерционные тормоза наката, действие которых осуществляется исключительно при
накате прицепа на затормаживаемый буксирующий автомобиль, могут быть установлены
только на прицепах, полный вес которых не превышает 8 т. Лишь один из прицепов
автопоезда может быть оборудован инерционным тормозом наката; однако при буксировке
прицепов автомобилями или другими транспортными машинами, расчетная скорость которых
не превышает 20 км/час, инерционными тормозами наката могут быть оборудованы два
прицепа. На многоосных прицепах инерционные тормоза должны иметь также аварийный привод
(например, аккумулятор кинетической энергии), при помощи которого они могут быть
приведены в действие с места водителя буксирующего автомобиля независимо от наката на него
прицепа. При наличии двух прицепов, оборудованных инерционными тормозами, аварийным
приводом может быть обеспечен лишь первый прицеп; в случае, если один из двух прицепов
оборудован тормозами с пневматическим приводом, аварийный привод может отсутствовать.
Аварийный привод может быть использован также для удержания прицепа на месте.
Изложенное выше не относится к тормозам, приводимым исключительно под действием силы веса
дышла.
Одноосный прицеп может быть не оборудован тормозами в случае, если тормоза
автопоезда при этом обеспечивают предписываемое правилами среднее замедление и если
допустимая нагрузка на ось прицепа не превышает половины собственного веса буксирующего
автомобиля х и не выше 3 т. В полуприцепах тормоза должны быть рассчитаны с учетом
1 Т. е. веса буксирующего автомобиля без груза. Прим. ред.
778

нагрузки, приходящейся на одинарную или двойную ось полностью нагруженного
полуприцепа.
Средние замедления при торможении должны быть достигнуты на ровной, сухой дороге
при обычном усилии на тормозной педали, полностью нагруженном автомобиле и прогретых
тормозных барабанах; они не должны быть ниже и при торможении с максимальной
скорости, причем автомобиль не должно*заносить. Среднее замедление, равное 2,5 м/сек2, должно
быть достигнуто также и при буксировке прицепов. Значение среднего замедления следует
вычислять, исходя из скорости в момент начала торможения и тормозного пути, который
представляет собой путь, пройденный автомобилем от момента начала торможения до полной
остановки. При испытании новых автомобилей должны быть достигнуты несколько более высокие
значения среднего замедления, так как в процессе эксплуатации эффективность тормозов
обычно несколько снижается; в то же время должен быть обеспечен достаточно высокий срок
службы тормозов.
На прицепах с максимально допустимым общим весом свыше 750 кг всегда должна
находиться по крайней мере одна подкладная колодка для колес. Подкладные колодки должны
■обеспечивать достаточно эффективное торможение колес и находиться в удобном легко
доступном месте.
Мотоциклы, легковые автомобили и прочие транспортные машины, предназначенные
для перевозки пассажиров, могут буксировать прицепы, не оборудованные собственными
тормозами, лишь в том случае, если они имеют тормоза на всех колесах. Максимально
допустимый полный вес прицепов составляет:
а) для мотоциклов и легковых автомобилей — не более половины их собственного веса
без пассажиров +75 кг;
б) для прочих транспортных машин, предназначенных для перевозки пассажиров, —
половину их собственного веса без пассажиров.
Полный вес прицепа (или прицепов) ни при каких обстоятельствах не должен
превышать 750 кг.
Тягово-сцепные устройства для соединения автомобиля с прицепом и прицепов между
собой должны быть надежны и обеспечивать безопасность при выполнении сцепки и расцепки.
Дышло двух-и многоосных прицепов необходимо поддерживать в горизонтальном положении;
при этом должна быть предусмотрена возможность регулировки расстояния ушка дышла
от земли в соответствии с высотой расположения буксирного крюка; подобная регулировка
должна быть предусмотрена и в тягово-сцепных устройствах других конструкций, если только
это способствует большему удобству выполнения сцепки и расцепки.
Осветительные приборы должны быть расположены попарно на одинаковых расстояниях
от середины колеи и на одинаковой высоте над дорогой и должны включаться и выключаться
одновременно (последнее не относится к фонарям стояночного освещения).
В том случае, если края прицепа выступают более чем на 400 мм за светящиеся
поверхности габаритных фонарей буксирующего автомобиля, необходимо, чтобы прицеп был
оборудован дополнительными габаритными фонарями.
Кроме того, прицепы должны быть оборудованы треугольными красными отражателями;
длина стороны треугольника отражателя должна составлять 1500 мм; вершина треугольника
должна находиться внизу. Необходимо, чтобы отражатели были расположены не далее 400 мм
•от краев самой широкой части автомобиля и не выше 100 мм над дорожным полотном.
ТИПЫ ПРИЦЕПОВ
В соответствии с различными условиями эксплуатации и назначением
существует большое число типов прицепов.
Прицепы для легковых автомобилей. В результате того, что легковые
автомобили имеют малый собственный вес и тормоза их не рассчитаны на
буксировку прицепов, необходимо путем упрощения конструкции стремиться
к максимальному снижению собственного веса прицепа. Благодаря этому
удается достигнуть выгодного соотношения между собственным весом
прицепа и его грузоподъемностью; для прицепов с открытым кузовом это
соотношение, в зависимости от размеров и конструкции прицепа, составляет
от 1 : 3 до 1 : 4.
Такие прицепы предназначены для перевозки легких вещей,
продовольствия, туристского снаряжения, багажа и т. п., а также спортивного
инвентаря и различного рода специальных грузов.
Прицепы для грузовых автомобилей и тягачей. Грузовые автомобили
малой грузоподъемности, не рассчитанные на совместную работу с
двухосными прицепами, могут буксировать лишь легкие одноосные прицепы.
Такие прицепы предназначены для перевозки товаров, скота и для
других специальных целей.
Грузовые автомобили средней и большой грузоподъемности и тягачи
рассчитаны на совместную работу с двухосными или трехосными прицепами.
779

Техническая характеристика и полный вес прицепов должны соответствовать
технической характеристике буксирующего автомобиля и характеру
перевозимых грузов, а также условиям эксплуатации. Для наиболее
распространенного вида прицепов с кузовом-платформой соотношение между
собственным весом прицепа и его грузоподъемностью составляет от 1 : 2 до 1:3.
Назначение прицепов: перевозка штучных изделий, продовольствия,
стройматериалов, лесоматериалов, машин, жидкостей и т. д.
Для перевозки товаров, а также для перевозки других грузов
двухосные прицепы используются значительно чаще, чем трехосные. Тягачи
находят широкое применение при перевозках длинномерных
лесоматериалов и при работе с низкорамными прицепами. Четырех- и многоосные
прицепы используются редко и предназначаются для перевозки специальных
грузов.
Прицепы для автобусов. Одноосный легкий прицеп с закрытым кузовом,
предназначенный для перевозки багажа, часто является полезным
дополнением к междугородному автобусу.
Для обеспечения пассажирских перевозок в часы пик целесообразно
снабжать городские и местные автобусы двухосными прицепами для
перевозки пассажиров.
Полуприцепы для седельных тягачей. Седельные тягачи работают с
полуприцепами. Полуприцеп не имеет передней оси; вместо этого он опирается
своей передней частью на шасси седельного тягача; шасси, таким образом,
воспринимает нагрузку, которая приходилась бы на переднюю ось прицепа.
Полуприцепы предназначены для перевозки различных товаров, а также
и пассажиров.
ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ПРИЦЕПОВ РАЗЛИЧНЫХ ТИПОВ
1. Одноосные прицепы с открытым кузовом для легковых автомобилей.
Размеры кузова (платформы): длина 1300, 1600 или 2000 мм; ширина 1000 мм;
высота бортов 500 мм; собственный вес 140—150 кг; грузоподъемность до
600 кг.
2. Одноосные прицепы с закрытым кузовом для легковых автомобилей.
Внутренние размеры кузова прямоугольной формы: длина 1300, 1600 или
2000 мм; ширина 1000 мм; высота 1000 мм; собственный вес 190—250 кг;
грузоподъемность до 550 кг. При выполнении кузова из легких сплавов
собственный вес снижается на 10—15%.
Размеры кузова обтекаемой формы: длина 1300, 1600 или2000 жж;ширина
900—1000 мм; высота 550—800 мм; собственный вес 150—200 кг;
грузоподъемность около 550 кг (см. фиг. 22).
3. Одноосные прицепы для легковых автомобилей с кузовом,
оборудованным для жилья (используются для поездок в предвыходные и выходные
дни, во время отпуска, а также для спортивных и туристских поездок).
В таких прицепах при небольшой площади пола можно удобно расположиться
семье из 2—4 человек (см. фиг. 24).
Внутренние размеры кузова (в зависимости от размерной группы):
длина 3000, 3350 или 4450 мм; ширина 1500 или 1800 мм; высота 1750—
1800 мм; вес (со всем оборудованием) 340—690 кг.
4. Прицепы для легковых и грузовых автомобилей, предназначенные
для перевозки скота. Вследствие того что в настоящее время максимально
допустимый полный вес прицепа для легкового автомобиля снижен до 750 кг,
легкие прицепы для перевозки скота,* применявшиеся ранее с легковыми
автомобилями, впредь могут быть использованы лишь с грузовыми
автомобилями малой грузоподъемности.
Размеры кузова легкого прицепа: длина 2000—2200 мм, ширина 1000 мм;
высота бортов 1250 мм; собственный вес около 350 кг; грузоподъемность
около 600 кг.
780

Размеры кузова среднего прицепа: длина 2200—2400 мм; ширина 1200 мм;
высота бортов 1250 мм; собственный вес около 400 кг; грузоподъемность
около 1000 кг.
Тяжелые прицепы выпускаются по особому заказу.
5. Одноосные прицепы с открытым кузовом для грузовых автомобилей
особо малой грузоподъемности. Облегченное шасси; кузов (грузовая
платформа) из фанеры. Размеры кузова: длина 2450 мм; ширина 1450 мм; высота
бортов 400 мм; собственный вес около 300 кг; грузоподъемность около 1000 кг
(см. фиг. 25, а).
6. Одноосные прицепы для автобуса с закрытым кузовом для перевозки
багажа. Внутренние размеры кузова: длина 2100 мм; ширина 1700 мм;
!высота 1100 мм; собственный вес около 470 кг; грузоподъемность около
750 кг (см. фиг. 25, б).
7. Двухосные прицепы с кузовом типа грузовой платформы (см. фиг. 26);
щи использовании для внутризаводских перевозок и перевозок на
короткие расстояния кузов обычно открыт; при использовании для перевозок
на дальние расстояния кузов закрыт тентом. Размеры и грузоподъемность
бывают различными в зависимости от требований эксплуатации, а также
мощности и веса буксирующего автомобиля. Внутренние размеры кузова:
длина 3000—8500 мм; ширина 1800—2350 мм; высота 400—800 мм;
грузоподъемность 1 — 12 т.
8. Трехосные прицепы с открытым кузовом (грузовой платформой)
описанного выше типа для перевозки тяжеловесных грузов. Внутренние
размеры кузова: длина 7500—10 500 мм; ширина 2200—2350 мм; высота
600—800 мм; грузоподъемность до 18 т.
9. Двухосные прицепы с закрытым кузовом, предназначенные для
перевозки товаров определенных видов. Иногда оборудуются холодильными
или какими-либо другими специальными установками. Конструкция,
размеры и грузоподъемность могут быть различными в зависимости от
требований эксплуатации, а также от мощности и веса буксирующего автомобиля.
Внутренние размеры кузова: длина 3000—8500 мм; ширина 1800—2350 мм;
высота — в зависимости от формы кузова и требований эксплуатации;
грузоподъемность 1—11,5 т.
10. Трехосные прицепы с закрытым кузовом описанного выше типа,
но предназначенные для перевозки тяжеловесных грузов. Внутренние
размеры кузова: длина 7500—10 500 мм; ширина 2200—2350 мм;
грузоподъемность до 17 т.
И. Двухосные прицепы-самосвалы для перевозки сыпучих грузов с
опрокидыванием кузова на две или на три стороны (см. фиг. 28 и 29). Размеры
и грузоподъемность могут быть различными в зависимости от требований
эксплуатации, а также от мощности и веса буксирующего автомобиля.
Внутренние размеры кузова: длина 3000—6000 мм; ширина 2000—2350 мм;
высота бортов 300—600 мм; грузоподъемность 3—11,5 т.
12. Двухосные прицепы для перевозки домашних вещей и мебели.
Внутренняя длина кузова обычно составляет 4000—8000 мм.
13. Двухосные прицепы для автобусов, предназначенные для перевозки
пассажиров. Размеры и число мест для сидения и стояния определяются
потребностями эксплуатации и техническими данными буксирующего
автобуса. Габаритные размеры: длина до 10 500 мм; ширина 2500 мм (см. фиг. 31).
14. Двухосные прицепы-цистерны для перевозки жидких грузов. Емкость
обычно до 10 000 л, максимум до 15 000 л при невысоком удельном весе
жидкости.
15. Одноосные прицепы-роспуски для перевозки длинномерных
лесоматериалов. Груз (например, бревна) передним концом опирается на
дополнительное опорно-поворотное устройство, смонтированное на шасси
грузового автомобиля. Нагрузка на прицеп до 6,5 т.
. 16. Двухосные прицепы-роспуски для перевозки длинномерных
лесоматериалов и тяжелых длинномерных грузов. Нагрузка на прицеп до 12,5 т.
781

17. Двухосные прицепы для перевозки длинномерных лесоматериалов.
Грузоподъемность до 12 т (см. фиг. 33).
18. Трехосные прицепы для перевозки длинномерных лесоматериалов.
Грузоподъемность до 19 т.
19. Двухосные низкорамные прицепы для особо тяжеловесных
штучных грузов. Грузоподъемность до 12 т (см. фиг. 34).
20. Четырех- и многоосные прицепы используются для специальных
целей (фиг. 35). Необходимость в сложных поворотных устройствах для
таких прицепов делает их в обычных условиях эксплуатации
малорентабельными (см. фиг. 35).
21. Полуприцепы, которые представляют собой разновидности типов
прицепов, описанных в пп. 7, 8, 9, 10, 13 и 14. Другие перечисленные выше
типы в виде полуприцепов почти никогда не выполняются.
конструкция прицепа!
Конструкция прицепа или полуприцепа полностью или частично
определяется общей конструкцией его шасси, а последняя, так же как и тип
кузова, определяется его назначением.
Пневматические шины и колеса
В отношении пневматических шин наблюдается тенденция к
постепенному отказу от использования двухскатных колес и ко все более широкому
использованию односкатных колес с соответственно увеличенными
размерами шин. Желательно было бы иметь на буксирующем автомобиле и
работающем с ним прицепе (или прицепах) взаимозаменяемые шины; однака
практически это трудно осуществить как вследствие неодинаковых
нагрузок на оси автомобилей и прицепов, так и вследствие того, что один и тот же
прицеп часто используется с различными автомобилями.
При использовании односкатных колес улучшается управляемость
и уменьшается сопротивление качению, а также улучшается
взаимозаменяемость колес автопоезда г. Однако вследствие большого диаметра
односкатных колес увеличивается погрузочная высота, и поэтому применение
их на прицепах-самосвалах, буксируемых тягачами, в особенности в тех
случаях, когда погрузка производится вручную (например, на стройках),
является нежелательным.
Шины двухскатных колес при езде по плохим дорогам или по дорогам
с большой выпуклостью профиля проезжей части изнашиваются сильнее,
чем шины односкатных колес. Чтобы устранить этот недостаток,
внутреннее давление в наружных шинах должно быть на 0,25 ати выше, чем во
внутренних; однако соблюдать такое соотношение давлений в условиях
эксплуатации очень трудно. Двухскатные колеса следует использовать
тогда, когда необходимо или желательно обеспечить низкую погрузочную
высоту, и тогда, когда при помощи односкатных колес не удается
достигнуть нужных соотношений между грузоподъемностью шин и полным весом
прицепа. Для устранения или смягчения недостатков двухскатных колес
могут быть использованы уравнительные ступицы или качающиеся оси.
На прицепах, за исключением некоторых особых случаев, почти всегда
используются дисковые колеса. Литые стальные колеса применяются редко.
Тормоза
На прицепах используются исключительно колодочные тормоза с
трением накладок тормозных колодок о внутреннюю поверхность тормозного
барабана.
1 Последнее справедливо лишь в том случае, если колеса буксирующего автомобиля
также являются односкатными. Прим. ред.
782

Для раздвигания тормозных колодок широкое распространение получило-
рычажное устройство, которое обеспечивает более высокий к. п. д. и меньше
подвержено износу.
Гидравлический привод тормозов для прицепов не применяется.
В отношении действия тормозов автомобиль и прицеп образуют одно
целое. Вследствие этого их тормоза должны быть рассчитаны на совместную
работу и должны обеспечивать получение примерно одинакового
замедления. Это само собой разумеющееся требование и является источником
некоторых затруднений, которые объясняются разницей в конструкции
грузового автомобиля и его прицепа.
Исходя из экономических соображений, оси прицепа должны быть
рассчитаны на одинаковые нагрузки. В процессе торможения вследствие
инерции поступательно движущихся масс происходит перераспределение
нагрузок на оси; степень этого перераспределения зависит от величины
замедления при торможении, а также от высоты центра тяжести груза и от колесной
базы. При замедлении 5 м/сек2 нагрузка на оси может перераспределиться
в отношении 3:1. При этом тормоза задних колес разгружаются, а
тормоза передних соответственно перегружаются. В то же время рассчитывать
тормоза задних и передних колес в соответствии с приведенным выше
соотношением нельзя, так^как это соотношение изменяется в зависимости от
величины замедления. При длительном торможении было бы невозможным
осуществлять достаточный отвод тепла от развивающих большие усилия
тормозов передних колес. Кроме того, значительно возросла бы опасность
возникновения юза. Вследствие этого приходится принимать
компромиссное решение.
Оси
Ступицы и цапфы осей. Различия в конструкциях осей почти не
отражаются на устройстве ступиц и цапф. При любой конструкции оси диаметр
Фиг. 1. Ось прицепа большой грузоподъемности с двухскатными
и тормозами с разжимным рычагом.
колесами
шейки цапфы оси определяется в соответствии с действующей на нее
нагрузкой, причем ступица вращается на регулируемых конических
роликоподшипниках. Для предохранения от вытекания смазки и проникновения грязи
ступица с наружного конца закрывается колпачком, удерживаемым особым
кольцом; с внутреннего конца для этого служит стальное кольцо, сидящее
в канавке наподобие поршневого. Благодаря этим уплотнениям упрощается
техническое обслуживание ступицы (фиг. 1—3).
783

Имеются следующие конструктивные разновидности:
наличие или отсутствие связанного со ступицей тормозного барабана;
крепление к фланцу ступицы односкатных или двухскатных колес.
Жесткие оси. Почти все типы прицепов для грузовых автомобилей имеют
жесткие, преимущественно прямые, а в отдельных случаях выгнутые оси,
выполненные как одно целое с цапфами.
Для снижения веса осей четырехгранные сплошные оси заменяют
трубчатыми, причем в этом случае применяют сплошные цапфы, которые
приваривают к концам оси, или используют концы трубчатой оси, обжимая
их для получения цапф. Пустотелые оси
более легки, что, с одной стороны, позво- Г" i
ляет увеличить грузоподъемность при- / \
цепа, а с другой стороны, благодаря
уменьшению веса неподрессоренных
частей, улучшает его плавность хода
и устойчивость (фиг. 2).
Фиг. ?"' 2. Ось прицепа малой грузоподъемности
с односкатными колесами и тормозами с
разжимным ^ рычагом. Ось выполнена трубчатой.
Фиг. 3. Ось двухосного прицепа малой
грузоподъемности с качающимися
рычагами и упругими стержнями.
Тормоза с разжимным рычагом. Все
усилия воспринимаются самой осью.
Упругие оси. Упругие оси в виде поперечных рессор, к которым
прикреплены цапфы, применяются в одноосных прицепах для легковых
автомобилей, а также иногда и в прицепах для грузовых автомобилей. При
отсутствии тормозов ось состоит лишь из двух поперечных листовых рессор с
прикрепленными к ним кронштейнами и цапфами (фиг. 4). При наличии
тормозов необходимы устройства, воспринимающие крутящие моменты,
возникающие при торможении; для этого вводятся разрезные V-образные штанги
или другие подобные устройства (фиг. 5). Недостатком упругих осей является
то, что при прогибах рессор нарушается как постоянство колеи, так и
прямолинейность следа.
Оси с качающимися рычагами. Оси с качающимися рычагами (см. фиг. 3)
трубчатые с упругими стержнями (торсионами). Упругие стержни на
половину своей длины вставляются в трубу оси; на своих концах они несут
рычаги с цапфами. Использование трубчатой оси и упругих стержней
обеспечивает снижение веса. Оси с качающимися рычагами используются в
одноосных прицепах для легковых автомобилей и в двухосных прицепах малой
грузоподъемности.
Неподвижные оси с поворачивающимися колесами. Конструкция
неподвижных осей с поворачивающимися колесами мало отличается от
конструкции переднего моста автомобилей.
784

В конструкциях с выгнутыми осями удается снизить высоту шасси
прицепа; вследствие этого выгнутые оси с поворачивающимися колесами часто
используют в автобусных прицепах, а также в прицепах с четырьмя
поворачивающимися колесами, хотя в последнем случае неподвижной обычно
Фиг. 4. Упругая ось без
тормозов. Данная конструкция
используется в прицепах для
легковых автомобилей.
Фиг. 5. Упругая ось с поперечной рессорой
и шкворнем поворотного устройства (используется
в прицепах с хребтовой рамой):
/ — подрамник поворотного устройства с прочным
шкворнем и дышлом; 2 —поперечная рессора; 3 — V-об-
разтые штанги.
выполняется лишь задняя ось, а передняя делается поворотной с
неподвижными относительно нее колесами.
Сдвоенные оси. Сдвоенные оси используются в трехосных прицепах,
двухосных прицепах-роспусках и двухосных полуприцепах. Они состоят
из двух близко расположенных
одна к другой осей обычной
конструкции или из особой тележки,
в которую входят две оси
обычной конструкции, соединенные
между собой двойными рессорами.
Подвеска осей балансирная.
Середины обеих пар рессор
прикреплены к опорам, которые свободно
установлены на цапфах балансир-
ной оси, закрепленной поперек
рамы; оси крепятся к концам
рессор. Таким путем достигается
выравнивание нагрузок на оси и
надежное закрепление последних
(фиг. 6).
Чтобы облегчить боковое
скольжение колес, что иногда бывает
полезным при маневрировании,
в конструкции прицепов
предусматриваются подъемные устройства, позволяющие поднимать одну из
осей.
Качающиеся оси. При такой конструкции с каждой стороны вместо
одной ступицы и одной цапфы, как в обычных осях, имеется по две
отдельных ступицы с двумя отдельными цапфами (фиг. 7), связанных между собой
очень короткой соединительной осью. Соединительная ось своей нижней
частью шарнирно прикреплена к рессоре; благодаря такому креплению
ось с цапфами и ступицами может качаться в вертикальной плоскости.
Обычная ось отсутствует.
50 Бюссиен 6 44 785
Фиг. 6. Тележка со сдвоенными осями. Тележка
прикреплена к лонжеронам рамы с помощью
башмаков, установленных на балансирной оси.

В других случаях соединительная ось жестко крепится к рессоре, а кача»
ние оси в вертикальной плоскости осуществляется путем соответствующего
устройства креплений рессоры к лонжерону рамы.
При использовании поперечных рессор соединительные оси
прикреплены к их концам с помощью промежуточных звеньев с шарнирами,
обеспечивающими и в этом случае качание соединительной оси в вертикальной
плоскости.
Преимущества качающихся осей следующие:
выравнивание нагрузки между шинами при движении по неровной дороге
или дороге с выпуклым профилем проезжей части, а также хорошая
приспособляемость колес к неровностям дороги;
обеспечение возможности независимого
вращения каждого колеса при поворотах
и маневрировании;
т\
■
А
1
шк в 9
Фиг. 7. Ось с качающимися цапфами
и тормозами с разжимным рычагом.
Шины хорошо приспособлены к
неровностям пути:
/ — площадка для ^крепления рессоры;
2 — шарнирное сочленение; 3—кронштейн
тормозного цилиндра; 4 — разжимной
рычаг тормозов.
Фиг. 8. Разрез уравнительной ступицы с
независимым вращением скатов двухскатных колес:
/ — ступица внутреннего колеса; 2 — ступица внешнего-
колеса; 3 — обод внешнего колеса; 4 — обод внутреннего-
колеса; 5 — тормозной барабан внутреннего колеса;
6 — тормозной барабан внешнего колеса; 7 — опорный
палец тормозных колодок обоих тормозных барабанов;
8 — разжимной кулак тормозов; 9 — неподвижная ось.
удвоение, по сравнению с обычными двухскатными колесами, числа
тормозных колодок и тормозных барабанов.
Уравнительные ступицы. Уравнительная ступица для двухскатных
колес представляет собой составную ступицу, каждая из двух частей
которой имеет фланец для крепления одного колеса; кроме того, каждая из
частей ступицы вращается на отдельном подшипнике, и поэтому обе части могут
поворачиваться одна относительно другой. Тормозной барабан также
состоит из двух частей, каждая из которых работает с одной из частей ступицы
(фиг. 8).
Преимущество такой довольно сложной конструкции заключается в
возможности независимого вращения каждого из колес при поворотах и
маневрировании.
Подвеска
Создание рациональной конструкции подвески, в особенности для
многоосного прицепа, представляет собой довольно трудную задачу.
Исходные данные для конструирования подвески следующие:
1. Вследствие высокой допустимой нагрузки на ось (до 8 т), тяжелых
условий эксплуатации и, как это показал опыт, неудовлетворительного
технического обслуживания прицепов их подвеска должна быть очень
выносливой.
786

2. Подвеска в результате больших пределов изменения веса прицепа
(полный вес груженого прицепа может более чем в 4 раза превышать вес
порожнего) должна обладать большой динамической емкостью и быть
достаточно мягкой при отсутствии груза и не слишком мягкой при полной
нагрузке.
3. Следует учитывать невыгодное соотношение между весом неподрес-
соренных и подрессоренных частей, которое при отсутствии груза может
составлять 1:1. Такое соотношение приводит к вилянию прицепа, которое
может угрожать безопасности уличного движения. Наряду с другими
мероприятиями устранению этих явлений способствует трение между листами
рессор, а также установка амортизаторов.
4. Тяжелые условия эксплуатации делают нецелесообразной установку
на прицепах амортизаторов обычного типа; желательно иметь подвеску
с достаточным внутренним трением.
5. Желательно, чтобы толкающие и скручивающие усилия
воспринимались и передавались рессорами, так как в противном случае приходится
вводить дополнительные устройства, которые часто плохо вписываются
в конструкцию прицепа.
Типы подвесок
Спиральные пружины. Такие пружины характеризуются малым [весом,
отсутствием внутреннего трения, отсутствием прогрессивного действия
и тем, что они не способны
воспринимать и передавать
толкающие и скручивающие усилия,
вследствие чего без
дополнительных устройств их не
используют.
Путем введения
вспомогательных устройств — рычагов,
шарниров и т. п. для прицепов
малой грузоподъемности могут
быть созданы удовлетворитель- фиг' 9' Листовая рессора обычной конструкции
J r с четырьмя стяжными хомутиками,
ные конструкции пружинных J
подвесок; однако из-за усложнения конструкции такие подвески не имеют
преимуществ ни в отношении веса, ни в отношении стоимости.
Вследствие этого спиральные пружины почти не применяют.
Листовые рессоры. Эти рессоры обычного типа (фиг. 9), используемые
также и для устройства подвесок грузовых автомобилей, характеризуются
большим весом, значительным внутренним трением (трение листов),
которое может быть увеличено путем соответствующего устройства стяжных
хомутиков, отсутствием прогрессивного действия и при продольном
расположении способностью воспринимать и передавать толкающие и
скручивающие усилия; при поперечном расположении рессор для достижения
последней цели в конструкцию приходится вводить дополнительные штанги (без
этого удается обходиться лишь при устройстве подвесок для прицепов очень
малой грузоподъемности).
При невыгодном соотношении веса неподрессоренных и подрессоренных
частей в рессору могут быть введены дополнительные листы с меньшей
кривизной (листы предварительной осадки); эти листы при отсутствии груза
в большей или меньшей степени препятствуют деформации рессоры,
создавая давление на ее остальные листы, благодаря чему дополнительные листы
способствуют быстрому затуханию колебаний; по мере увеличения нагрузки
действие этих листов ослабевает, и они постепенно становятся несущими,
чем одновременно достигается прогрессивное действие подвески (фиг. 10, а).
Ступенчатая характеристика подвески, обеспечивающая изменение
ее жесткости при езде с грузом и без груза, может быть получена и путем
50* 787

использования обычной рессоры в сочетании с расположенным над ней
подрессорником, который начинает работать лишь при определенной осадке
рамы.
Делались попытки получить небольшую прогрессивность действия такой
лодвески путем соответствующего устройства опорных кронштейнов рессор.
Подрессорники (фиг. 10, б) применяют главным образом в подвесках
прицепов большой грузоподъемности; при поперечных рессорах и балансирной
подвеске сдвоенных осей они не применимы.
Резиновые втулки и подушки для крепления концов коренных листов
рессор, способствующие уменьшению шума при движении без груза, в
остальном не влияют на характеристику подвески. Вследствие высокой стоимости
они используются редко.
В одноосных и многоосных
прицепах для грузовых
автомобилей наиболее распространено
применение продольных
полуэллиптических рессор в
сочетании с жесткими осями, причем
рессоры закреплены таким
образом, что вес рамы
воспринимается их концами.
При сдвоенных осях часто
используются перевернутые
рессоры; в этом случае середины
рессор шарнирно прикреплены
к раме таким образом, что они
могут качаться в вертикальной
плоскости, а оси прикреплены
к концам рессор (см. фиг. 6).
Наряду с этим встречаются
конструкции, в которых каждая из
двух осей подвешена на обычных полуэллиптических рессорах. В этом
случае обращенные один к другому концы соседних рессор связываются
прикрепленными к раме балансирными штангами, благодаря чему обеспечивается
уравнивание нагрузки.
Поперечные листовые рессоры находят применение в прицепах малой
грузоподъемности для легковых автомобилей, где они используются в качестве
упругих осей. В этом случае две поперечные рессоры расположены рядом
или одна над другой, причем удается обойтись без дополнительных устройств
для восприятия и передачи толкающих и скручивающих усилий (см. фиг. 4).
Кроме того, в некоторых случаях поперечные листовые рессоры
используются в качестве упругих осей в многоосных прицепах с хребтовой рамой;
однако при этом становится необходимым введение в конструкцию дополниг
тельных устройств для восприятия и передачи толкающих и скручивающих
усилий (см. фиг. 5).
Стержневые (торсионные) подвески. Упругими элементами стержневой
подвески служат стержни (монолитные или составные), закрепленные на
половину своей длины и работающие на скручивание (крутящие моменты
передаются на стержни при помощи прикрепленных к их концам рычагов).
Упругие стержни впервые начали применяться в легковых автомобилях; они
характеризуются очень малым весом, отсутствием существенного внутреннего
трения, отсутствием прогрессивного действия и могут быть использованы
лишь при осях с качающимися рычагами. Путем соответствующего
устройства рычагов может быть достигнуто прогрессивное действие подвески
см. фиг. 3 и 15).
Ось с качающимися рычагами и упругими стержнями может работать
без дополнительных устройств для восприятия и передачи толкающих и
скручивающих усилий лишь в прицепах малой грузоподъемности. Вследствие
788
6)
Фиг. 10. Листовые рессоры:
а — с дополнительным листом предварительной осадки
v листом гасителем колебаний; б — с подрессорником,
обеспечивающим ступенчатое изменение жесткости
подвески.

этого область применения стержневых подвесок ограничивается одноосными
прицепами для легковых автомобилей, где они широко используются, и
многоосными прицепами особо малой грузоподъемности.
Поворотные устройства
Типы поворотных устройств
Использование сцепных устройств в качестве поворотных. Движение
прицепа точно по следу буксирующего автомобиля может быть обеспечено
с помощью рационального тягово-сцепного устройства. Передняя ось
прицепа движется точно по следу буксирующего автомобиля в том случае,
если расстояние от задней оси буксирующего автомобиля до ушка дышла
равно расстоянию от этого ушка до передней оси
прицепа. .Передняя ось прицепа тем больше
сдвигается в сторону центра поворота, чем
меньше первое расстояние по сравнению со
вторым. Вследствие этого очень важно, чтобы ушко
дышла было отнесено как можно больше назад.
Однако уменьшение второго расстояния, т. е.
уменьшение длины дышла, ограничивается
условием, чтобы при значительных углах поворота
была исключена возможность удара угла кузова
прицепа об угол кузова буксирующего
автомобиля.
Бесшкворневые поворотные устройства с
поворотной осью. Подрамник такого поворотного
устройства, имеющий форму, близкую к
квадратной, выполняется из стальных профилей; фнг п р бесшквор.
с нижней стороны к нему прикреплены рессоры, невого поворотного устрой-
а с верхней — нижняя обойма поворотного ства. Диаметр обойм в зави-
устройства. Последнее состоит из двух обойм, симостиот грузоподъемности
вращающихся одна относительно другой на шари- составляет 500—1200 мм.
ках, причем нижняя обойма соединена болтами
с подрамником, а верхняя —с основной рамой прицепа.
Обоймы шарикового поворотного устройства имеют большой диаметр для
того, чтобы они легко могли воспринимать и передавать на раму или,
наоборот, на подрамник все нагрузки, создаваемые весом груза, неровностями
дороги и значительными скручивающими усилиями, возникающими при
торможении.
Передние колеса неподвижного прицепа при повороте оси катятся по кругу
без скольжения, поэтому при маневрировании можно вручную поворачивать
ось. Благодаря наличию шариков между обоймами трение в сопрягаемых
деталях получается минимальным.
Имеется возможность поворачивать переднюю ось на любой угол, что
особенно важно при маневрировании в местах погрузки, в тесных дворах и т. п.
Однако для того, чтобы колеса могли проходить под рамой, приходится
увеличивать погрузочную высоту прицепа или выполнять раму таким образом,
чтобы высота расположения настила грузовой платформы над дорожным
полотном была в передней части прицепа больше, чем в задней.
Поворотное устройство описанного типа обеспечивает движение прицепа
без виляния даже и при высоких скоростях.
Серьезным преимуществом такой конструкции является ее прочность
и износостойкость, а также малая требовательность в отношении ухода
и технического обслуживания (фиг. 11 и 17).
Шкворневые поворотные устройства с поворотной осью. В этом случае
поворот осуществляется при помощи очень прочного вертикального шкворня.
Все вертикальные усилия воспринимаются одним большим стальным
шариком, находящимся между верхним торцом шкворня (см. фиг. 5) и дном гнезда,
789

в которое этот шкворень входит. Для уменьшения износа поверхности,
с которыми соприкасается шарик, подвергаются термообработке для
повышения их твердости. Нагрузки в горизонтальной плоскости воспринимаются
самим шкворнем. Подрамник представляет собой прочную конструкцию
из стального литья, к которой прикреплены вертикальный шкворень,
поперечные рессоры, штанги и дышло.
В отношении кинематики шкворневые поворотные устройства мало
отличаются от бесшкворневых, однако трение между деталями получается
несколько большим.
Поворотные устройства с неподвижной осью и поворачивающимися
цапфами. Конструкция поворотных устройств с неподвижной осью и
поворачивающимися цапфами аналогична конструкции передних мостов
автомобилей, причем поворот колес осуществляется сцепным устройством. Важно,
чтобы, помимо положительных в отношении кинематики поворота качеств,
достигнутых с учетом деформации рессор, поворотное устройство в своих
сочленениях имело минимальные свободные ходы и минимальное трение.
Поворотные устройства рассматриваемого типа нуждаются в хорошем уходе
и техническом обслуживании.
Вследствие того, что при повороте передних колес неподвижного прицепа
последние не катятся по кругу по дорожному полотну, а поворачиваются
почти на месте, между шинами и дорожным полотном возникает значительная
сила трения, что затрудняет поворот колес вручную при маневрировании.
Колеса можно поворачивать лишь на некоторый ограниченный угол.
Поскольку не требуется обеспечить возможность прохождения колес под
рамой, прицеп может быть выполнен низкорамным.
Возникновение зазоров и свободных ходов в сочленениях подобного
поворотного устройства приводит при движении к вилянию прицепа, что при
критических скоростях вследствие резонансных явлений может вызвать аварию.
Применение поворотных устройств различных типов
Одноосные прицепы. Одноосные прицепы обычно имеют короткие кузова.
Вследствие этого расстояние между осью прицепа и ушком дышла получается
таким, что в достаточной мере обеспечивается движение колес прицепа
по следу буксирующего автомобиля; таким образом, удается обходиться без
специальных поворотных устройств.
Многоосные прицепы. В двух- и трехосных прицепах обычно
используются бесшкворневые поворотные устройства с поворотной осью.
В прицепах с .упругими осями и хребтовой рамой находят применение
шкворневые поворотные устройства с поворотной осью.
В прицепах для автобусов часто используются поворотные устройства
с неподвижной осью и поворачивающимися цапфами, так как в этом случае
Прицепы могут быть выполнены низкорамными.
Прицепы с четырьмя поворотными колесами. В двухосных прицепах
с четырьмя поворотными колесами обычно используются поворотные
устройства с неподвижной осью и поворачивающимися цапфами. Подобная
конструкция находит применение в прицепах для автобусов, работающих в
городах с узкими, мало удобными для движения транспорта улицами. При
правильном выполнении сцепных устройств наличие четырех поворотных колес
позволяет добиться того, чтобы прицеп двигался точно по следу буксирующего
автомобиля.
Прицепы со сдвоенными осями. Сдвоенные оси трехосных прицепов
обычно не имеют дополнительных поворотных устройств, так как износ шин
и без этого остается в допустимых пределах. Однако введение дополнительных
поворотных устройств позволяет получить некоторые преимущества не только
в отношении уменьшения износа шин, но также и для более точного движения
прицепа по следу буксирующего автомобиля, что важно при прохождении
поворотов в узких проездах, а также в отношении облегчения
маневрирования.
790

При сдвоенных осях применяются различные конструктивные варианты
выполнения поворотных устройств; во всех случаях исходят из того, что
передняя ось прицепа имеет бесшкворневое поворотное устройство с
поворотной осью.
В тех случаях, когда колеса задней из сдвоенных осей поворотные
(т. е. когда применяется поворотное устройство с неподвижной осью и
поворачивающимися цапфами), причем управление ими осуществляется
подрамником бесшкворневого поворотного устройства передней оси, удается
добиться того, чтобы на поворотах все шесть колес двигались по таким
траекториям, при которых продолжения линий всех трех осей пересекались
в одной точке (фиг. 12).
Фиг. 12. Тележка со сдвоенными .осями. Для улучшения
маневренности колеса задней оси управляемые.
Заслуживает внимания конструкция поворотного устройства с паралле-
лограммным относительным поворотом рессор и осей. В этом случае оси
связываются с рамой при помощи «промежуточных треугольников», а
управление поворотом колес осуществляется путем использования силы трения между
колесами и дорогой (фиг. 13 и 14).
Ручное управление. Одно- и двухосные прицепы-роспуски,
предназначенные для перевозки длинномерных грузов, на поворотах значительно
отклоняются от следа буксирующего автомобиля; это объясняется тем, что
поворотное устройство коника расположено впереди задней оси буксирующего
автомобиля. Вследствие значительного расстояния между поворотным
устройством коника и прицепом-роспуском возникает необходимость в
дополнительном 'поворотном устройстве. То же самое относится к двухосным и
трехосным прицепам для перевозки длинномерных лесоматериалов.
В этих случаях колеса задней оси (в том числе и тогда, когда используется
сдвоенная ось) выполняются поворотными, причем управление ими
производится вручную при помощи рулевого колеса, обслуживаемого помощником
водителя. Сиденье помощника водителя расположено с левой стороны позади
колес; в этом случае должна быть обеспечена хорошая обзорность
(см. фиг. 33).
Полуприцепы. Полуприцеп также значительно отклоняется на поворотах
от следа тягача, так как его опорно-сцепной прибор тоже расположен впереди
задней оси тягача. Вследствие этого в конструкцию полуприцепов с длинной
базой или полуприцепов, рассчитанных на работу еще с одним прицепом,
следует вводить дополнительное поворотное устройство, управление
которым может осуществляться как передним опорно-сцепным прибором,
так и путем использования силы трения между колесами и дорогой.
791

Фиг. 13. Тележка со сдвоенными осями с параллелограммным относительным
поворотом колес при прохождении кривых.
Фиг. 14. Тележка со сдвоенными качающимися осями и параллелограммным
относительным поворотом колес при прохождении кривых. Хребтовая рама
с одним лонжероном.
792

Рамы прицепов
При конструировании рам различных типов исходят из того, что:
к рамам одноосных прицепов с нижней стороны прикреплены элементы
подвески, а с верхней — кузов, и что передняя часть рамы служит связующим
звеном между прицепом и буксирующим автомобилем;
к рамам многоосных прицепов с нижней стороны в задней части крепятся
элементы подвески, а в передней — детали поворотного устройства; с
верхней стороны к раме прикреплен кузов.
Рамы одноосных прицепов и многоосных прицепов с независимой
подвеской колес могут выполняться жесткими. Рамы многоосных прицепов, не
имеющих независимой подвески колес, должны быть мягкими для того, чтобы при
движении по неровной дороге происходило некоторое уравнивание нагрузки,,
а также толкающих и скручивающих усилий.
Прицепы со стальными несущими кузовами не имеют отдельных рам.
Детали ходовой части и поворотного устройства прикреплены к
соответствующим образом устроенным подрамникам кузова.
В качестве материалов для изготовления рам используются катаные*
штампованные и сварные стальные профили, причем предпочтение отдают
П-образным профилям (швеллерам); в меньшем объеме используются
стальные трубы. Путем сварки профилей и стальных листов получают двойные
Т-образные профили (двутавры), особые профили и фасонные детали.
Рамы обычно выполняются сварными. Такие рамы получаются более
легкими, прочными и дешевыми, чем клепаные. Чтобы избежать концентрации
напряжений, возникающих в раме, и появления усталостных трещин,
необходимо тщательное и правильное в отношении технологии сварки
конструирование узлов. Поперечные швы в напряженных местах не допускаются.
Подверженные быстрому износу части должны быть легко заменяемы.
При расчете элементов рамы следует учитывать нагрузки, возникающие
при торможении с максимальным замедлением, а также расстояния между
осями и высоту расположения центра тяжести над дорогой. Ориентировочно
при расчете рам прицепов с хорошей подвеской и пневматическими шинами
можно принимать запас прочности, равный 2,5; при этом, однако,
предполагается, что полностью нагруженный автопоезд не будет двигаться по плохой
дороге с максимальной скоростью.
Типы рам
Рамы с одним лонжероном (хребтовые рамы). Лонжерон обычно
выполняется из стальной трубы соответствующего (в отношении восприятия
нагрузок) поперечного сечения. Эта жесткая в отношении перекосов конструкция
является особенно приемлемой для прицепов с независимой подвеской колес,
причем детали подвески, устройства для восприятия толкающих и
скручивающих усилий и поворотное устройство крепят к трубе — лонжерону.
Кузов прикреплен к имеющимся на трубе кронштейнам.
В одноосных прицепах для легковых автомобилей подобная конструкция
обеспечивает наиболее низкое расположение центра тяжести. Удлиненная
труба одновременно служит для соединения прицепа с буксирующим
автомобилем. Вес прицепа без кузова, но с крлесами и шинами, с расчетной
нагрузкой на ось 750 кг составляет около 85 кг (фиг. 15).
В многоосных прицепах с хребтовой рамой и поперечными рессорами
преимущества в отношении веса сводятся почти к нулю вследствие того, что
в конструкцию приходится вводить дополнительные устройства. Однако
при использовании упругих осей эта конструкция продолжает оставаться
наиболее рациональной (фиг. 16).
Рамы с двумя лонжеронами. Ширина рамы должна быть такой, чтобы
можно было разместить кронштейны двух прикрепляемых к лонжеронам
рессор. Лонжероны, размеры которых выбираются в соответствии с
расчетными нагрузками, выполняются из стальных профилей; в местах прохода
793

Фиг. 15. Шасси прицепа для легкового
автомобиля. Хребтовая рама с одним лонжероном,
ось с качающимися рычагами и упругими
стержнями, тягово-сцепной прибор с шаровым
замком.
/\
Фиг. 16. Хребтовая рама прицепа-самосвала с трехсторонним
опрокидыванием кузова. Один лонжерон, упругие оси, шкворневое
поворотное устройство с поворотной осью.
Фиг. 17. Сварная рама прицепа-самосвала из стальных
профилей. К передней части приварена верхняя обойма
шарикового бесшкворневого поворотного устройства; к
задней части приварены опоры для рессор.
794

колес под рамой (при поворотной оси) лонжероны должны иметь
минимальную высоту. Верхние полки лонжеронов могут быть как прямыми, так и
выгнутыми (фиг. 17) (применение лонжеронов с выгнутыми верхними полками
может быть желательным или необходимым в прицепах с закрытыми
кузовами и в низкорамных прицепах). Устройство мест сгиба требует от
конструктора самого тщательного внимания.
Подобный тип рамы является
наиболее распространенным.
Рамы с двумя лонжеронами,
отстоящими один от другого на ширину кузова.
При таких рамах лонжероны
одновременно служат опорными брусьями для
грузовой платформы. Рессоры
прикреплены к поперечинам рамы (фиг. 18).
Для рам с выгнутыми лонжеронами,
а также для рам прицепов-самосвалов
и таких прицепов, кузова которых не имеют
опорных брусьев, конструкция рамы,
изображенная на фиг. 18, не используется.
Рамы с двумя полыми лонжеронами.
Для рам прицепов-цистерн находят
некоторое применение полые лонжероны в виде труб или полых стальных
профилей с треугольным поперечным сечением. Лонжероны располагают таким
образом, чтобы кузов-цистерна была установлена как можно ниже.
Опрокидывающие механизмы
Обычно используются механизмы, обеспечивающие опрокидывание кузова
на две (направо или налево) или на три (направо, налево и назад) стороны.
Привод
1. Ручной привод для механических или гидравлических
опрокидывающих механизмов.
2. Привод от электродвигателя для самосвалов с гидравлическими
опрокидывающими механизмами.
3. Пневматический привод для механических, гидравлических и
пневматических опрокидывающих механизмов.
4. Электрический привод для механических и гидравлических
опрокидывающих механизмов.
Фиг. 18. Рама с лонжеронами,
расстояние между которыми равно
ширине кузова.
Типы опрокидывающих механизмов
Механические опрокидывающие механизмы. Такие механизмы состоят
из двух выдвижных штоков с приводной шестерней, зубчатой рейкой и
редуктором. Для более равномерного распределения нагрузки на выдвижные
1 3
штоки последние устанавливают по длине прицепа на расстоянии -^ и j
<его длины (считая от одного из концов).
Ручной привод осуществляется при помощи рукоятки, которая
расположена в задней части прицепа. Чтобы уменьшить усилия, которые нужно
прикладывать к рукоятке, а также для того, чтобы избежать необходимости
иметь высокое передаточное отношение в понижающем редукторе, что
приводит к значительным потерям времени, следует добиваться максимального
уменьшения трения в механизме. Механические опрокидывающие механизмы
очень просты в эксплуатации и почти не нуждаются в уходе; однако они могут
•быть использованы в прицепах грузоподъемностью не свыше 8 т, так как
лри большей грузоподъемности для ручного привода требуется слишком
795

высокое передаточное отношение в понижающем редукторе, вследствие
чего процесс опрокидывания кузова становится слишком продолжительным.
Для прицепов-самосвалов с трехсторонним опрокидыванием кузова
механические опрокидывающие механизмы мало пригодны.
Проводились работы по оборудованию механических опрокидывающих
механизмов пневматическим приводом, но пока этот привод не получил
широкого распространения.
Проводятся также работы по
использованию для механических
опрокидывающих механизмов электрического привода.
Возможность широкого внедрения этого-
привода зависит от решения вопроса о
возможностях удобного размещения и зарядки
аккумуляторной батареи на прицепе.
Гидравлические опрокидывающие
механизмы. Они состоят из шарнирно
укрепленного цилиндра (фиг. 19) и
масляного насоса. Для прицепов-самосвалов-
малой грузоподъемности с двух- или
трехсторонним опрокидыванием кузова
используется один цилиндр; для
прицепов-самосвалов большой грузоподъемности с
двусторонним опрокидыванием кузова лучше
использовать два цилиндра.
При ручном приводе масляный насос приводится в действие с помощью»
рычага. При грузоподъемности свыше 8 т использование ручного привода,.
Фиг. 19. Цилиндр гидравлического
опрокидывающего механизма с
шарнирными сочленениями.
Фиг. 20. Схема автопоезда, состоящего из автомобиля-самосвала и прицепа-самосвала
с гидравлическими опрокидывающими механизмами, имеющими привод от электродвигателя:
/ — маслопровод с распределительным клапаном и соединительными штуцерами; 2 — масляный насос
с приводом от электродвигателя; 3 — кран управления; 4 — масляный бак; 5 — цилиндр опрокидыг
вающего механизма, 6 — масляный насос с ручным приводом.
так же как и в механических опрокидывающих механизмах, становится:
нерациональным. Несмотря на меньшие потери на трение, в
прицепах-самосвалах с двусторонним опрокидыванием кузова гидравлические
опрокидывающие механизмы с ручным приводом используют редко, предпочтение
отдается механическим механизмам; это объясняется тем, что гидравлические
механизмы болеее требовательны к уходу и техническому обслуживанию.
В прицепах-самосвалах с трехсторонним опрокидыванием кузова
применяют гидравлические опрокидывающие механизмы с ручным приводом,
так как механические механизмы в этом случае использованы быть не могут.
При приводе от электродвигателя установленный на буксирующем
автомобиле (фиг. 20) масляный насос, приводимый в действие его двигателем,
по съемному маслопроводу нагнетает масло в цилиндр (#ли цилиндры)
опрокидывающего механизма прицепа-самосвала. Подобная система не дает
возможности опрокидывать кузов отцепленного прицепа, т. е. наличие
буксирующего автомобиля с масляным насосом является совершенно необходи-
796

мыы. На случай выхода из строя привода от электродвигателя или в случае
необходимости разгрузки отцепленного прицепа может быть предусмотрен
резервный привод в виде ручного масляного насоса.
При пневматическом приводе установленного на прицепе масляного
насоса используется имеющийся на всех прицепах большой
грузоподъемности сжатый воздух. При установке на прицепе дополнительных
воздушных ресиверов можно иметь достаточный запас воздуха для многократного
опрокидывания кузова отцепленного прицепа. На случай выхода из
строя пневматической системы или отсутствия сжатого воздуха может быть
предусмотрен резервный привод в виде ручного насоса (см. фиг. 28).
При использовании для масляного насоса электрического привода
основное внимание следует уделять выбору типа, размещению и зарядке
аккумуляторной батареи.
Фиг. 21. Схема пневматического опрокидывающего механизма:
/, // и /// — воздухопроводы; / — предохранительный клапан; 2 — цилиндр
опрокидывающего механизма; 3 — ресивер для сжатого воздуха; 4 — манометр; 5 — кран
управления.
Пневматические опрокидывающие механизмы. Они состоят из двух
больших цилиндров, рассчитанных на давление около 5,5 ати. Цилиндры
расположены рядом в средней части прицепа или на расстоянии j и -^
длины от одного из его концов. Из соображений безопасности рукоятка
клапана управления выполняется таким образом, что ее можно привести в
действие лишь тогда, когда сняты крепления одной из сторон опрокидывающегося
кузова.
Для пневматического привода используется 'сжатый воздух. Установка
дополнительных ресиверов позволяет иметь необходимый запас сжатого
воздуха для многократного опрокидывания кузова отцепленного прицепа.
Резервный ручной привод для опрокидывания кузова отсутствует.
Если подобные чисто пневматические опрокидывающие механизмы
оправдают себя на практике, то они явятся наиболее простыми и наиболее
неприхотливыми устройствами с машинным приводом (фиг. 21 и 29).
Кузова
Устройство кузовов прицепов определяется требованиями эксплуатации.
Классификация кузовов по применяемым для них материалам
Деревянные кузова. Особо легкие кузова прицепов для легковых
автомобилей изготовляются из фанеры с применением разного рода шпангоутов
и дополнительных усиливающих ребер; таким путем удается добиться
значительного снижения веса кузова.
Чисто деревянные конструкции для многоосных прицепов используются
лишь при изготовлении некоторых видов специализированных кузовов.
Такие кузова имеют деревянный каркас и облицовку из досок.
797

Дерево-металлические кузова. Открытые кузова имеют каркас из
стальных профилей, деревянный настил и стенки (борта) из досок, окантованных
стальными профилями.
Закрытые кузова имеют деревянный каркас, внутреннюю облицовку
из фанеры и наружную облицовку из листового алюминия или листовой стали.
Применение такой конструкции особенно выгодно при мелкосерийном
производстве, так как при этом не требуется сложной оснастки.
Стальные кузова. Легкие кузова для легковых автомобилей изготовляются
из стальных листов с выщтампованными на них ребрами жесткости или
из стальных листов, усиленных профилями из листовой стали. Более тяжелые
стальные профили не применяются.
Открытые кузова для многоосных прицепов выполняются
цельнометаллическими из стали. Цельнометаллическими изготовляются и кузова прицепов-
самосвалов, от которых требуется повышенная прочность; борта этих кузовов
иногда выполняются из дерева.
Закрытые кузова многоосных прицепов имеют или каркас из стальных
профилей, облицованный листовой сталью, или, когда крупносерийное
производство оправдывает использование прессов, выполняются штампованными,
что обеспечивает снижение веса. Пол и внутренняя облицовка могут в
зависимости от требований эксплуатации изготовляться из листовой стали или
дерева.
Прицепы для перевозки пассажиров должны выполняться
цельнометаллическими (из стали).
Кузова из легких сплавов. Такие кузова используются в тех случаях,
когда требуется добиться особенно значительного снижения веса. К
конструкции подобных кузовов относится изложенное выше в отношении стальных
кузовов.
Типы кузовов
Между кузовами одноосных и многоосных прицепов, а также
полуприцепов (за исключением кузовов прицепов для легковых автомобилей) нет
никаких существенных различий,
вследствие чего они рассматриваются
совместно.
Кузова прицепов легковых автомобилей.
Для прицепов легковых автомобилей
особенно подходят открытые кузова с прочными
боковыми стенками и откидной задней
стенкой. Такие кузова отличаются малым весом,
который, например, при внутренней длине
пола кузова 1300 мм составляет всего 65
кг. Если груз нужно защитить от
атмосферных осадков, используют откидные крышки
из гофрированной листовой стали или дуги
и планки с надетым на них тентом.
Закрытые кузова для подверженных
порче или особо ценных грузов имеют форму
сундука; задняя стенка в некоторых случаях
делается наклонной. Кузова прицепов,
предназначенных для перевозки продовольствия, туристского снаряжения и т. п., имеют заднюю
двухстворчатую и боковую двери. Для перевозки багажа, спортивного снаряжения и тому
подобных грузов используются прицепы с обтекаемыми («каплевидными») кузовами, верхняя
часть которых может откидываться или сниматься (фиг. 22).
Следует упомянуть о кузовах прицепов легковых автомобилей, оборудованных для жилья.
Для снижения веса довольно большой по своим размерам кузов изготовлен из двух или
трех соответствующим образом изогнутых листов фанеры. Оборудование: боковая дверь,
окно, вентиляционное устройство, стол, складные кровати, шкаф для одежды, кухонный
шкаф с бачками для воды и умывальником, печка, зеркало, плафон и т. д. (фиг. 23 и 24).
Кузова прицепов для перевозки скота. Кузов выполняется из листов фанеры и
усиливается стальными накладками, угольниками и т. п. Задняя стенка делается наклонной и
откидной для большего удобства загона животных в кузов; в откинутом положении она служит
мостками, и на ее внутреннюю поверхность набивают поперечные брусья. Боковые стенки
усиливаются наружными подпорками. Предусматриваются люки для очистки кузова и т п.
798
Фиг. 22. Закрытый кузов прицепа для
легкового автомобиля. Обтекаемая форма;
откидная (и съемная) верхняя крышка.

Открытые кузова типа грузовой платформы. Подобные универсальные кузова (фиг. 25, а}
имеют закрепленный в постоянном положении передний борт, откидные боковые борта и
задний борт, который может быть установлен в горизонтальном положении. При поперечной
укладке досок настила кузов в отношении перекосов получается менее жестким, чем при их
продольной укладке. При перевозке грузов, которые нуждаются в защите от атмосферных
осадков, а также при перевозках на большие расстояния используются дуги и планки с
надетым на них тентом (фиг. 26).
Закрытые кузова. Закрытые кузова предназначаются для
перевозки особо ценных или портящихся от атмосферных
осадков грузов, а также для перевозки специальных грузов. Для
транспортировки продовольственных грузов, которые должны
_; ^ храниться при определенной температуре, используются ку-
Фиг. 23. Прицеп,
оборудованный для жилья:
1 — лист, образующий пол
и потолок; 2 — боковые
стенки.
Фиг. 24. Прицеп, оборудованный для жилья (наименьший
типоразмер). Слева^— планировка в дневное время,
справа—планировка для ночлега.
зова с теплоизолированными полом, потолком и стенками (кузова-термосы); в некоторых,
случаях кузова могут быть оборудованы холодильной установкой. Пол (настил) кузова
часто имеет ступеньку позади поворотного устройства передней оси; это делается для уве-
Фиг. 25. Одноосный прицеп:
а—для грузового автомобиля малой грузоподъемности; б — к автобусу для перевозки багажа. Сзади —
двухстворчатая дверь, справа —боковая дверь. Положение дышла может регулироваться при
помощи двух шарниров с фиксаторами.
личения внутренней высоты кузова. При одинаковом назначении всего автопоезда
буксирующий автомобиль и прицеп часто имеют одинаковые кузова (фиг. 27). '
Кузова прицепов-самосвалов. Опрокидывающиеся кузова прицепов-самосвалов,
предназначенные для перевозки сыпучих грузов, шарнирно прикреплены к кронштейнам
лонжеронов рамы. Для обычно встречающихся сыпучих грузов угол наклона кузова при
опрокидывании должен составлять по крайней мере 40°. Для большей прочности и для лучшего
скольжения грузов при разгрузке пол (настил) кузова выполняется из прочных (3—5 мм)
стальных листов; деревянные борта с внутренней стороны облицовываются листовой сталью.
Так как опрокидывающий механизм обусловливает значительные местные нагрузки,
кузов прицепа-самосвала должен иметь соответствующую конструкцию и должен обладать
достаточной прочностью. Вследствие этого рама кузова образует с его полом цельносварную
конструкцию. Боковые борта и задний борт выполняются откидными и могут быть
горизонтально установлены со стороны опрокидывания, вследствие чего груз может быть сброшен
на некотором удалении от прицепа (фиг. 28 и 29).
В^тех случаях, когда это является желательным в отношении характера груза и
погрузочной длины, кузова прицепов-самосвалов с двусторонним опрокидыванием могут быть изго-
799

-f
«хмХШ*
Фиг. 26. Двухосный прицеп с
кузове м—грузовой платформой.
Внутренняя длина кузова 8 м,
грузоподъемность 12 т.
Фиг. 27. Грузовой автопоезд.
Как буксирующий автомобиль,
так и прицеп имеют однотипные
закрытые кузова. Прицеп
трехосный с односкатными колесами.
^ . ■
о
Фиг. 28. Прицеп-самссвал с трехсторонним опрокидыванием
кузова и гидравлическим опрокидывающим механизмом.
800

товлены сдвоенными, т. е. состоящими из двух расположенных одна за другой половин с
независимым опрокидыванием.
Кузова для перевозки мебели и домашних вещей. Вследствие особенностей этого вида
грузов кузова данного типа отличаются от обычных закрытых кузовов. Крыша кузова имеет
выгнутую бочкообразную форму; для облегчения погрузки вся задняя стенка занята
двухстворчатой дверью; под кузовом между передней и задней осью имеется ящик для картин,
а в передней части кузова часто имеется кабина для сопровождающих груз лиц и
носильщиков. Наружная облицовка состоит из вертикально расположенных узких досок, а
внутренняя — из мягкой обивки, что предохраняет перевозимые вещи от повреждений. Кузова
для перевозки мебели и домашних вещей обычно деревянные.
Кузова автобусных прицепов. Кузовам прицепов для автобусов стремятся придать
такие же формы и внешние линии, какие имеют работающие с ними автобусы; то же самое
относится и к внутренней планировке. При этом учитываются также и требования эксплуатации.
Кузова для автобусных прицепов следует выполнять цельнометаллическими (стальными)
(фиг. 30).
Для снижения веса кузова прицепов для ...
автобусов иногда изготовляются несущими
(рама в этом случае отсутствует). Стенки при
этом также являются несущими, а детали хо- \
довой части и поворотного устройства
непосредственно крепят к нижней части
несущего кузова.
Кузова прицепов-цистерн. Кузов
прицепа-цистерны, как правило, состоит лишь
из резервуара для перевозимой жидкости.
В удобном месте, обычно позади резервуара,
расположен пульт управления со всеми
необходимыми устройствами. В прошлом чаще
всего применялись резервуары, имеющие
цилиндрическую форму; затем стали
использовать резервуары «сундукообразной» формы
с выступами в верхней и нижней части
(фиг. 31) (при такой форме можно снизить Фиг. 29. Прицеп-самосвал с двусторонним
расположение центра тяжести). опрокидыванием кузова с пневматическим
Кузова прицепов-цистерн также в неко- опрокидывающим механизмом,
торых случаях делают несущими
(безрамными); при этом детали ходовой части и
поворотного устройства крепят непосредственно к цистерне-резервуару (фиг. 31 и 32).
Кузова прицепов для перевозки длинномерных лесоматериалов. Подобные кузова состоят
из устройств для размещения и закрепления перевозимых бревен. Особое внимание следует
уделять вопросам техники безопасности; так, например, должна быть предусмотрена
возможность освобождать крепления бревен при нахождении рабочего со стороны, противоположной
стороне разгрузки, и т. п. На прицепах также часто устанавливают вспомогательное
оборудование, например лебедки (фиг. 33).
Кузова низкорамных прицепов. Кузов обычно представляет собой прочную массивную
грузовую платформу, прикрепленную к низко расположенным частям выгнутых лонжеронов
рамы. При необходимости на приподнятой части рамы над передними колесами устанавливают
лебедки и тому подобные механизмы (фиг. 34).
Кузова прицепов для перевозки специальных грузов. Подобные кузова (фиг. 35) очень
разнообразны по своему устройству и конструкции. К ним относятся, например, кузова,
оборудованные для жилья, передвижных театральных трупп, мастерских; кузова-магазины;
кузова для передвижных выставок, коммунального назначения; кузова для перевозки стекла,
труб и т. п.
Тягово-сцепные устройства прицепов и их вспомогательное оборудование
Тягово-сцепные устройства
В качестве тягово-сцепных устройств используются дышла и буксирные
приборы. Тягово-сцепные устройства должны быть достаточно прочными
для того, чтобы они могли воспринимать как нагрузки, возникающие от силы
тяги, так и возникающие при движении ударные нагрузки (толчки, рывки
и т. п.).
К тягоро-сцепным устройствам предъявляются следующие требования:
1. Автопоезда (как грузовые, так и предназначенные для перевозки пассажиров) должны
быть обеспечены такими тягово-сцепными устройствами, которые делают безопасными работы
по сцепке"*и расцепке прицепов с буксирующим автомобилем и между собой (автоматические
сцепные устройства, предохранительные щитки и т. п.).
2. Многоосные прицепы должны быть оборудованы устройствами для удержания дышла
в горизонтальном положении примерно на высоте буксирного прибора.
51 Бюссиен 644 801

Фиг. 30. Автопоезд, состоящий из автобуса и пассажирского
прицепа с одинаковым внешним оформлением кузовов.
■■
Фиг. 31. Седельный тягач с безрамным полуприцепом-цистерной
емкостью 15 000 л бензина. Цистерна выполнена из листовой стали
и оборудована установкой с центробежным насосом, который
служит для ее заполнения и опорожнения. Цистерна разделена
на три отсека. Общая длина тягача с полуприцепом 11 550 мм.
Фиг. 32. Отсек управления полуприцепа
цистерны, показанной на фиг. 31.
802

Фиг. 33. Прицеп грузоподъемностью 12 т для перевозки
длинномерных лесоматериалов. При езде без груза обе части
прицепа сцепляются между собой. Задние колеса поворотные
с ручным рулевым приводом.
Фиг. 34. Низкорамный прицеп грузоподъемностью 12 т.
Фиг. 35. Шестиосный прицеп грузоподъемностью 40 т,
предназначенный для перевозки специальных грузов.
51*
803

Дышла. В одноосных прицепах с упругой осью дышлом одновременно
служит удлиненный лонжерон рамы (см. фиг. 15). В одноосных прицепах
с продольными листовыми рессорами и рамой с двумя лонжеронами
последние или соединяют между собой, в результате чего образуется
треугольная рама-дыщло, или дыщло изготовляют отдельно и прикрепляют
к раме.
В многоосных прицепах со шкворневым поворотным устройством (с
поворотной осью) или с поворотным устройством с неподвижной осью и повора-
Фиг. 36. Устройство для поддержания ушка
дышла на уровне буксирного прибора, которое
одновременно может служить тормозом.
Действие устройства основано на использовании
зубчатой рейки и защелки:
/ — дышло; 2 — опора дышла; 3 — зубчатая рейка
с защелкой.
Фиг. 37. Устройство для поддержания
ушка дышла на уровне буксирного
прибора, которое одновременно может
служить тормозом. Действие
устройства основано на использовании силы
трения:
1 — труба; 2 — стержень; 3—эксцентрик.
чивающимися цапфами для соединения с буксирующим автомобилем или
с другим прицепом могут быть использованы дышла или буксирные вилки
(см. фиг. 5). При использовании наиболее
распространенных бесщкворневых поворотных уст-
6 ройств с поворотной осью применяются буксирные
вилки. Дышла и буксирные вилки могут качаться
в вертикальной плоскости. Наружный диаметр
ушка должен составлять 100 мм, внутренний —
40 мм, диаметр стенок 30 мм. Для поддержания
ушка дышла на уровне буксирного прибора и,
следовательно, самого дышла в положении, близком
к горизонтальному, применяют различные
устройства, например такие, действие которых
основано на использовании пружин, работающих на
сжатие или растяжение, или на использовании
приспособления с зубчатой рейкой и защелкой
(последнее устройство допускает регулировку
высоты расположения ушка и одновременно является
частью тормозного привода прицепа). Применяют
также устройства, действие которых основано на
использовании силы трения (фиг. 29, 36 и 37).
Сцепные приборы. В прицепах для легковых
автомобилей широкое распространение получили сцепные приборы с
шаровыми замками. Эти приборы, рассчитанные на сцепку и расцепку вручную,
не имеют зазоров в своих сочленениях. Диаметр шарика составляет 50 мм.
Шаровая головка замка прикреплена к буксирующему автомобилю, а
половинки сферической полости прикреплены к дышлу ^прицепа (фиг. 38).
Грузовые автопоезда почти всегда оборудуются автоматическими
сцепными приборами. Конструкции большинства применяемых автоматических
сцепных приборов имеют между собой много общего; так, например,
действие всех их основано на том, что при введении ушка дышла в направляющее
устройство сцепного прибора освобождается сжатая пружина, которая давит
на шкворень и с силой вталкивает его в ушко. Различие между отдельными
804
Фиг. 38. Тягово-сцепной
прибор с шаровым замком для
прицепа легкового
автомобиля:
1 _ опора дышла; 2 — корпус
замка; 3 — шаровая головка,
закрепленная на буксирующем
автомобиле; 4 — сферическая
чашка; 5 — рычаг; 6 —
фиксатор с рукояткой.

конструкциями сводится к тому, что в одних случаях направляющее
устройство закреплено неподвижно, а в других оно может качаться в вертикальной
и горизонтальной плоскостях (фиг. 39).
Сцепным устройствам свойственен недостаток, заключающийся в том, что
большие напряжения, возникающие в сочленении ущко — шкворень,
преждевременно вызывают
образование в этом сочленении
значительного зазора, что
увеличивает опасность
возникновения виляния прицепа.
Проводятся работы в
направлении создания более
совершенного, не имеющего
зазоров сцепного устройства.
Автобусные прицепы,
имеющие поворотные
устройства с неподвижной осью
и поворачивающимися
цапфами, особенно сильно
подверженные возникновению
виляния, в большинстве слу-
Фиг. 39. Сцепной прибор автоматического действия
с направляющим устройством, которое может качаться
в горизонтальной плоскости. В приборе использован
амортизатор в виде резиновой подушки:
/ — головка сцепного прибора; 2 — шкворень; 3—
направляющее устройство, 4 — стержень; 5 — резиновая подушка;
6 — корпус.
чаев оборудуются
беззазорными сцепными устройствами
с шаровыми замками;
считается, что такие сцепные
устройства обеспечивают
полную безопасность (фиг. 40).
В сцепных устройствах, в которых не вполне обеспечивается устранение
зазоров, должна быть предусмотрена хорошая амортизация. Для этого,
2 3
Фиг. 40. Тягово-сцепной прибор с шаровым замком. В сочленениях прибора нет зазоров.
Используется для автобусных прицепов, имеющих поворотное устройство в виде неподвижной
передней оси с поворачивающимися цапфами:
1 — штанга с головкой, состоящей из двух половин, образующих сферическую полость; 2 — шкворень;
3 — дышло; 4 — направляющая втулка; 5 — спиральные пружины; 6 — корпус; 7 — гайка; 8 —
шаровая головка.
кроме деталей из стали (цилиндрические и коробчатые пружины),
используются также резиновые подушки (фиг. 39—41).
Опорно-сцепные приборы полуприцепов. Соединение седельных тягачей
с полуприцепами осуществляется при помощи опорно-сцепных приборов,
устройство которых коренным образом отличается от устройства сцепных
приборов обычных прицепов; это объясняется тем, что опорно-сцепные приборы
805

должны не только передавать тяговые усилия, но и воспринимать часть веса
полуприцепа и служить для последнего поворотным устройством. Общим
для всех этих конструкций различных опорно-сцепных приборов
полуприцепов является следующее:
1) сцепка производится автоматически путем подачи тягача назад по
направлению к полуприцепу;
2) часть веса полуприцепа передается через прикрепленную к нему
верхнюю часть опорно-сцепного прибора на нижнюю его часть, которая
прикреплена к шасси тягача;
3) обеспечивается возможность
наклона в вертикальной плоскости
полуприцепа по отношению к тягачу;
«Я
&
ш
т
ш
к
А
щ
щ
'L
4
щ
г*
■у
Щ
-
ш
ш
щ
щ
щ
Ш
:;■;■;
В
i
1
т
кг
9000
7000
5000
3000
1000
О 2
6 8 10 12 /4 16 мм
Фиг. 41. Коробчатая пружина,
состоящая из трех частей и служащая
амортизатором в сцепных приборах:
./ — коробчатая пружина; 2 —
приложенное к пружине усилие; 3 — отданное
пружиной усилие.
Фиг. 42. Опорно-сцепное устройство
тягача:
/ — запор; 2—сцепной шкворень; 3 —
несущие ролики; 4 — гнездо сцепного
шкворня.
4) для того чтобы полуприцеп мог поворачиваться относительно тягача,
верхняя часть опорно-сцепного прибора должна поворачиваться
относительно нижней в горизонтальной плоскости;
Фиг. 43. Схема установки на шасси тягача опорно-сцепного устройства*.
5) шкворень опорно-сцепного прибора одновременно является шкворнем
поворотного устройства;
6) для поддержания в поднятом состоянии отцепленного полуприцепа
последний оборудуется дополнительной опорой.
Передача части веса полуприцепа с верхней половины опорно-сцепного
прибора на нижнюю осуществляется различными способами: так, например,
806

обе части сцепного прибора (верхняя и нижняя) могут быть выполнены
в виде поворотных дисков, причем в этом случае вследствие значительной
площади контакта удельное давление получается незначительным. В других
случаях к верхней части крепят ролики, которые перекатываются по
кольцевой направляющей канавке нижней части прибора.
Возможность наклона полуприцепа в вертикальной плоскости по
отношению к тягачу обеспечивается или тем, что нижняя часть опорно-сцепного
лрибора может качаться в вертикальной плоскости, поворачиваясь вокруг
поперечной оси, прикрепленной к лонжеронам рамы тягача, или тем, что его
верхняя часть может качаться относительно нижней вследствие того, что
между обеими частями находятся ролики; ось вращения роликов
(перпендикулярная к направлению движения) пересекает ось сцепного шкворня
(шарового шарнира) (фиг. 42
и 43).
Дополнительная опора,
которая служит для
поддержания в поднятом
состоянии отцепленного
полуприцепа, оборудуется
колесами небольшого
диаметра; для облегчения
маневрирования колеса
могут быть поворотными.
После соединения
полуприцепа с тягачом для
получения достаточного
дорожного просветадополнитель-
ную. опору поднимают
{фиг. 44).
Фиг. 44. Дополнительная опора для полуприцепа.
Существуют полуприцепы, которые постоянно остаются прицепленными
к тягачу. В таких случаях устройства для сцепки и расцепки и
дополнительная опора становятся излишними; необходимо лишь поворотное устройство
•в виде шарового шарнира, допускающее качание полуприцепа по отношению
к тягачу в вертикальной плоскости.
Вспомогательное оборудование прицепов
Прицепы должны иметь следующее вспомогательное оборудование:
1. Подкладные колодки, задние фонари, сигналы торможения и
отражатели, фирменные дощечки, форма и размеры которых определяются
стандартом, номерной знак.
2. Приспособления для крепления запасных колес. Все прицепы,
используемые для осуществления перевозок на значительные расстояния, должны
<быть оборудованы рациональным устройством для крепления запасного
колеса. В большинстве случаев запасное колесо крепят под рамой или в самой
раме; когда это не представляется возможным, его крепят к переднему борту
грузовой платформы. Для поднимания больших и тяжелых колес
предусматривают простые механические подъемные устройства.
3. Дуги, планки и тенты. Прицепы, используемые для осуществления
перевозок на дальние расстояния, оборудуются дугами и планками,
образующими каркас для тента. Каркас прицепа грузоподъемностью до 4 т
представляет собой набор дуг, вставленных в металлические гнезда боковых бортов.
Для прицепов большой грузоподъемности обычно используются каркасы,
состоящие из двух, а при длинных кузовах — из трех дуг, выполненных
из стальных труб или стальных профилей, поверх которых укладываются
три-пять продольных деревянных планок круглого сечения. Как дуги, так
и продольные планки являются съемными.
807

4. Индикаторы исправности шин. Индикаторы исправноспГшин обычного
типа находят широкое применение при осуществлении перевозок на дальние
расстояния, так как они являются единственным средством для
своевременного обнаружения при движении неисправности одной из шин прицепа.
Существуют две системы подобных индикаторов, одна из которых основана
на размыкании сигнальной электрической цепи при выходе шины из строя,
а другая — на ее замыкании. Обе системы предполагают использование
дополнительных электрических проводов, а также штепсельных розеток
и штеккеров. Наблюдается тенденция к использованию преимущественно
второй системы.
5. Грязевые щитки (крылья). Грязевые щитки в прицепах еще применяют
не всегда. Однако их необходимо устанавливать хотя бы на задних колесах,
чтобы предотвратить забрасывание грязью движущегося сзади транспорта.

XVIII. СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫЕ ТРАКТОРЫ
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Сельскохозяйственные тракторы оборудуются дизелями, двигателями
с калильной головкой или карбюраторными двигателями. Распространение
тех или иных двигателей в различных странах зависит от цен на
различные сорта топлива.
Карбюраторный двигатель дешевле в производстве, легче по весу и
работает более спокойно и бесшумно, чем дизель.
Легкий пуск карбюраторных двигателей при оборудовании тракторов
аккумуляторной батареей, электростартером и в случае необходимости
свечами накаливания имеет значение только для тракторов малой мощности,
двигатели которых пускают от руки. Расход топлива в карбюраторных
двигателях, однако, значительно выше, чем в дизелях или двигателях с калильной
головкой (причемдля полевых работ характерным является удельный расход
топлива при 40 % -ной нагрузке). Применение для двигателей моторного
керосина имеет свои преимущества, однако при этом следует учитывать такой его
недостаток, как разжижение смазки вследствие наличия высокой рабочей
температуры двигателя.
Применение карбюраторного двигателя в тракторостроении
ограничивается главным образом тракторами малой мощности. Напротив, двигатели
с калильной головкой вследствие их прочности и способности работать на
низкосортном топливе находят в тракторостроении широкое применение.
В табл. 1 приводятся средние значения удельных расходов топлива для
тракторных двигателей различных типов. В сельском хозяйстве тракторные
двигатели загружаются в среднем до 40%.
Начинают находить применение двухтактные дизели малой мощности
(около 10 л. с).
Таблица 1
Средние значения удельных расходов топлива
Вид двигателя
При загрузке двигателя в %
100
185—200
185—245,
230
250
280
300
300—320
320
40
230-250
220—300
350
370
480
500
500
500
Дизель
Двигатель с калильной головкой
Четырехтактный карбюраторный двигатель с водяным
охлаждением:
бензиновый
керосиновый
Четырехтактный карбюраторный двигатель с воздушным
охлаждением:
бензиновый
керосиновый
Двухтактный карбюраторный двигатель с воздушным
охлаждением:
бензиновый
керосиновый
809

ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
Обозначения
■ Ne — эффективная мощность двигателя на сцеплении в л. с.
Ng — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления в механизме привода,
в л. с.
Nr — потери мощности на сопротивление качению в л. с.
Nу — потери мощности на буксование в л. с.
Nz — мощность на крюке в л. с.
Ns — мощность на преодоление подъема в л. с.
N't — мощность на ведущих колесах в л. с.
Nа — мощность на валу отбора мощности в л. с.
Md — крутящий момент двигателя в кем.
Mat — крутящий момент ведущих колес в кгм.
G — вес трактора в кг.
Gv — вес, приходящийся на переднюю ось, в кг.
Gfi — вес, приходящийся на заднюю ось, в кг.
'Gvz — вес» приходящийся на переднюю ось с загрузкой крюка, в кг.
Gfiz — вес, приходящийся на заднюю ось с загрузкой крюка, в кг.
АО' — разгрузка передней оси и нагрузка задней оси при буксировании в кг.
Ь — касательное усилие на ведущих колесах в кг.
Z — тяговое усилие в кг.
R — сопротивление качению в кг.
S — сопротивление подъема в кг.
V — скорость в км/час,
v — скорость в м/сек.
v0 — скорость на холостом ходу без буксования в м/сек.
и — окружная скорость ведущих колес в м/сек.
п — число оборотов коленчатого вала двигателя в минуту.
а — база трактора в мм.
Ь — расстояние центра тяжести от задней оси в мм.
h — высота центра тяжести в мм.
hz — высота точки приложения силы тяги в мм.
г — радиус качения ведущего колеса в мм.
i — путь ведущих колес без буксования в мм.
. j — пройденный путь трактора с учетом буксования ведущих колес в мм.
<р — буксование ведущих колес в %.
"*) — общий к. п. д. в %•
Tfjg — к. п. д. трансмиссии в %.
/—коэффициент трения при качении в %.
/а — коэффициент трения покоя в %.
а — угол подъема в град.
Только при правильном взаимодействии двигателя, трансмиссии и
движителя трактора, а также навесного устройства, привода и навески рабочих
орудий можно получить оптимальную величину мощности на крюке или
полезную мощность, соответствующие расчетным режимам при
проектировании.
Уравнения мощности
Для тракторов справедливо следующее уравнение:
Ne = Ng + Nr + N9 + Nz + Ns + N.. {{)
Это соотношение упрощают, изучая движение по горизонтальной дороге.
Можно также пренебречь ускорением и сопротивлением воздуха.
Эффективная мощность двигателя
Л/ peVhtl (<?\
Длительная мощность тракторного двигателя Nemax определяется
согласно стандарту в течение 8 час. Она является номинальной мощностью
трактора и получается на полной нагрузке при номинальном числе оборотов,
^ограниченном регулятором числа оборотов.
810

Мощность, необходимая для преодоления сопротивления в трансмиссии:
Ng = {l-Tig)Ne. (3)
Общая мощность потерь в трансмиссии в значительной степени зависит
от потерь на перебалтывание масла; поэтому нужно стремиться к возможно
низкому уровню масла в картере коробки передач. Потери в трансмиссии
резко возрастают с увеличением числа оборотов,' причем они не
пропорциональны мощности, передаваемой трансмиссией. При определении к. п . д.
трансмиссии потери обычно относят к максимальной передаваемой мощности.
Мощность на ведущих колесах:
Nt = Nr + N + Nz + Ns (для горизонтальной дороги Ns = 0). (4)
Без отбора мощности Na на валу привода мощность на ведущих колесах
Nt — Nе — N = NeT\ может быть вычислена с помощью касательного
усилия U и окружной скорости ведущих колес и по формуле
Зная величину Ne, измеряемую при стендовых испытаниях двигателя,
и величину А^, измеряемую при тяговых испытаниях на горизонтальном
'бетонном участке пути, можно вычислить к. п. д. трансмиссии:
Nt ___ Nr + N? + Nz max
^£= ^; (6)
Обычно i[g = 90 4- 94%; при червячной передаче 7)^
Потери на сопротивление качению:
N, = fG±\ fG = R. (7)
Эта формула справедлива для движения трактора по горизонтальному
участку пути; для движения по наклонному участку следует заменить G
на G cos a.
При движении по дороге с хорошим твердым покрытием коэффициент
сопротивления качению уменьшается с увеличением давления в
пневматических баллонах трактора; напротив, на слабом грунте в полевых условиях
баллоны погружаются (вязнут) меньше при слабом давлении в них,
вследствие чего коэффициент / при движении по полю возрастает с увеличением
внутреннего давления в баллоне. Точно так же ведет себя тягач или трактор
на гусеничном ходу, у которого сопротивление качению на дороге с твердым
покрытием больше, чем на мягкой почве. Однако оно может быть значительно
меньше, чем у трактора с пневматическими шинами.
Потери мощности на буксование
Эти потери весьма значительны в сельскохозяйственных тракторах и воз-
никают вследствие деформации резиновых шин, деформации почвы, а также
вследствие скольжения колес или гусеничного движителя по земле. Без
буксования ведущие колеса или движитель трактора ^проходят путь /, равный
периметру (длине окружности колеса или длине гусеницы), умноженному
на соответствующее число оборотов.
Вследствие наличия тягового усилия Z, сопротивления качению R
(а на подъеме также сопротивления подъема S = G sin а) ведущие колеса
проходят при том же числе оборотов меньший путь /:. Таким образом, из-за
воздействия касательного усилия на ведущих колесах U = Z -\- R для
полного пути / необходимо большее число оборотов.
811

Путь буксования / — lly отнесенный к полному пути /, определяет
буксование:
l-h
ср =
юо°/0.
(8)
Умножая мощность на ведущих колесах Nt на буксование, получаем
потери мощности на буксование:
М9 = U ~ ср = (Z + R) -^г- о (на горизонтальной дороге)
75
ИЛИ
и — v __ v0 — v #
19)
Мощность на крюке
Мощность на крюке трактора Nz, которая для движения по
горизонтальной дороге вычисляется по измеренному тяговому усилию Z и по
эксплуатационной скорости v, представляет собой полезную мощность трактора
V
"75" "
(10)
Фиг. 1. Распределение усилий на тракторе.
Максимальное тяговое усилие Zmax может быть вычислено по
статической нагрузке на заднюю ось Gh и по коэффициенту трения покоя jx. Нагрузка
на заднюю ось может быть представлена в виде суммы (фиг. 1):
а а
Динамическая нагрузка на заднюю ось Ghz = Gh + AG, при этом:
(11)
Z =
(12)
Для вычисления усилия Zmax могут быть подставлены следующие
значения коэффициента трения покоя jx и коэффициента трения качения /
(табл. 2).
812

Коэффициенты трения покоя (J- и качения /
Таблица 2
Грунт, на котором работает трактор
Примечание
Трактор на пневматических шинах
Бетон
Хороший грунт
Сухая полевая почва (пашня)
Грязь или рыхлый песок . .
35
87
85
65
и менее
20
2
4
6—8
и более
При буксовании
примерно 35%
Гусеничный трактор
Хороший грунт
Сухая полевая почва (пашня)
Грязь или рыхлый песок
125
85
65 и менее
6—3
10 и бэлее
В зависимости от
гусеничной ленты
Мощность двигателя, вес трактора, мощность на крюке и буксование
Тяговое усилие можно вычислить, зная крутящий момент двигателя:
d rlpi I
(13)
= U— R; # =
100-
Полный крутящий момент двигателя не может быть передан на первой
передаче, как это можно проверить по уравнению (12). В
сельскохозяйственных тракторах используется
первая передача не только для
получения больших тяговых
усилий, получающихся на этом
режиме, но также для
получения малых эксплуатационных
скоростей. Вследствие
буксования ср, которое снижает
эксплуатационную скорость v,
максимальная мощность на крюке
Nz max достигается не при
максимальном тяговом усилии Zmax,
а при несколько меньшем
тяговом усилии с минимальным
буксованием, соответствующим
оптимальной скорости vQ (фиг. 7
и 8). Так как тяговое усилие,
сопротивление качению и бук-
Передача
„Езда.
Буксование
Тягодое
усилие
на крюке
Фиг. 2. Влияние ходового механизма трактора
на баланс мощности на средней почве.
сование для движителя каждого типа различны, то максимальная мощность
на крюке может быть определена только посредством испытаний.
На фиг. 2 показано влияние ходового механизма (на среднем грунте)
на баланс мощности. Из этих диаграмм видно влияние сопротивления
качению и буксования, зависящих от характера и состояния почвы, на баланс
мощности.
На фиг. 3 для одних и тех же условий приводится диаграмма тягового
усилия, из которой очевидна зависимость силы тягового усилия трактора
813

от буксования. На фиг. 4 приведены диаграммы силы сцепления тракторов.
с различными ходовыми механизмами при 10%-ном буксовании на одном
и том же грунте. Большое значение при этом имеет размер шин, как это
видно из фиг. 5, на которой сравниваются два различных пневматических
тракторных баллона при одинаковой
нагрузке на ось. У баллона больших
размеров большее количество почвозацеповг
о/
/о
§0
40
30
20
10
Фиг. 3. Влияние ходового
механизма на тяговые свойства
тракторов одинакового веса.
Тяговое усилие в зависимости
от буксования на средней
почве.
Фиг. 4. Влияние ходового механизма
трактора на сцепление с почвой (средняя почва).
приходит в соприкосновение с почвой.
Кроме того, такой баллон оказывает
меньшее сопротивление качению. Если нанести
на график вместо тягового усилия отношение касательного усилия U =
= Z + R к действительной нагрузке на колеса Gz, то получим коэффи-
О 20 40 60 80 °,
Буксодание
Фиг. 5. Сравнение тягового усилия
трактора с различными типами шин (в псле).
Почва — глинисто-песчаная со стерней,
увлажненная. Дарление в шинах 0,99 am.
Нагрузка на заднюю ось Gh = 1400 кг.
кг
1600
1
%1200
«I
800
400
/
у
/
■^-1
?
-——•
-—■
———
10
20 30
Буксодание
50%
Фиг. 6. Кривые зависимости тягсрсго усилия
от букссЕания для трактора фирмы MAN
с дизелем (средняя псчЕа):
/ _ привод на задрюю ось; 2 — привод на обе
оси.
циент трения покоя ц. Характер кривых, построенных в зависимости от
буксования, будет почти такой же.
На фиг. 6 показана возможность улучшения кривой тягового усилия
в зависимости от буксования для трактора на среднепесчаном грунте путем
дополнительного привода на переднюю ось. Эти результаты использованы
для расчетов баланса мощности, показанного на фиг. 7. На этих графиках
отчетливо виден максимум мощности на крюке. Так как состояние почвы
вообще может быть весьма различным, то результаты измерений можно
сравнивать только при совпадении условий эксперимента. Но даже на одной
и той же почве могут получиться спустя несколько часов другие
соотношения. Тяговое усилие и мощность на крюке трактора измеряются с помощью
814

специально прицепляемой измерительной тележки, которая затормаживает
трактор. Если для данного трактора имеется кривая тягового усилия в
зависимости от буксования (фиг. 3, 5 и 6), полученная опытным путем при
определенных условиях и на определенной почве, то можно рассчитать кривук>
мощности на крюке в зависимости от окружной скорости и на ведущих
колесах или найти выражение мощности на крюке в зависимости от скорости v^
на холостом ходу без буксования:
75
= /G; t/=
Nr75
где и = vQ.
При этом
(14).
На основании формул (12) и из известной зависимости ц от буксования <р
рассчитывается соответствующая кривая тяговых усилий в зависимости,
80
В SO
20
1,5 2,5 3,5м/сек %5 2,5 3,5 м/т
Окружная скорость Окружная скорость
ведущих колес ведущих колес^
а) 6)
Фиг. 7. Баланс мощности трактора фирмы MAN с дизелем (средняя почва):
а _ привод на заднюю ось; б — гтривод на обе оси; / — потери мощности в приводе;
2 потери мощности на сопротивление качению; 3 — потери мощности на буксование;
4 — мощность на крюке; 5 — тяговое усилие; б — буксование.
от буксования. С этой кривой должны сниматься значения буксования <р
для значений тяговых усилий, вычисленных при различных значениях v0%
затем вычисляется скорость v и, наконец, мощность на крюке Nz по
формуле (10). Из фиг. 7 и 8 видно, что для определенных состояний почвы имеется
наивыгоднейшая эксплуатационная скорость для трудных условий работы
трактора, в частности на пахоте. В этом случае должны быть наиболее
целесообразно выбраны параметры шин и передаточное отношение трансмиссии 1.
Графики мощности (фиг. 7 и 8) могут быть тогда рассчитаны по
уравнениям (14), (10), (9) , (3) и (1) без учета мощности на валу отбора мощности:
1 Часто трактор характеризуется не только мощностью его двигателя, но также и
количеством лемехов, которые он может тянуть. В качестве подтверждения сказанного служит
следующее: наименьшая глубина борозды для озимого сева не должна быть меньше 18 см.
При поперечном сечении борозды 18 X 24 см наименьшее тяговое усилие, приходящееся
на один лемех при удельном сопротивлении почвы 45 кг!дм2, составляет примерно 196 кг%
при удельном сопротивлении почвы 70 кг/дм2 (тяжелая земля) — примерно 300 кг.
а 815

Общий к. п. д. может быть вычислен как отношение мощности на крюке
мощности двигателя:
Чем хуже состояние почвы, тем заметнее повышается к. п. д. трактора
со всеми ведущими колесами или гусеничного трактора. В то же время
на транспорте обычный колесный трактор имеет наилучший к. п. д. Для
характеристики качества передачи тягового усилия на поле может служить
также соотношение наибольшего тягового усилия к общему весу трактора.
Выражение ™ах представляет собой к. п. д., из которого видно, что
возможно большая часть общего веса может рассматриваться как сцепной вес
при максимальном коэффициенте трения. С увеличением коэффициента
трения необходимо включать низшую передачу, чтобы двигатель не заглох.
Соответственно формуле (11) нагрузка на заднюю ось при нагрузке
на крюке возрастает на величину AG, а передняя ось разгружается на эту же
величину.
Если при движении трактора по полю коэффициент трения больше 1 (или
более 100%), то появляется опасность опрокидывания трактора назад. Для
полевых работ к нижней прицепной скобе или к другой соответственно низкой
точке прицепляются или навешиваются сельскохозяйственные орудия. Для
транспортных работ имеется сцепное приспособление, расположенное выше,
для присоединения прицепа к трактору. Появляющаяся вследствие этого
разгрузка передней оси не может быть, однако, настолько большой, чтобы
уменьшить надежность рулевого управления. Для полной разгрузки
передней оси могут быть установлены следующие простые предельные условия.
Прежде чем передняя ось поднимется и вес всего трактора будет
восприниматься задней осью как сцепной вес, ведущие колеса трактора должны начать
пробуксовывать на дороге с коэффициентом трения jx < 85% (фиг. 1). Отсюда
получаем
Gb = Ur + Z (hz — r) — Rr.
Величиной R в условиях движения по дорогам можно пренебречь и
принять U = G |х = Z. Тогда
Gb>Zhz>G[ihz; Ъ > [х hz\ hz < ~ < -J^ 100. (16)
Так как величина Ъ задается при конструировании трактора, то по
формуле (16) можно определить величину /ь. Для повышения сцепного веса
сельскохозяйственного трактора на пневматических шинах используется
дополнительный балласт на ведущем мосту и, если это оказывается
необходимым (из-за опасности опрокидывания трактора), также на передней оси.
Кроме того, сцепной вес трактора увеличивается с наполнением баллонов
водой. Особенно эффективным является навешивание сельскохозяйственных
рабочих орудий, как, например, навесного плуга или части прицепа
(одноосного прицепа). Прицепное дышло двухосного прицепа в большинстве
случаев так подвешивается к прицепному устройству для транспорта, что оно
оказывается направленным под некоторым углом вверх к трактору, благодаря
чему получается дополнительная нагрузка на задний мост при движении
на равнине и подъемах. Однако при движении на спусках плохо
заторможенный прицеп сдвигает трактор в сторону, так как прицепное дышло
разгружает ведущую заторможенную ось трактора. Так как большинство тракторов
оборудовано специальными подъемными устройствами для поднимания
и опускания рабочих орудий, было бы весьма полгзным иметь специальное
переставляемое по высоте прицепное приспособление, используемое
водителем при движении по склону. С помощью такого устройства при подъеме
в гору для загрузки ведущего моста прицепное дышло передвигается и устанав-
816

ливается в более высокое положение. Наоборот, при спуске прицепное дышло
перемещается как можно ниже. Кроме этого, водитель может по желанию
включать устройство, предохраняющее дышло от падения, которым прицеп
оборудован наряду со специальным тормозом, исключающим набегание
прицепа на трактор.
ТИПЫ ТРАКТОРОВ
При проектировании и выборе конструкции трактора наряду с
обеспечением хорошей экономичности и надежности работы трактора необходимо
учитывать максимальное использование его сцепного веса. Поэтому для
различных областей применения должны использоваться тракторы разных
конструкций (фиг. 8).
Одноосный трактор / с рабочим орудием представляет собой рабочий
подвижный агрегат 2 и является относительно недорогим. Специальный при-
QST
8
Фиг. 8. Типы тракторов.
цеп 3 седельного типа значительно повышает сцепной вес трактора.
Преобладающее применение в сельском хозяйстве находят двухосные тракторы 4,
на которых водитель может сидеть.
Формулы, выведенные для такого трактора, действительны в известной
мере и для тракторов других конструкций. С появлением пневматических
шин для тракторов появилась возможность создания небольших
сельскохозяйственных тракторов, реконструируемых отчасти из сенокосилок с
моторизированным приводом. Колесный трактор находит наиболее широкое
применение; его преимущество состоит в том, что его можно использовать как
на транспорте, так и для полевых работ.
На базе одноосного трактора 5 был создан двухосный трактор типа
самоходного шасси с управляемой передней осью и ведущим задним мостом
(см. фиг. 46), на котором устанавливается двигатель. Сельскохозяйственные
рабочие орудия по возможности навешиваются между обеими осями. Этот
двухосный трактор типа самоходного шасси 5 можно оборудовать, кроме того,
платформой, которая, не увеличивая значительно сцепного веса, может быть
весьма полезной для сельскохозяйственных работ. Расположение дышла
прицепа на ведущей оси двухосного трактора 6 весьма эффективно
увеличивает сцепной вес трактора и повышает тяговое усилие.
Одноосный прицеп, однако, снижает маневренность трактора; поэтому
он не везде желателен для сельскохозяйственных работ. Вследствие
получения выигрыша в тяговом усилии и тормозящей силе для автомобилей широко
используется присоединение прицепа к ведущей оси. Однако такое сцепление
до сих пор практически не осуществлялось из-за отсутствия прицепа
специальной конструкции. Техническое осуществление присоединения двухосного
прицепа к тягачу представляет собой задачу, решение которой позволит
52 Бюссиен 644 • 817

осуществить также движение прицепа позади любого обычного трактора.
Имеется предложение, по которому передняя ось обычного двухосного
прицепа с помощью специального устройства (фиг. 9) приподнимается и жестко
присоединяется к задней оси трактора 7 (фиг. 8) так, чтобы передняя ось
прицепа и задняя ось трактора составляли как бы одно целое. При этом
передние колеса трактора могут приподняться, вследствие этого весь вес трактора
и часть груза передней оси прицепа при движении в гору или с горы
воспринимаются как сцепной вес, причем прицеп не может больше сдвигать трактор
в сторону. Подобное соединение требует согласованного с управлением
передних колес и кинематически правильного управления задними ведущими
колесами. Если ведущими являются как передняя, так и задняя оси
(тракторы 8t 9 и 10 на фиг. 8), то весь вес трактора является сцепным весом. Это
проявляется особенно благоприятно на поле, а именно: при одинаковом тяго-
Фиг. 9. Прицеп, прикрепленный
посредством специального устройства
с двумя управляемыми осями.
Фиг. 10. Трактор с приводом на обе оси (2/&
статического веса приходится на переднюю ось)!
вом усилии уменьшается буксование, поэтому экономится топливо и время
работы. Кроме того, существенно увеличивается максимальное тяговое
усилие и сохраняется надежность управления как при нагрузке, так и при
движении по рыхлым слабым почвам.
На тракторе 8 (фирмы MAN) обе ведущие оси при большом тяговом
усилии, намеренно нагружают неравномерно, чтобы не увеличивать
слишком размеры управляемой и ведущей передней оси. Поэтому этот
трактор изготовляется как с ведущей передней осью, так и с неведущей.
Статическая нагрузка на переднюю ось составляет примерно V3 общего
веса, т. е. как в обычном тракторе. Вследствие этого передние колеса трактора
маленькие. При пахоте на средней почве подобным трактором с включенным
приводом на передние колеса вспаханная площадь при заданной мощности
(в га/час) на 14% больше, чем трактором с одним задним ведущим мостом.
При этом расход топлива (в кг/га) сократился на 7%. При распределении
статической нагрузки 2/3 на переднюю ось и 73 на заднюю — для трактора 9
применяют четыре больших баллона (фиг. 10). Максимум тягового усилия
получается при одинаковой динамической нагрузке всех четырех колес.
Подобное же распределение нагрузки (2/3 на переднюю ось и 1/3 на
заднюю) принято в самоходном шасси — тягаче 10 Unimog с четырьмя ведущими
колесами (см. фиг. 25 и 45). Нагрузку на заднюю ось самоходного шасси
тягача можно увеличить путем использования грузовой платформы. Скорость,
развиваемая этим тягачом, достигает 50 км/час. Зависимый вал отбора
мощности обычного трактора может использоваться при включении низших
передач и с применением муфты свободного хода для привода передней оси
двухосного трактора или для привода одноосного прицепа.
818

Такое решение возможно, если окружная скорость ведущих колес
прицепа и окружная скорость ведущих колес трактора совпадают только на
первой передаче. На более высоких передачах привод прицепа посредством муфты
свободного хода опережает привод трактора, поэтому водитель должен быстро
выключить вал отбора мощности. В сельском хозяйстве трактор с прицепом
используется в том случае, если требуется отбуксировать с поля полностью
нагруженный прицеп на первой передаче на шоссе с твердым покрытием.
При использовании прицепа на тяжелых транспортных работах, например
на вывозке леса, его привод должен быть пригодным для всех передач. В этом
случае необходим для трактора второй зависимый вал отбора мощности,
т. е. синхронный.
Выше уже упоминалось о том, что гусеничный трактор 12 (см. фиг. 32,
34—36) с большим коэффициентом сцепления гусениц использует свой
полный вес на поле при максимуме тягового усилия, а полную мощность
двигателя — при максимуме тягового усилия на крюке. Статическая нагрузка
такого трактора должна быть сильно смещена вперед, чтобы при
динамической нагрузке вся опорная длина гусеничной ленты была нагружена
равномерно. Если трактор на гусеничном ходу оборудован для работы передним
навесным отвалом (фиг. 35) или другим подобным навесным орудием, но может
работать также и без них, то при снятии рабочих орудий рекомендуется
впереди трактора устанавливать дополнительный груз соответствующего веса.
Двухосный колесный трактор 4 путем замены ведущих колес гусеницей 13
можно переоборудовать в полугусеничный трактор.
Тросовый плуг
Тросовый плуг служит для обработки почвы с помощью двух приводных
машин (фиг. 11). В то время как плуг перетягивается через поле, паровые
Фиг# 11. Тросовый плуг с двумя машинами.
машины на холостом ходу продвигаются вдоль поля по его краям. Подобный
плуг полностью и экономично может быть использован только на очень
большой площади. Ворот при намотке должен хорошо направлять трос.
Тросовыми плугами пашут только в местностях с большими склонами. При этом
применяется ворот, помещаемый на тягаче и приводимый в действие от вала
отбора мощности.
Тягач, находящийся на верху склона горы, подтягивает при работе плуг
наверх. Вниз плуг стягивает человек, направляющий его движение вдоль
борозды.
Применение ворота с тросом, пристроенного к тягачу, очень целесообразно
для работы в лесу и на строительных площадках.
Автоплуг
Шасси автоплуга (фиг. 12), к которому прикреплены лемехи, приводится
в движение от двигателя внутреннего сгорания с помощью двух больших
металлических ведущих колес и направляется с помощью одного небольшого
заднего колеса. Глубина погружения в грунт этого колеса регулируется
с помощью специального подъемного механизма от ведущего вала. Тросовый
52* 819

плуг и автоплуг, начиная с 1920 г., постепенно вытеснялись
приспособленными для различных работ сельскохозяйственными тракторами, которые пер-
Фиг. 12. Автоплуг.
воначально являлись по существу сельскохозяйственными машинами,
имеющими железные колеса с почвозацепами. После введения шин с пониженным
давлением они нашли широкое применение в сельском хозяйстве.
Одноосные тракторы
Одноосный трактор в известной степени представляет собой маленький
автоплуг. Трактор малой мощности прост и дешев, причем рабочие орудия
и прицепная тележка являются
сменными его составными частями.
Опускание, поднимание и регулирование
присоединенного к трактору
сельскохозяйственного орудия осуществляются
наклоном (качанием) трактора вокруг его
ведущей оси. Идущий за трактором
человек направляет и управляет им с
помощью рукоятки. Трактор при этом
может осуществлять очень крутые
повороты (фиг. 13, 42 и 43).
Во время поворота трактора с
жесткой закрепленной осью тракторист
должен волочить его. Для облегчения
управления в одноосных тягачах
применяются следующие приспособления:
1) механизм свободного хода в
ведущих колесах, который допускает
увеличение длины пути, проходимого
наружным колесом; это достигается
смещением трактористом специальной
рукоятки (возможно только при очень
легких орудиях);
2) специальная кулачковая муфта, благодаря которой ведущее колесо,
движущееся по внутренней колее, можно отсоединять от привода с помощью
специального управления; переключение с подобной кулачковой муфтой
трудно выполнимо под нагрузкой;
3) динамическая фрикционная муфта, с помощью которой можно
производить сцепление и отсоединение ведущего колеса, движущегося по внутренней
колее; однако при этом невозможно точное управление трактором со стороны
тракториста, который при переключениях отжимает рукоятку несколько
в сторону;
4) дифференциал для ведущей оси с раздельно действующими тормозами
управления, что обеспечивает лучшее управление.
820
Фиг. 13. Одноосный трактор.

Одноосные тракторы из простых рабочих орудий, небольших моторных
фрез для почвы или моторизированных косилок превращаются в
универсальные орудия, которые могут передвигаться сами, служить тягачами и
приводами. Легкий, большей частью двухтактный карбюраторный двигатель
внутреннего сгорания с воздушным охлаждением помещается впереди ведущей оси
таким образом, чтобы центр тяжести трактора вместе с прицепным или
навесным сельскохозяйственным рабочим орудием находился примерно над
ведущей осью.
Фиг. 14. Одноосный
трактор с навесным
вателем,
картофелеокучи-
С помощью сменных противовесов, помещаемых впереди или позади
трактора, центр его тяжести вместе с навесным орудием сохраняется все время
Фиг. 15. Коробка передач трактора, изображенного на фиг. 14.
над ведущей осью. В подобных тракторах часто применяется также заднее
опорное колесо в качестве опоры для рабочего орудия и для сиденья водителя
(фиг. 14). Эксплуатационные скорости трактора составляют 1,5 км/час при
пахоте и до 15 км/час на транспортных работах с прицепом, поэтому простые
двухступенчатые коробки передач (фиг. 15) реконструируются в 4—6-ступен-
чатые коробки передач.
Конструкция универсального одноосного трактора имеет большие
преимущества по сравнению с двухосным трактором при использовании его также
на транспортных работах. Одноосные тракторы для транспортных работ
изготовляются с пневматическими шинами. При использовании этих тракторов
исключительно для работы на поле их оборудуют универсальными колесами
и в особых случаях даже небольшими гусеничными ходовыми механизмами/
Позади трактора, а в случае надобности также и впереди него предусматри-
821

вается быстродействующая муфта для присоединения и привода
сельскохозяйственных орудий, которые вместе с одноосным трактором составляют
единый самоходный рабочий агрегат.
Прицеп одноосного трактора для увеличения сцепного веса ведущих колес
с почвой в большинстве случаев присоединяется так, чтобы его дышло
накладывалось на ведущую ось трактора. Вследствие этого трактор и прицеп
образуют единый двухосный самоходный агрегат, управление которым
осуществляется с помощью рычагов, соединенных с ведущей передней осью.
Двухосные тракторы
Двигатели
На конструкцию трактора весьма большое влияние оказывают тип
двигателя и его расположение.
Для горизонтального двигателя трактора Lanz-Bulldog (фиг. 16) с
поперечным расположением коленчатого вала требуется передаточный механизм
с поперечным приводным валом.
Фиг. 16. Трактор с двигателем с калильной головкой мощностью 17 л. с.
(шесть передач и гидравлическое подъемное устройство).
В горизонтальном дизеле передача крутящего момента на трансмиссию
производится через двойной резиновый клиновой ремень, который хорошо
гасит толчки, возникающие на тихоходном одноцилиндровом
неуравновешенном двигателе.
В тракторостроении применяются главным образом вертикально
расположенные двигатели (фиг. 17), в которых возможно продольное
расположение коленчатого вала. Безусловными преимуществами одноцилиндрового
двигателя являются его малая стоимость, а также простота эксплуатации
и несложность ремонта. В конструкциях тракторов отчетливо намечается
тенденция к уменьшению веса двигателя и передаточного механизма. Это
необходимо для удовлетворения требований минимального удельного давления
на почву. В том случае, если требуются большие мощности, то переходят
к многоцилиндровым двигателям, небольшим маховикам и легким
передачам.
Для сельскохозяйственных машин, приводимых в действие от вала отбора
мощности, особенно важным является коэффициент неравномерности. Необ-
822

ходимо создание мощных тракторов и двигателей путем увеличения
количества цилиндров на основе одноцилиндрового двигателя. Некоторые фирмы
применяют подобные блоки от одного цилиндра до шести. Различные фирмы
производят трехцилиндровые двигатели, коленчатые валы которых из
соображений производства образуют колена под углом 180°, несмотря на то, что
это ухудшает уравновешенность двигателя. При эксплуатации трактора при
относительно низких числах оборотов двигателя можно допустить
значительный коэффициент неравномерности. Тракторные двигатели, из соображений
рационального производства, изготовляются с небольшими изменениями
и с такими числами оборотов, чтобы их можно было использовать для
установки, например, на катере, грузовых автомобилях, в стационарных
установках и даже на легковых автомобилях.
Фиг. 17. Трактор с дизелем с воздушным охлаждением мощностью 15 л. с.
(пять передач).
V-образный двухцилиндровый дизель появился в результате развития
и усовершенствования комбинированного пневматического дизеля для
промышленного трактора, один из цилиндров которого при необходимости может
быть переведен для производства сжатого воздуха.
От вала отбора мощности такого трактора можно приводить в действие
электросварочный агрегат. Переход от сельскохозяйственного трактора
к универсальному, например к промышленному, совершается постепенно
и начинается именно с двигателя.
До тех пор, пока будут производиться простые и мощные стационарные
двигатели тракторного типа, безусловно будет применяться водяное
охлаждение и, в частности, на маломощных тракторных двигателях с минимальной
потребностью воды. Для экономии воды, охлаждающей двигатель,
используют конденсатор, обдуваемый специальным вентилятором, расположенным
в замкнутой системе повышенного давления Однако потребное количество
охлаждающей воды, особенно для тракторов, работающих в жарких
местностях, настолько велико, что необходимо учесть увеличение стоимости
трактора за счет радиатора, водяного насоса и его привода, а также трудности,
возникающие из-за гидроизоляции.
При охлаждении двигателя с помощью циркулирующей воды водитель
должен иметь возможность регулировать температуру при сильно
колеблющейся эксплуатационной нагрузке двигателя. Наиболее просто это
осуществляется с помощью термометра, установленного в цепи циркуляции воды,
и соответствующего перекрытия радиатора. Термостаты для автоматического
823

регулирования температуры желательны только в том случае, если онм
достаточно просты в работе и обращении с ними.
Тракторный двигатель должен приспосабливаться к любым режимам
работы (от холостого хода при спуске с горы до полной нагрузки при полевых
работах в холодную и жаркую погоду или для стационарной длительной
работы при молотьбе); при этом от тракториста не должно требоваться
большого опыта в обслуживании двигателя.
Этим и объясняется прежде всего проникновение в двигателестроение
воздушного охлаждения, при котором количество отводимого тепла зависит
от числа оборотов двигателя и автоматически регулируется при различных
рабочих режимах двигателя. В этом случае исключается опасность
замерзания двигателя и уменьшается его вес. Кроме того, исключается попадание
воды в картер двигателя, т. е. в масло.
С другой стороны, при этом способе охлаждения пыль оседает на
охлаждающих ребрах и может препятствовать теплопередаче.
В большинстве тракторных дизелей число оборотов регулируется
посредством педали или рукоятки, устанавливаемой водителем при каждой скорости
на желаемое число оборотов или эксплуатационную скорость. Для того чтобы
при небольшом повышении рабочего сопротивления двигатель не
останавливался, желательно для тракторных двигателей, чтобы крутящий момент
увеличивался при уменьшении числа оборотов по сравнению с номинальным.
Благодаря этому двигатель работает более устойчиво при возрастании
сопротивления без переключения на низшую передачу. Для увеличения
надежности и срока службы тракторные двигатели оборудуются аккумуляторной
батареей, электрическим стартером и в случае необходимости свечами
накаливания. Большое значение придается хорошим пусковым качествам
двигателя.
Агрегаты двигателя, чувствительные к пыли, как, например, регулятор
числа оборотов и топливный насос, которые должны быть в то же время легко
доступны, целесообразно защищать специальным кожухом. Компрессор для
тормоза прицепа и для подъемного устройства, а также масляного насоса для
подъемного устройства в большинстве случаев приводится в действие клино-
ременной передачей, которая служит одновременно приводом для
вентилятора и генератора.
Трансмиссия трактора
На основании выводов, сделанных выше, [в частности на основании
формулы (12), очевидно, что полный крутящий момент двигателя [как это следует
из формулы (13) ] на первой передаче не может передаваться от ведущих колес
на почву.
Для определения необходимых размеров зубчатых колес и валов
принимают коэффициент сцепления р- равным единице и рассчитывают
необходимую при этом прочность привода. За основные данные при расчетах надо
принять наибольший получаемый сцепной вес (включая дополнительный
балласт) и примерный возможный вес рабочих орудий, приходящийся на
ведущий мост. Если произвести расчеты на наинизшей передаче с полным
крутящим моментом двигателя, то полученные параметры .будут слишком
преувеличены. Наибольшие нагрузки появляются при езде с затянутым тормозом.
Задача конструктора заключается в таком распределении передаточных
чисел между коробкой передач, главной и конечными передачами, чтобы
большие крутящие моменты возникали только на ведущей оси.
Раньше считали возможным применять трехступенчатую коробку передач;
теперь полагают, что для получения необходимой скорости передвижения
сельскохозяйственных орудий и машин трактор необходимо снабжать
многоступенчатой коробкой передач. В пятиступенчатой коробке передач
наивыгоднейшей последовательностью рабочих скоростей при номинальном числе
оборотов двигателя является следующая: первая передача 3,5 км'час, вторая —
824

5,6 км'час, третья — 8,0 км/час, четвертая — 12 км/час, пятая — 20 км/час-
Очень желательно число передач увеличивать, т. е. делать более пяти
ступеней. При этом нужно предусмотреть низшую передачу, при которой нужна
или очень малая мощность (работа с посадочными сельскохозяйственными
машинами), или мощность двигателя через вал отбора мощности должна
главным образом передаваться на рабочие машины, например на фрезу или
комбайн.
Изменение скоростей в коробке передач по геометрической прогрессии
нежелательно, так как в поле каждый раз следует работать на
соответствующей наивыгоднейшей рабочей скорости, находящейся в пределах 3—8 км/час.
При работе в поле трактор с большими шинами обеспечивает наилучший
коэффициент сцепления, причем особенно выгодными являются шины с
высокими почвозацепами. Наоборот, для транспортных работ лучше применять
шины малого диаметра с невысоким протектором. При этом передаточное
отношение каждый раз должно соответствовать выбранным шинам.
Конструкции колесных тракторов
В стандартных конструкциях (фиг. 16, 17, 18 и 21) тракторов двигатель,
коробка передач и задняя ось крепятся фланцем друг к другу и образуют блок
Фиг. 18. Трактор MAN (дизель мощностью 30 л. с. с непосредственным
вспрыском; пять передач).
несущей части трактора. Сцепление большей частью представляет собой'
однодисковое сухое сцепление, помещенное в маховике двигателя. Среди
коробок передач преобладает переключение со скользящими (передвижными)
прямозубыми шестернями. Так как трактор под нагрузкой почти всегда
должен передвигаться на соответствующей рабочей передаче, то все большее
значение придают возможности легкого переключения передач, на что до сих
пор не обращалось должного внимания. На легкость переключения заметное
влияние оказывают число цилиндров двигателя, а также размеры маховика.
Трактор MAN имеет пятиступенчатую коробку передач (фиг. 18 и 19).
Привод на переднюю ось трактора с помощью конической передачи можно
осуществить через карданный вал (фиг. 18 и 22). Для сохранения в
дифференциале и в конечных передачах небольшого крутящего момента, а также для
обеспечения на тракторах малой мощности, предназначенных для обработки
825

Фиг. 19. Трансмиссия трактора А-15, тормозной механизм и блокировка дифференциала. Привод на переднюю ось может быть
осуществлен с фланца тормозного механизма на поперечный вал.

Фиг. 20. Трансмиссия трактора А-9 (сечение через портальную ось).

высокостебельных культур, необходимого дорожного просвета 350—400 м
заднюю ось выполняют в виде «портальной (арочной) оси» (фиг. 20).
На тракторах с вертикальным расположением двигателя коробку передач
располагают обычно в продольном направлении относительно тракторов
(фиг. 17, 18 и 21).
Промежуточный вал при своем продолжении образует вместе с
кулачковой муфтой сцепления привод для вала отбора мощности, число оборотов
которого согласно стандарту составляет 540 об/мин.
От конической передачи крутящий момент через поперечно расположен-
ные цилиндрические шестерни передается на ведущую ось (фиг. 17—20).
Для того чтобы коническая передача имела минимальные размеры, ее следует
Фиг. 21. Трактор Normag с двухцилиндровым дизелем, высоко расположенной
четырехступенчатой коробкой передач и червячным приводом. Трактор
оборудован пневматическим подъемным устройством с рабочими цилиндрами,
помещенными в корпусе под ведущим валом. Сельскохозяйственные орудия
подвешиваются между осями трактора.
размещать перед коробкой передач, которая в этом случае располагается
в направлении поперечной оси трактора (фиг. 22).
При выборе конструкции тракторной трансмиссии необходимо
использовать такие пары шестерен, которые обеспечивают наибольшее количество
ступеней. Для получения достаточного пространства, необходимого для
подвески орудий между колесами передней и задней осей, коробка передач
с установленной под ней червячной передачей (фиг. 21) должна быть очень
короткой и расположена высоко. Для увеличения к. п. д. и для легкого пуска
двигателя на буксире червячная передача имеет довольно большой шаг.
Во многих конструкциях тракторов дифференциал блокируется
посредством нагруженной пружиной кулачковой муфты между конечными передачами
и корпусом планетарной передачи. Такая блокировка дифференциала (фиг. 19
и 20) препятствует (например, при пахоте на склонах) движению ведущего
колеса, перекатываемого по борозде, и обеспечивает при этом большое тяговое
усилие на крюке вследствие того, что весь сцепной вес заднего моста
приходится на оба ведущих колеса.
Включение блокировки дифференциала производится нажатием педали,
преодолевающей обратное воздействие сильной пружины. Во избежание
появления избыточных нагрузок блокирующая защелка перед поворотами
выключается автоматически или водителем.
828

Тормоза в большинстве случаев колодочные, помещаются в барабанах
ведущих колес (см. фиг. 19). В тягачах с «портальной осью» тормоза
целесообразно располагать из-за малых тормозных моментов в конечных передачах
(см. фиг. 20). При этом тормозные барабаны хорошо охлаждаются и легко
доступны для осмотра и ремонта. В легких тракторах можно отказаться
от специальных стояночных тормозов; их могут заменить обычные тормоза.
Однако для стояночного тормоза целесообразно предусмотреть специальную
Фиг. 22. Тягач Напо-
mag (четырехцилинд-
ровый дизель
мощностью 28 л. с.\ пять
передач).
рукоятку. При езде с затянутыми тормозами в коробке передач могут
возникать значительные перегрузки (перенапряжения). Нецелесообразно
притормаживать прицеп на спусках с помощью тормозов трактора. Это может
послужить причиной аварии, которой можно избежать, если водитель достаточно
опытен и если на прицепе имеются надежные тормоза.
Для уменьшения радиуса поворота трактора в поле все тракторы
оборудуются раздельными тормозами. Подобные тормоза приводятся в действие
для правой и левой стороны каждый с помощью тормозной педали или
рулевой тяги. Одностороннее торможение облегчает поворот трактора на поле.
При езде на тракторе обе тормозные педали соединяются друг с другом
с помощью надежного в эксплуатации приспособления, например
специального фиксатора или стопорной скобы и т. д. Как и в случае блокировки
дифференциала, движению ведущего колеса, перекатываемого по борозде, можно
в известной степени воспрепятствовать с помощью одностороннего
притормаживания посредством тормоза управления. Необходимо иметь в виду, что
829

в этом случае повышается износ тормозных накладок и увеличивается расход
топлива. Поэтому многие конструкторы отказываются от блокировки диффе
ренциала, которая вместе с тормозом управления при правильной
эксплуатации трактора, особенно в случае использования уширительных колес
и откидных почвозацепов, может привести
к значительным перегрузкам.
Тормозной уравнитель между правым
и левым тормозами, несмотря на
односторонний износ тормозов управления, в
конструкции тракторов обычно не
предусматривается, так как условия сцепления ведущих
колес с грунтом могут быть весьма
различными. Вместо этого должна обеспечиваться
возможность легкого регулирования системы
тормозов для выравнивания одностороннего
износа тормозных накладок.
Наряду с валом отбора мощности
необходимо предусмотреть возможность привода
для приводного шкива посредством
специального поперечного привода. На тракторах
с двигателем мощностью до 30 л. с. имеется
привод для косилки, снабженный муфтой,
исключающей перегрузку (см. фиг. 17 и 18)7
если косилка приводится в действие не кли-
ноременной передачей. Для привода косилки
целесообразно иметь независимый вал отбора
мощности.
В тракторах со всеми ведущими колесами
(см. фиг. 18) следует на приводном валу для
передних ведущих колес располагать предохранительную фрикционную
муфту (фиг. 23). Эта муфта предохраняет вал от перегрузок, возникающих
в момент торможения, и
позволяет отключать его для
уменьшения перегрузок
в коробке передач и
износа пневматических шин
на транспортных работах.
Вследствие очень больших
затрат отказываются от
дифференциальной
передачи между передней и
задней осями и
ограничиваются одним
дифференциалом для обеих осей.
Передняя ось
сельскохозяйственного трактора
в большинстве случаев
выполняется в виде кованой
кулачковой оси, которая
может качаться вокруг го-
Фиг. 23. Предохранительная
фрикционная муфта.
Фиг. 24.
Шарнирный четырехугольник — рессорный
параллелограмм передних колес.
ризонтальной центральной цапфы. Деформации оси (сдвигу) препятствуют
треугольные распорки, расположенные на корпусе маховика; Чем выше
расположена центральная цапфа, тем лучше приспосабливается передняя ось
к рельефу местности и тем меньше опасности опрокидывания трактора при
значительных колебаниях передней оси (фиг. 24). Скорость движения
сельскохозяйственного трактора доходит до 20 км/час и более, поэтому начинают
применять подрессоривание передней оси. При этом используются
преимущественно полуэллиптические листовые рессоры (см. фиг. 47). Для уменыне-
830

ния веса передняя ось выполняется также в виде трубчатой сварной оси,
обладающей большой жесткостью при изгибе и помещаемой без треугольных
распорок на длинной центральной цапфе. Корпус подшипника центральной
цапфы снабжен амортизационной пружиной, находящейся между
подшипником и кронштейном двигателя. Находит применение также конструкция,
состоящая из двух отдельных стержней, снабженных пружинами, которые
могут совершать колебания вокруг центральной цапфы. Вместо жесткой
оси применяется шарнирный четырехугольник с двумя полуэллиптическими
рессорами, образующими две стороны параллелограмма. Шарнирный
четырехугольник может совершать колебания вокруг центральной цапфы.
Фиг. 25. Универсальное шасси Unimog с четырехцилиндровым
дизелем для легковых автомобилей (шесть передач, максимальная
скорость 50 км/час; оба моста ведущие; кузов — погрузочная
платформа; сиденье расположено впереди).
Во многих конструкциях тракторов имеется возможность изменять
ширину колеи передних и задних колес для проезда между посадками с
различной шириной междурядий. Нормальная ширина колеи составляет 1250 мм
и максимальная — 1500 и 1750 мм. Для еще большего увеличения ширины
колеи переднюю ось целесообразно выполнять в виде части дуги окружности
около шарнира левой и правой рулевых тяг. При этом длина тяг не должна
изменяться одновременно.
Создаются универсальные самоходные шасси-тягачи с погрузочной
платформой со скоростью движения 50 км/час и более (фиг. 25, 26 и 45).
Для наилучшей обзорности вперед при движении с большой скоростью
и при оборудовании тягача погрузочной платформой сиденье водителя
размещается впереди. Сиденье водителя и помощника защищается в случае
плохой погоды ветровым стеклом и откидным верхом. Высокие скорости
при транспортных работах не допускают использования обычных баллонов
большого диаметра с пониженным давлением. Для того чтобы тягач с
небольшими шинами все же развивал на поле необходимое тяговое усилие, переднюю
ось, на которую приходится 2/3 веса тягача, снабжают дополнительным
приводом. При загрузке платформы грузом 1 т, что весьма желательно, обе
ведущие оси нагружаются одинаково.
В целях получения необходимого просвета и снижения крутящего момента
в полуосях применяются колесные редукторы. Тягач вследствие
использования гидравлических амортизаторов очень мягко подрессорен с помощью
831

спиральных пружин. Для привода и крепления всех четырех колес имеются
одинаковые конструктивные элементы (фиг. 26). На тягаче установлен очень
легкий четырехцилиндровый дизель, применяющийся на легковых
автомобилях, с пониженным числом оборотов. Шестиступенчатая коробка передач
с кулачковым включением обслуживается одним переключающим рычагом,
причем обе низшие передачи и две передачи заднего хода сблокированы,
а последние включаются специальным рычагом. Привод на все колеса и
блокировка дифференциала могут во время езды включаться и выключаться.
Все четыре колеса снабжены гидравлическими тормозами. Для подъемного
устройства (механизм для поднимания и опускания сельскохозяйственных
рабочих орудий) и тормозов прицепа используется пневматическая установка.
На тягаче имеются два вала отбора мощности — задний и передний.
Несущая конструкция представляет собой обычную для грузовых автомобилей
Фиг. 26. Шасси Unimog с двумя ведущими мостами (вид снизу).
раму. Промежуточной конструкцией между такой рамной конструкцией
и блочной конструкцией является трубчатая и полурамная конструкция.
Их преимущество состоит в том, что между осями могут быть подвешены
сельскохозяйственные рабочие орудия (см. фиг. 39).
Для повышения коэффициента сцепления ведущих колес можно применять
различные средства, уменьшающие буксование и необходимые главным
образом осенью при эксплуатации трактора на влажном грунте. В
противоположность снеговым цепям на скоростных автомобилях цепи,
уменьшающие буксование тракторов в поле, должны укрепляться на баллонах
настолько свободно, чтобы они могли сами очищаться от пристающей к ним
земли. Особенно эффективными оказываются откидные почвозацепы; однако
при некоторых обстоятельствах они могут оказаться опасными для коробки
передач или муфты сцепления. С помощью установки гусеничного движения
колесный трактор можно переоборудовать в полугусеничный трактор и тем
самым значительно повысить его тяговые свойства. В этом случае
гусеничный движитель должен быть установлен так, чтобы все катки были нагружены
равномерно. Передаточное число может быть увеличено с помощью цепной
передачи с небольшим передаточным числом. Однако оборудование трактора
подобными накидными гусеницами значительно повышает его стоимость.
Шины для сельскохозяйственных тракторов
В качестве шин для задних колес сельскохозяйственных тракторов
применяются, во-первых, шины для обода нормальной глубины (фиг. 27, а)
и, во-вторых, шины для широкого обода (фиг. 27, б). Так как шины для широ-
832

кого обода при поворотах и на склонах обеспечивают значительно лучший
упор, то при конструировании тракторов все больше применяют подобные
шины. Кроме того, такие шины имеют более высокие почвозацепы на беговой
дорожке, чем шины для обода нормальной глубины. Поэтому шины для
широкого обода могут обеспечивать максимальное тяговое усилие. Почвозацепы
на беговой поверхности шин должны быть достаточной высоты и, кроме того,
они должны расширяться книзу, чтобы комки пахотной земли не могли
застревать между ними. Комки земли при качении шины после попадания в
пространство между почвозацепами выбрасываются наружу. Беговая
поверхность шины должна быть «самоочищающейся», так как только в этом случае
Фиг. 27. Пневматические шины для тракторов:
а — для обода нормальной глубины; б—для широкого
обода.
Фиг. 28. Направляющая
пневматическая шина.
почвозацепы при дальнейшем движении шины будут способствовать ее
сцеплению с грунтом. Почвозацепы должны быть установлены под определенным
углом к линии, проходящей по середине беговой поверхности шины. Только
в этом случае беговая дорожка шины обладает достаточной гибкостью. Для
тракторов, которые преимущественно используются на транспортных
работах, почвозацепы оказываются излишними вследствие прогибания их при
большом тяговом усилии, а также из-за их быстрого износа.
Шины для обода нормальной глубины обозначаются цифрами,
указывающими число дюймов, и двумя десятичными знаками после запятой (например,
8,00—24); шины для широкого обода обозначаются только цифрами,
соответствующими числу дюймов (например, 8—24).
Для передних колес трактора используются специальные шины (фиг. 28).
Беговая поверхность шин для передних колес имеет совершенно другую
форму, чем беговая поверхность шин для задних колес. Это объясняется тем,
что передние шины не должны передавать движущую силу, но зато должны
хорошо удерживать трактор в колее на рыхлой пахотной почве. Выбор шин
для трактора зависит от размеров трактора, которые прежде всего
определяются мощностью его двигателя. Кроме того, выбор шин зависит от
назначения трактора. Для того чтобы шина хорошо работала в течение
продолжительного времени, она должна всегда иметь достаточный объем. Шине должна
соответствовать определенная «литровая нагрузка», причем под этим
понимают отношение нагрузки на шину в килограммах к объему воздуха в камере
шины в литрах. Шина при одном и том же объеме может иметь относительно
малый диаметр обода и большое поперечное сечение или, наоборот, большой
диаметр обода при значительно меньшем поперечном сечении шины. При этом
во всех случаях можно утверждать, что шины с большим внешним диаметром
53 Бхоссиен 644 / 833

могут передавать большое тяговое усилие (см. фиг. 5). Такие шины имеют
также меньшее сопротивление качению.
В табл. 3 приводятся размеры шин.
Размеры шин в дюймах
Таблица
Группа
1-я группа (10—17 л. с.)
2-я группа (18—24 л. с.)
3-я группа (25—29 л. с.)
4-я группа (30—35 л. с.)
5-я группа (36—45 л. с.)
Свыше АЪ л. с
Шины для обода
нормальной глубины
Нормальный
трактор
8,00—20
9,00—24
11,25—24
12,75—28
12,75—28
Трактор
для пропашки
растений
6,50—32
6,50-32
9,00—40
9,00—40
Шины для широкого обода
Нормальный
трактор
7—24
8—24
10-28
11—28
13—30
15—30
Трактор
для пропашки
растений
7—30
• 7—36
8—36
9—42
Сельскохозяйственные гусеничные тракторы
Трансмиссия гусеничного трактора блочной конструкции до ведущих
звездочек почти ничем не отличается от трансмиссии колесного трактора.
Фиг. 29. Механизм поворота тяжелого гусеничного трактора.
Приводной шкив и вал отбора мощности в тракторах располагаются
соответствующим образом.
Управление трактором на гусеничном ходу осуществляется с помощью
различного привода его гусениц. Вместо обычного дифференциала
устанавливается механизм поворота. При этом необходимо учитывать, что почва
вследствие поворота гусеничного трактора повреждается тем больше, чем
меньше радиус поворота. Посредством сравнительно простого механизма
поворота (фиг. 29) трактор может поворачиваться относительно внутренней
гусеницы. Для езды по кругу большого радиуса достаточно выключения
привода одной гусеницы. В этом случае трактор приводится в движение
только одной внешней гусеницей.
Для поворота по кругу малого радиуса отключенная гусеница
дополнительно притормаживается или полностью тормозится соответствующим
тормозом. Конус механизма поворота служит большей частью одновременно
834

тормозным барабаном для ленточного тормоза. Для каждой гусеницы имеется
отдельное сцепление, которое выключается с помощью соответствующего
рычага управления, и тормоз, приводимый в действие с помощью рычага
управления или ножной педалью и служащий одновременно в качестве
основного или стояночного тормоза. Для сельскохозяйственных тракторов
желательно, чтобы центр окружности поворота трактора находился вне следа
гусеницы. Практически он расположен на расстоянии 1,6—3 м от внутренней
дуги, описываемой гусеницей. Для этой цели используется
дифференциальный механизм управления, впервые примененный на американских
гусеничных тракторах.
На фиг. 30 схематически
изображен механизм управления гусеничным
трактором. Механизм является
дифференциальным, планетарные шестерни
2 которого входят в зацепление со
специальной шестерней и друг с
другом. Шестерни 2 через планетарные
зубчатые колеса 1 опираются на
цилиндрические шестерни 3 тормозного
барабана. Последние помещены на
боковых валах. При прямолинейном
движении весь блок механизма
управления, включая барабан тормоза
управления, вращается с числом оборотов
дифференциала 5 без накатывания
шестерен друг на друга. Однако, как
только одна цилиндрическая шестерня
3 замедляется под действием усилия
тормоза управления или же
останавливается полностью, планетарная
шестерня 1 начинает перекатываться по
шестерне 3 и передавать с помощью
планетарных шестерен 2, находящихся
на той же оси, шестерне 4 на
приторможенной стороне меньшее число
оборотов, а шестерне 4 на
противоположной стороне соответственно большее
число оборотов, чем имеет
дифференциал 5.
При полном торможении одного
тормозного барабана механизма
управления радиус г поворота трактора относительно его центра определяется с помощью ши-
gd
рины колеи гусеницы а и передаточного числа <р = —г—, где g, d, f и е — диаметры
соответственно шестерен 3, 2, 1 и 4. При движении по наименьшему кругу поворота числа
оборотов внешнего па и внутреннего щ боковых валов относятся как соответствующие радиусы
кругов, описываемых внутренней и внешней гусеницами:
Фиг. 30. Рулевой дифференциальный механизм.
1 —
(17)
На практике вследствие буксования гусениц при повороте радиус
поворота в 1,5—2 раза больше теоретически вычисленного наименьшего радиуса
поворота. Внешняя гусеница буксует на почве как ведущая, а внутренняя —
как заторможенная. Все рулевые механизмы управления работают с
тормозами управления, в которых выделяется большое количество тепловой
энергии во время пробуксовывания. Тормоза управления поэтому должны быть
спроектированы с учетом нагрева и возможного их износа, а также должны
быть легко доступны для регулировки или замены новыми.
Мощность, фактически затрачиваемая на управление, вследствие потерь
на пробуксовывание тормоза управления, зависящих от конструкции
механизма управления, в большинстве случаев значительно больше, чем
мощность, затрачиваемая на управление трактором ^ри движении по шоссе.
При блокированном тормозе управления на тракторе исключаются потери
53* 835

Мощности на управление. Тормоза управления рулевого дифференциального
механизма используются одновременно в качестве стояночного тормоза,
в то время как трансмиссионный тормоз служит в качестве основного тормоза.
Перед ведущей звездочкой расположен механизм поворота (фиг. 29,
31 и 32), так как для использования большего коэффициента сцепления
необходимо большее передаточное число, чем на колесных тракторах. Усилие
Фиг. 31. Гусеничный трактор мощностью 45 л. с.
на траки гусеницы передается от ведущих звездочек через особые зацепы.
Ведущая звездочка является обычным зубчатым колесом, которое
сопрягается с звеном гусеницы.
Гусеница состоит из некоторого числа одинаковых звеньев, соединенных
между собой без смазки шарнирно с помощью втулок и болтов (фиг. 33).
Для увеличения силы сцепления или опорной площади при работе на
болотистой почве на звенья гусеничной ленты крепятся специальные почвоза-
цепы, которые снижают обычное удельное давление на рыхлую почву
примерно от 0,5 до 0,3 кг/см2. Направляющее колесо, на которое наматывается
гусеница, может передвигаться, вследствие чего возможно увеличение или
уменьшение натяжения гусеничной ленты. Направляющее колесо
предохраняет цепь от поломки, если меж^у ним и гусеницей попадает какое-либо
постороннее тело.
836

Ведущая звездочка и направляющее колесо в большинстве случаев
расположены выше по сравнению с катками, которые передают вес трактора
на гусеницы. Благодаря этому уменьшается опорная длина гусеницы на
твердом грунте, что снижает сопротивление управлению. Кроме того, при этом
повышается срок службы частей механизма, уменьшается сопротивление
качению и опасность соскальзывания гусениц при прямолинейном движении..
Фиг. 32. Гусеничный ходовой механизм трактора с двигателем
мощностью 55 л. с.
Опорная длина гусеницы на твердом грунте определяется расстоянием
между первым и последним катками. Она несколько больше колеи гусеницы.
Фиг. 33. Звенья гусеничной цепи:
/—звено цепи без почвозацепов; 2—звено цепи с почвозацепами;
3 — втулка; 4 — болт; 5 и 6 — грейферы.
Катки в большинстве случаев крепятся на каретке гусеницы, на которую
опирается силовой блок (двигатель и трансмиссия) сзади — непосредственно
через неподрессоренную ось, расположенную концентрично с осью ведущей
звездочки, а спереди — через качающуюся рессору (фиг. 34). Соединение
между передней качающейся рессорой и обеими каретками гусениц, которые
постоянно должны оставаться параллельными друг другу, осуществляется
таким образом, что качающаяся peccojm поворачивается вокруг точки, рас-
837

^положенной на продольной оси трактора, в то время как каждая каретка
гусеницы поворачивается вокруг своей опорной оси, сохраняя с ней прямой
угол. \
-■■ ■ • 1
Фиг. 34. Вид спереди
гусеничного трактора с
двигателем мощностью 55 л. с. с
качающейся передней рессорой,
опирающейся на каретки
направляющих роликов.
Фиг. 35. Тяжелый гусеничный трактор с дизелем
мощностью 90 л. с.
На фиг. 35 показан тяжелый гусеничный
трактор с бульдозером и гидравлическим
подъемным механизмом. Мощный дизель
пускается с помощью небольшого двухтактного бензинового пускового
двигателя. Ведущие шестерни в серийной конструкции трактора с передним рас-
Фиг. 36. Легкий гусеничный трактор. Ведущая звездочка расположена впереди.
положением двигателя находятся сзади. В силу этого передняя часть
трактора очень нагружена. Привод гусеницы с задним расположением ведущих
звездочек имеет недостаток, а именно: при сильном буксовании гусеницы
838

на пашне комки земли и камни попадают в зацепление ведущих шестерен,
что значительно ухудшает к. п. д. механизма и вызывает перегрузки.
Вследствие этого разработана конструкция гусениц с «фронтальным приводом»
(привод4 на передние шестерни), в которой двигатель помещается в
середине трактора (фиг. 36). Привод на передние шестерни выгоден потому,
что гусеница cafoa очищается от земли, прежде чем шестерня придет с ней
в соприкосновение.
Скорость подобного трактора в отличие от скоростей, имевших место
до сих пор (до 8 км/час), составляет примерно 18 км/час. Вследствие этого
трактор имеет ведущие звездочки большего диаметра, расположенные
на трубчатой раме и снабженные амортизаторами. Гусеница снабжена
резиновыми прокладками и смазывающимися частями.
Гусеничный трактор начинает находить применение не только как
машина для чисто полевых работ, но и как универсальный тягач.
Расположение сельскохозяйственных орудий на тракторе
Необходимо отметить, что конструкции сельскохозяйственных орудий
и тракторов оказывают в своем развитии существенное влияние друг на друга.
Фиг. 37. Прицепка рабочих орудий без поворачивающего момента.
Эксплуатация некоторых сельскохозяйственных орудий, как, например,
плуга и культиватора, возможна только с помощью тяги трактора. Другие
машины, как, например, косилка или жатка, получают необходимую
энергию для привода непосредственно от двигателя. Возможность передачи
большей части мощности двигателя движущегося по полю трактора
с помощью вала отбора мощности для привода различных машин позволяет
создавать новые сельскохозяйственные машины, как, например, комбайны,
полевые соломорезки, навозоразбрасыватели и фрезы, что значительно
расширяет область использования тракторов. Трактор может быть использован
в качестве погрузчика, поднимающего грузы с помощью подъемного
устройства (см. фиг. 47).
Существуют различные виды агрегатирования сельскохозяйственных
орудий и прицепов с трактором:
1) прицепные двухосные и одноосные орудия с собственными шасси,
присоединяемые к прицепной скобе или прицепному крюку трактора;
2) навесные орудия без шасси, присоединяемые к трактору;
3) самоходные шасси с легко заменяемыми сельскохозяйственными
рабочими орудиями, т. е. самоходные простые или универсальные
сельскохозяйственные самоходные агрегаты.
В больших сельскохозяйственных предприятиях отдают предпочтение
прицепным или седельным сельскохозяйственным рабочим орудиям
вследствие их большой ширины захвата и особенно вследствие их устойчивости
при малых боковых и вертикальных колебаниях трактора. Они
прицепляются к трактору таким образом, что отпадает необходимость
уравновешивания боковых сил, возникающих во время движения (фиг. 37).
Этими орудиями управляет рабочий, который следит за правильным
.направлением движения орудия и поддерживает установленную рабочую
глубину. Орудия можно очень легко присоединять и отсоединять. Однако
839

при такой сцепке требуется большой радиус разворота; кроме того, перевод
сельскохозяйственных орудий в транспортное положение и наоборот
в большинстве случаев связан с тяжелой работой (погрузка плуга
на тележку, установка специальных транспортных колес и т.д.), требующей
для выполнения этих дополнительных работ не менее двух человек.
В небольших сельскохозяйственных предприятиях трактор с
присоединенным к нему сельскохозяйственным орудием на небольшом поле должен очень
часто делать повороты; обслуживание трактора по возможности должна
выполняться одним человеком, который должен налаживать орудия для
полевых работ и переводить их в транспортное положение. Кроме того, трак-
500
ШООкг
j
Q500 WOO 1500 2000мм
Фиг. 38. Распределение усилий на свободно подвешенном плуге с реальной направляюще»
точкой:
G — вес плуга; 5 — сила сопротивления почвы; А — реакция; Wp — результирующая в точке О;
£> _ результирующая сил сопротивления почвы на рабочих поверхностях обоих корпусов плуга и на-
лемехах; G — вес трактора; V — нагрузка на переднюю ось при работе; Я — нагрузка на заднюю,
S ось при работе; U — касательное усилие на ведущей оси.
тор должен иметь хорошую обзорность, легкое и простое обслуживание
надежное управление и хорошую маневренность с орудием. На небольших
и легких тракторах сцепной вес значительно повышается за счет веса
навесных орудий и системы управления ими, например веса навесных плугов,
(фиг. 38).
Навесные орудия, не имеющие собственного шасси, значительно дешевле
прицепных орудий. Навеска орудий позади трактора выполняется очень
просто. Однако почвообрабатывающие орудия, подвешенные сзади, не всегда
равномерно воспринимают движение передних колес трактора. Так,
например, если передние колеса перекатываются через углубление, то плуг
приподнимается; если же они поворачиваются направо, то орудие еще более
отклоняется влево и возникает опасность повреждения растения. Обзорность,
в этом случае также ухудшается, так как орудие находится позади водителя
и для надежного управления им требуется рабочий. Вследствие этого
желательно орудия располагать на тракторе впереди водителя. Косилка,, наве-
840

шиваемая сбоку трактора, находится в поле зрения водителя. Подвеска
орудий для копки или других подобных орудий между осями к блоку шасси
трактора менее удобна, чем их подвеска к рамной или трубчатой конструкции.
Что можно сделать для обеспечения хорошей обзорности, видно из фиг. 39..
Место водителя сдвинуто вправо, а двигатель и корпус трактора — влево.
Фиг. 39. Трактор фирмы
IHC с легким четырехцилин-
дровым карбюраторным
двигателем мощностью 10 л.с.,
смещенным влево. Место
водителя — справа. Этим
обеспенивается хороший сб-
зор спереди и хорошая
видимость передних колес,
движущихся в междурядьи.
Фиг. 40. Косилка с сеноуборщиком.
Движение сельскохозяйственных орудий,
подвешенных между осями, тем больше
соответствует боковому или вертикальному
движению передних колес, чем ближе они
расположены к передней оси. Орудия,
расположенные перед передней осью, повторяют
ее движения, но на большем радиусе. При
движении по ровной местности или по небольшим склонам с орудиями,
подвешенными между осями или перед передней осью, для управления
ими и трактором достаточно
одного человека. Однако на
спусках смещение колеи трактора
настолько велико, что
необходимо дополнительное
управление орудиями специальным
регулировщиком. Мощность
трактора и орудий должна
определяться взаимно, исходя из
потребностей
сельскохозяйственного производства (фиг. 40). Для
мощных тракторов обычно
выбирают орудия с большой
шириной захвата. Ширину захвата
одного орудия нельзя
увеличивать произвольно, поэтому
производят сцепку нескольких
орудий. При этом мощному трактору, выполняющему несколько операций,
требуется проехать по полю только один раз (фиг. 41). Вследствие этого
уменьшается нарушение структуры .почвы.
Вредное воздействие на почву вследствие прохода движителя можно зна*
чительно устранить с помощью специального рыхлителя, движущегося
за ведущими колесами трактора При навеске орудия и выборе места для его
крепления на тракторе нужно следить за тем, чтобы нагрузка как на ведущие,
так й на управляемые колеса не превосходила заданной величины. Весьма
желательным является более широкое использование механизированных
841
Фиг. 41. Двухкорпусный навесной плуг в
сочетании с бороной.

орудий (фрезы, вибрирующей бороны, плуга с приводными дисками и т. д.),
работа которых меньше зависит от сцепных качеств ведущих колес трактора
с почвой. Выше упоминались сельскохозяйственные прицепы с приводом
от вала отбора мощности. Соединение навесных орудий с трактором
представляет некоторые трудности. Необходимо, чтобы орудия можно было
использовать с тракторами различных
конструкций и, кроме того, быстро заменять одно
орудие другим.
Возможны два способа навески орудий
сзади трактора:
1) с помощью так называемой качаю-
щейся-рамы (фиг. 42 и 43);
2) при помощи трехточечного
навесного устройства на шарнирном
четырехугольнике (фиг. 44).
Помимо этих двух способов крепления
орудий, выше было уже указано на
жесткое соединение орудия с ведущей осью
Фиг. 42, Качающаяся рама.
так называемого одноосного трактора (см. фиг. 13 и 14). Для частой смены
орудий разработано единое быстродействующее сцепление, обслуживаемое
с места водителя или с земли.
Фиг. 43. Машина для междурядной обработки с точной
регулировкой, расположенная на качающейся раме.
При правильном размещении навесных орудий относительно ходового
механизма и места водителя трактор при своем движении меньше
препятствует работе орудий.
Соединительные звенья между трактором и орудиями способствуют
точному поддержанию желаемого состояния орудия (рабочей глубины, ширины
и направления борозды и т. д.). Требования хорошей обзорности с места
тракториста, возможности во время движения установки, управления
и подъема орудий— все это существенно влияет на конструкцию тракторов,
на расположение двигателя, коробки передач, ведущей и управляемой осей.
Благодаря появлению тракторов различных конструкций становится
возможным использование современных рабочих орудий и новых методов
работы (см. фиг. 35, 40 и 44). Какое большое значение имеет навеска орудий,
показывает так называемое самоходное шасси. Большинство
сельскохозяйственных орудий и машин подвешиваются к изогнутой р^аме шасси. Для
присоединения нескольких орудий, машин и даже для прицепки небольшой
грузовой платформы пригодна трубчатая рама облегченной конструкции
842

Фиг. 44. Трехточечное навесное
устройство для навески орудий к
трактору в соединении с шарнирным
четырехугольником; нижняя тяга
приводится в действие подъемным устрой- .
ством.
Фиг. 45. Тягач Unimog с погрузочной платформой и
картофелепосадочной машиной.
Фиг. 46. Самоходное шасси.
843

(фиг. 46). Для выравнивания угла в посадочных рядах при движении
по склону можно ведущую ось посредством специальной рукоятки
устанавливать под небольшим углом относительно рамы. В качестве ведущей оси
в подобных тракторах применяется ось (см. фиг. 20).
Установку и выглубление орудий при поворотах в конце гона, подъем
их для перевода в транспортное положение и вообще навеску орудий в
большинстве случаев из-за большого веса орудий трудно осуществлять без каких-
либо вспомогательных приспособлений. Посредством пружин,
натягивающихся при опускании орудий, можно несколько облегчить управление
орудиями.
Подъемные устройства
Для навески, подъема, опускания и обслуживания орудий, а также для
регулировки глубины борозды применяются главным образом подъемные
Фиг. 47. Фронтальный погрузчик для сыпучих грузов.
устройства с механическим приводом. Подобные устройства обеспечивают
возможность дальнейшего использования тракторов с новыми современными
орудиями в сельском хозяйстве и промышленности. Такими орудиями
являются, например, навесной фронтальный погрузчик для сыпучих грузов
(фиг. 47) или гусеничный трактор с отвальным ножом (фиг. 35)-в качестве
бульдозера или строительного трактора и т. д. Постепенно начинает исчезать
разграничение между сельскохозяйственными тракторами и тягачами,
предназначенными для строительных и транспортных целей. Подъемные
устройства приобретают большое значение также в автомобилестроении
в качестве погрузочно-разгрузочных устройств. Требования, предъявляемые
к подъемным устройствам в отношении эксплуатации в сельском хозяйстве,
весьма различны. В основном эти требования сводились к следующим:
1) создание простой и дешевой конструкции, предназначенной прежде всего
только для поднимания грузов; при этом должна быть возможность
с помощью специальной рукоятки поддерживать орудия в промежуточном
положении (грубая установка); 2) создание более совершенной и поэтому
несколько более дорогой конструкции, позволяющей осуществлять подъем,
опускание и точную промежуточную установку рабочих орудий. В
результате усовершенствований подъемных устройств в указанных выше
направлениях созданы механизмы, автоматически поддерживающие заданную
глубину рабочего орудия независимо от переменного сопротивления,
испытываемого орудием со стороны почвы или неровностей рельефа. Время подъема
844

обычного сельскохозяйственного орудия, как, например, плуга,
культиватора и т. п., составляет примерно 2—3 сек. Для присоединения
погрузочных приспособлений (навозопогрузчиков, земляных ковшей и т. д.),
навешиваемых в большинстве случаев впереди трактора, требуется около
10 сек.
Для оценки качества работы подъемного устройства очень важно, чтобы
заглубленные рабочие орудия при изменении направления движения в конце
гона могли быть достаточно быстро подняты. Важнейшим требованием,
предъявляемым к этим подъемным устройствам, является надежность
их эксплуатации. Мощность подъемного приспособления определяется
потребной высотой подъема, весом и временем подъема.
Основными орудиями, навешиваемыми на трактор, являются: плуг
культиватор, мотыги, корчеватели, почвенные фрезы и рядные сеялки.
Плуг не является еще самым
тяжелым орудием. Например,
почвенная фреза весит 300—400 кг,
а вес сеялки доходит до 600 кг.
Для обслуживания
картофелепосадочной машины требуется
большое количество людей, которые
должны приподнимать ее каждый
раз в конце гона. Подъемные
устройства рассчитаны на
грузоподъемность 200—750 кг в
зависимости от величины трактора.
Теоретическая величина работы,
необходимой для подъема на
определенную высоту центра тяжести
орудия, значительно меньше
действительной. Это расхождение тем
больше, чем меньше к. п. д.
подъемного устройства, и
обусловливается трением, неудачной
кинематикой механизма,
гидравлическими потерями и т. д., имеющими
место в подъемном устройстве. Имеются механические, пневматические,
гидравлические и электрические подъемные устройства. Наилучший к. п. д.
имеют механические и электрические устройства; за ними следуют
гидравлические и пневматические устройства.
Механическое подъемное устройство, показанное на фиг. 48, состоит
в основном из шпинделя с винтовой резьбой и гайки, приводимых в действие
с помощью клиноременной передачи от вала отбора мощности.
При вращении шпинделя в одном направлении осуществляется подъем,
при противоположном вращении — опускание. Клиноременная передача
включается и выключается простым изменением расстояния между осями
обоих шкивов. Изменение направления вращения производится
непосредственным соприкосновением дисков с трущейся поверхностью. Шпиндель
с помощью рычага соединен с рукояткой подъемного устройства и по
окончании подъема или опускания выключается самостоятельно. Основными
преимуществами механического подъемного устройства являются простота
конструкции и малая стоимость.
В качестве источника энергии, необходимой для приведения в действие
электрических подъемных устройств, на большинстве тракторов служит
электрическая батарея. Необходимое управление для подъема, опускания,
ограничения подъема и регулирования глубины осуществляется на
подъемниках с электрическим приводом очень простыми средствами. Однако в этом
случае трудность состоит в том, что между электродвигателем (например,
стартером), от которого осуществляется привод подъемного устройства,
845
Фиг. 48. Механическое подъемное устройство:
/ — шпиндель с втулкой; 2 — рычаг управления
механизмом для изменения расстояния между
шкивами ременной передачи; 3 — приспособление для
присоединения орудий, выполненное в виде
качающегося рычага.

и подъемным рычагом должен быть расположен надежный редуктор с
большим передаточным числом.
Пневматические подъемные устройства представляют собой некоторую
модификацию и усовершенствование обычной пневматической системы
тормозов. Компрессор подобного устройства приводится в действие от двигателя
с помощью клиноременной передачи. Пневматические подъемники нуждаются
в больших рабочих цилиндрах, которые трудно разместить на тракторе, если
только его конструкция специально не приспособлена для этого (фиг. 21, 25,
26 и 45). Можно также применять конструкцию пневматического подъемника
с несколькими небольшими цилиндрами. Рабочее давление в цилиндрах
не должно превышать 8 ат\ в противном случае пневматический подъемник
не пригоден для погрузочных устройств, рассчитанных на большие усилия.
Преимуществами подобного
устройства являются: быстрое обнаружение
и устранение негерметичности,
несложная замена рабочих деталей при
их утере, применение их для
накачки шин до давления,
необходимого при движении по полю и по
дорогам, а также для торможения
прицепов и для привода
опрыскивателей. На сельскохозяйственных
тракторах широко применяются
гидравлические подъемные устройства,
имеющие при высоком давлении
масла 80—125 am рабочие цилиндры
небольших размеров, удобно
размещаемые в картере коробки передач
(фиг. 16). Подобные устройства
позволяют получать большие усилия,
необходимые для погрузочных
приспособлений (фиг. 35 и 47). С другой
стороны, вследствие высокого
давления масла легко может
образоваться негерметичность.
Как и для вала отбора мощности, желателен привод подъемника, не
зависимый от муфты сцепления двигателя. В случае применения масляного
насоса, приводимого в движение непосредственно от двигателя в большинстве
случаев через клиноременную передачу, масло циркулирует через длинные
трубопроводы; при этом насос расположен на картере или в картере коробки
передач. Имеются также гидравлические подъемные устройства с приводом
от вала отбора мощности.
Поршневые, шестеренчатые и другие насосы имеют такие размеры, что
при числе оборотов, соответствующем номинальному числу оборотов
двигателя трактора, обеспечивается циркуляция необходимого количества масла
и достижение необходимого рабочего давления. Так, например, насос с
производительностью 10 л/мин при давлении 100 am имеет мощность 165 кгм/сек.
При времени подъема, равном 2 сек., этот насос обладает максимальной
производительностью 330 кем на один цилиндр. Простые и дешевые
шестеренчатые масляные насосы обычно конструируются для давлений масла 50—70 am
при производительности 10—20 л/мин и при 1500 об/мин. Имеются насосы,
рассчитанные на давление 125 am с производительностью 10 и 20 л/мин
и 100 am при 35 л/мин. Поршневые насосы, обеспечивающие более высокие
давления, чем шестеренчатые, конструируются в виде рядных,
радиальных и осевых насосов. Желательно, чтобы циркуляция масла
осуществлялась без потерь; поэтому масляный насос должен по возможности
нагружаться только во время работы подъемного устройства. Для этого-
существуют следующие возможности:
846
Фиг. 49. Насос для гидравлического
подъемного устройства с автоматическим
регулированием подачи масла при изменении
давления в общей гидравлической системе.

а) включение привода масляного насоса, например, с помощью натяги^
вания клиноременного привода только в том случае, если требуется подача
масла;
б) переключение насоса из положения холостого хода без давления
с наименьшей подачей масла на полную подачу, как только приводится,
в действие подъемное устройство (фиг. 49);
в) дросселирование масла, подаваемого насосом (на подсасывающей
стороне) при холостом ходе подъемника;
г) осуществление циркуляции всего подаваемого масла при холостом*
ходе без давления.
Фиг. 50. Схема регулирующего вентиля гидравлического подъемного
устройства:
/ _ обратный ход к масляному фильтру; // — подача масла под давлением
от насоса.
Поток масла под давлением, в зависимости от условий работы подъемного*
устройства (подъем, опускание, промежуточная установка орудия), очень,
просто регулируется с помощью специальной рукоятки. При слишком
позднем выключении насоса возросшее давление масла понижается с помощью,
редукционного клапана. Усложненная конструкция, в которой уменьшаются
большие потери на дросселирование, автоматически переводит реверсивный
механизм назад в положение, соответствующее выключению с помощью,
рычага, воспринимающего движение рабочего поршня или подъемного,
рычага. Этот автоматический обратный ход может предварительно
устанавливаться в зависимости от положения рычага (фиг. 50). При этом возможны
также промежуточные установки. Рабочие цилиндры могут неподвижно,
укрепляться на тракторе или монтироваться внутри него. Они могут
помещаться так же, как переносные цилиндры, в любом месте трактора или,
рабочего орудия. Цилиндры можно, например, располагать на погрузчике
или на прицепе с опрокидывающейся платформой. В качестве масла примем
няется специальное гидравлическое масло.

XIX. ЭЛЕКТРОМОБИЛИ
у
У
-—-
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
Аккумуляторные электрические автомобили (фиг. 1—11), или так
называемые электромобили, в отличие от электрических транспортных средств,
питающихся от троллейных проводов, имеют то преимущество, что могут
свободно передвигаться в любых
направлениях. Пробег при одном заряде при этом,
в зависимости от емкости установленной на
них аккумуляторной батареи, составляет
30—80 км при полной нагрузке. Исходя из
условий эксплуатации, продолжительность
разряда аккумуляторной батареи должна
составлять не менее 3—5 час; поэтому
электромобили могут экономично
эксплуатироваться лишь при условии, что их
максимальная скорость не превышает 30 км/час.
Вследствие этого электромобили нецелесообразно
использовать для пассажирского транспорта.
Применение их в этой области ограничивается
обычно специальными машинами для
обслуживания городского хозяйства и автобусами
для коротких линий.
Электрическая аккумуляторная тяга
весьма пригодна для грузовых автомобилей,
работающих в городе или в пригороде,
а также для внутризаводского транспорта. Обусловливается это тем, что
су
приблизительно у ~ всех грузовых автомобилей ежедневный пробег не
превышает 60 км и в то же время электромобили, по соображениям
гигиеничности, бесспорно наиболее удобны для внутризаводского транспорта. Отсюда
следует, что область применения электромобилей с аккумуляторным
питанием может быть весьма обширной.
$~' Несмотря на незначительную максимальную скорость, электромобили
вУгородском движении достигают такой же дневной производительности,
как и грузовые автомобили с двигателями внутреннего сгорания.
Тщате'льные сравнительные испытания показали, что в случае движения
с частыми остановками с расстоянием между ними, не превышающим 400 му
электромобили превосходят все другие виды грузового автотранспорта.
Это преимущество электромобилей с уменьшением расстояния между
остановками становится все заметнее и особенно ощутимо, например, при развозке
продуктов, с остановками у каждого дома (фиг. 1). При таком режиме
движения электромобили являются наиболее быстрым видом транспорта. Это
преимущество обусловливается постоянной готовностью электромобилей
к пуску, а также высоким значением ускорения, которое обеспечивает
возможность быстрого достижения максимально допустимой в городских
условиях скорости движения.
848
кп/час
20
15
"' 10
О 50 100 /50 200 250 м
Расстояние между
остановками
Фиг. 1. Средняя скорость движения
электромобилей и автомобилей в
зависимости от расстояния между
остановками:
; —; 2-тонный грузовой автомобиль
с карбюраторным двигателем;
2—электромобиль.

Особо следует отметить бесшумность и бездымность транспорта с
электрическим приводом, что очень важно для эксплуатации в городе.
Аккумуляторные батареи, которые разряжаются в процессе работы,
вновь заряжают в гаражах при помощи стационарных зарядных агрегатов.
Так как необходимое для этого время составляет 5—8 час, то по условиям
эксплуатации зарядка аккумуляторных батарей производится ночью, в связи
с чем можно пользоваться особо'дешевым ночным тарифом на электроэнергию.
Фиг. 2. Грузовой электромобиль
грузоподъемностью 5 т с нормализованными
батарейными ящиками.
Фиг. 3. Грузовой электромобиль
грузоподъемностью 1,5 га, загружаемый при
помощи электрокатка с подъемником.
Радиус действия электромобилей может быть значительно увеличен
подзарядкой батареи в течение рабочего дня во время перерывов в работе
или удвоен путем смены батареи.
■
Фиг. 4. Почтовый электромобиль
грузоподъемностью 2,5 т.
Фиг. 5. Электромобиль специального назначения
для коммунальных целей.
Электрическое оборудование электромобилей несложно; вследствие этого
они в эксплуатации требуют небольшого ремонта и имеют большой срок
службы. Расход электроэнергии у электромобилей средней
грузоподъемности составляет 0,25 квт-ч на тонно-километр полезного груза, включая все
потери на преобразование энергии, т. е. при измерении указанного расхода
на счетчике зарядной станции.
Несмотря на значительную стоимость содержания и возобновления
аккумуляторной батареи (эта стоимость в сумме с затратами на электроэнергию
соответствует стоимости топлива у автомобилей с двигателями внутреннего
сгорания), экономичность электромобилей при правильно организованной
эксплуатации несомненна. Несмотря на то, что первоначальная стоимость
электромобилей вследствие дополнительных затрат на аккумуляторные
батареи и зарядные агрегаты выше, чем автомобилей с двигателями внутрен-
54
644
849

него сгорания, стоимость эксплуатации в городских условиях
электромобилей на 30% ниже, чем автомобилей.
Электродвигатели постоянного тока при целесообразно разработанной
конструкции представляют собой идеальный тип тягового двигателя. Они
имеют .высокий к. п. д.; в противоположность двигателям внутреннего
сгорания, сила тяги и крутящий момент с уменьшением числа оборотов
двигателя увеличиваются; крутящий момент и число оборотов двигателя
автоматически саморегулируются в широких пределах; преодоление двигателем
повышенного сопротивления качению происходит надежнее (если
обеспечивается необходимое питание его электроэнергией); допускается
кратковременная перегрузка, доходящая до трехкратного значения номинальной
мощности; рабочая температура двигателя может меняться в широких пределах*
Фиг. 6. Электротележка
грузоподъемностью 2 m с поднсжкой для водителя
и подъемным приспособлением.
не влияя на экономичность его работы; регулировка скорости вращения
двигателя осуществляется легко и в широких пределах; потери холостого хода
отсутствуют, так как вращение вала двигателя происходит только во время
движения электромобиля; отпадает необходимость в коробке передач и
сцеплении между двигателем и ведущей осью.
Электродвигатель имеет лишь одну вращающуюся часть — якорь
и не имеет каких-либо узлов, выходящих за пределы его компактной
конструкции, в связи с чем значительно уменьшается возможность
возникновения повреждений в процессе эксплуатации.
Различные виды безрельсового транспорта с аккумуляторным питанием*
могут быть подразделены на следующие три группы:
1) электромобили;
2) электротележки (электрокары);
3) электрокатки.
Электромобилями называются грузовые аккумуляторные электрические
автомобили, имеющие закрытую кабину для водителя, кузовы различного
типа и предназначенные для движения по дорогам и улицам общего
пользования и перевозки различных грузов.
Пробег их при одном заряде, в зависимости от емкости установленной
аккумуляторной батареи, составляет 50—80 км при полной нагрузке.
Скорость движения обычно 20—30 км/час; у электрических аккумуляторных
автобусов — до 45 км/час.
Электротележками (электрокарами) называются такие электрические
аккумуляторные транспортные средства, у которых нет закрытой кабины,
но имеется подножка, на которой стоит водитель, или открытое сиденье.
Электрокары предназначены для внутризаводского и внутрицехового
транспорта. Конструктивно, в зависимости от назначения, они могут представлять
собой простые открытые платформы с двумя или четырьмя управляемыми
850

колесами или иметь специальные механические, гидравлические или
электрогидравлические подъемные устройства, предназначенные для погрузки
и разгрузки груза весом 0,5—15 т. Пробег электротележек с полной
нагрузкой составляет 30—60 км при скорости 6—12 или 12—20 км!час.
Электрокатками называются грузовые транспортные устройства,
предназначенные только для внутризаводского транспорта, у которых отсутствует
место для водителя и управление которыми осуществляется с помощью
рычажного устройства водителем, идущим рядом с электрокатком. Электрокатки
выполняются грузоподъемностью 0,5—3,0 т и могут иметь неподвижную или
подвижную платформу или специальное подъемное гидравлическое или
электро-гидравлическое погрузочное устройство. Пробег при одном заряде
равен 12—25 км, скорость передвижения равна скорости пешехода.
ПРИМЕНЕНИЕ АККУМУЛЯТОРНЫХ ЭЛЕКТРОМОБИЛЕЙ
Грузовые электромобили преимущественно применяются для перевозок
в пределах города продуктов питания и топлива, перевозки грузов между
товарными железнодорожными станциями и промышленными предприя-
Фиг. 7. Электропогрузчик
грузоподъемностью до 1,5 т.
Фчг. 8. Электропогрузчик
грузоподъемностью 15 т.
тиями, между оптовыми и розничными торговыми организациями, в железно
дорожных и почтовых экспедициях, а также в коммунальных
предприятиях.
Наибольшая экономичность парка безрельсового транспорта достигается
в том случае, когда в его состав, наряду с автомобилями, входят также
электромобили. В этом случае имеется возможность применения, в зависимости
от дальности перевозок, соответствующего вида транспорта с учетом наиболее
рационального технического и экономического его использования.
Необходимо отметить высокую экономическую эффективность электромобилей
большой грузоподъемности. Промышленные предприятия, потребляющие
большое количество угля, но не имеющие подъездных железнодорожных путей,
могут весьма экономично осуществлять подвоз угля при помощи
электромобилей или электротягачей. Поставщики топлива могут, пользуясь весьма
маневренными небольшими грузовыми электромобилями (дорожными
электротележками, оборудованными закрытым сиденьем для водителя), без труда
въезжать даже в самые тесные дворы и производить там разгрузку
доставленного груза.
В коммунальном хозяйстве электромобили используются в качестве
мусоросборочных и поливочных машин, в качестве специальных машие
54 851

с опрокидывающимся кузовом, снабженных пылесосом, устройством для
чистки колодцев и канализационных линий, специальных машин для
монтажных работ, машин, снабженных выдвигающейся башней для ремонта
воздушных электрических сетей, и т. п.
Малые электротягачи могут целесообразно эксплуатироваться с
прицепами для перевозки багажа на железнодорожных вокзалах, а также в
заводских дворах и помещениях. Электротягачи большой мощности применяются
для перевозки и сортировки грузов на крупных предприятиях, в ремонтных
цехах, а также во дворах крупных складов.
Фиг. 9. Электропогрузчик
грузоподъемностью 3/йс низкой подъемной
платформой и поперечным
расположением сиденья водителя.
Фиг. 10. Малый тягач для внутреннего
почтового транспорта.
Фиг. И. Электротрактор, производящий
сортировку вагонов.
Одноосные электротягачи служат лля передвижения железнодорожных
вагонов на подъездных железнодорожных путях. При помощи одноосного
электротягача, обладающего
большой $ маневренностью, можно без
труда производить необходимое
передвижение на короткие расстояния
(например, с целью сортировки)
тяжелых грузовых прицепов
безрельсового транспорта. Для этой же цели
могут использоваться двухосные
тягачи. Их тяговое усилие настолько
велико, что позволяет передвигать
одновременно несколько груженых
железнодорожных вагонов.
Наряду с электротележками
обычного типа с платформой, которые
можно считать универсальным транспортным средством, получают все
большее распространение электротележки специального назначения,
оборудованные подъемниками и другими устройствами различного типа. Их
применение вызвано необходимостью дальнейшей рационализации внутризаводского
транспорта с тем, чтобы механизировать не только перемещения, но также
и подъем грузов при их погрузке и разгрузке. Транспортируемые грузы
укладывают в определенном порядке на специальную тару — высокие или
низкие подставки для рамы. К этой таре подъезжает электропогрузчик с высоким
или низким подъемом каретки, захватывает тару и приподнимает ее вместе
с грузом. После транспортировки груза к месту назначения электропогрузчик
поднимает его на необходимую высоту и укладывает в штабель.
Электропогрузчики могут также оснащаться оборудованием, рабочие
органы которого способны перемещаться во всех направлениях (скребки,
стрелы, дорны, ковши, захваты, боковые прижимы, клещи для захвата груза,
раздвижные вилки и т. д.). Специально оборудованные электропогрузчики
852

могут производить массовое штабелирование кирпича и осуществлять его
погрузку на автомобили без нарушения ранее произведенной укладки.
Электропогрузчики с верхним и нижним захватом, а также с устройством
для штабелирования могут выполняться большой грузоподъемности.
Фиг. 12. Электрокран.
В настоящее время они выпускаются грузоподъемностью до 5 т. 3j\
тележки, оборудованные подъемными кранами, могут представлять
либо простые платформы', на которых установлена крановая стрела об]
типа, либо выполняться в виде
специального электропогрузчика, оснащенного
крановой стрелой с большим вылетом (фиг. 12).
Электрокатки (фиг. 13 и 14) за
короткое время получили широкое
распространение. Скорость передвижения электро-
катков доведена до скорости пешехода,
так как в большинстве производственных
помещений и в складах могут
использоваться только маневренные, малогабарит-
ектро-
собой
очного
Фиг. 13. Электрскатск с псдъемниксм
грузе псдъе мне стью до 3 т.
Фиг. 14. Электрокатск с еысоким
псдъемниксм, сблегчагсшим сборку
крупных станков.
ные и очень тихоходные транспортные средства. Электрокатки также
оборудуются гидравлическими подъемниками и вильчатыми захватами. Малая
скорость, отсутствие места для водителя и другие упрощения конструкции
по сравнению с электротележками делают электрокатки доступным
транспортным средством даже для самых небольших предприятий.
Стандартизация специальной тары (контейнеров, подставок, рам и пр.)
обеспечивает возможность дальнейшей рационализации внутрицеховых
перевозок различных материалов и транспортировки их на большие расстояния,
853

аккумуляторы
Технические характеристики электромобилей в значительной мере
определяются физическими и химическими свойствами тяговых электрических
аккумуляторов. Это обстоятельство должно учитываться при
конструировании и эксплуатации электромобилей.
Аккумуляторы при заряде их постоянным током запасают
электроэнергию и отдают при разряде в зависимости от их системы до 90°/0 сообщенного
им при заряде количества электричества.
Под зарядом аккумуляторов подразумевается процесс превращения
электрической энергии в химическую. При разряде, наоборот, химическая
энергия превращается в электрическую. При разряде ток протекает через
аккумулятор в направлении, обратном тому, по которому он протекал через
него при заряде. Химические процессы, которые имеют место в свинцовых
аккумуляторах при их заряде и разряде, описываются следующей
классической формулой:
РЬО2 + 2H2SO4 + Pb = PbSO4 + 2Н2О + PbSO4.
<- заряд
-> разряд
Отдельный аккумулятор называется элементом. В результате
последовательного соединения отдельных элементов образуется аккумуляторная
батарея. Аккумуляторный элемент состоит из следующих частей: электродов
(пластин), сосуда, в котором размещены электроды, и электролита, а также
некоторых конструктивных деталей, необходимых для надежного крепления
электродов и выводных зажимов.
В практике получили распространение только два типа аккумуляторов:
1. Свинцовые аккумуляторы. Материалом электродов служит свинец;
активная масса, которыми пастируются электроды, состоит из соединений
свинца; электролитом служит разведенная серная кислота. Номинальное
напряжение аккумулятора равно 2 в.
2. Щелочные аккумуляторы. Электроды изготовляются из стали.
Активной массой положительных электродов являются соединения никеля,
отрицательных — соединения железа (железо-никелевые аккумуляторы) либо
соединения кадмия (кадмиево-никелевые аккумуляторы). Электролитом
служит раствор едкого кали. Номинальное напряжение щелочных
аккумуляторов равно 1,2 в.
Способность аккумулятора отдавать электроэнергию в питаемую им сеть
характеризуется емкостью аккумуляторов. Емкость представляет собой
то количество электричества, которое может отдать в сеть полностью
заряженный аккумулятор при заданных значениях тока и окружающей температуры,
разряжаясь до установленного значения разрядного напряжения. Емкость
обычно измеряется в ампер-часах (а-ч) .Число ампер-часов представляет собой
произведение разрядного тока, выраженного в амперах, на время разряда
в часах. Так как емкость изменяется с изменением величины разрядного
тока, то указание только на количество ампер-часов недостаточно и
необходимо также оговорить, какой продолжительности разряда или какой
величине разрядного тока соответствует указанная емкость. Умножение емкости,
выраженной в ампер-часах, на среднее разрядное напряжение в вольтах
дает величину запасенной в батарее энергии (энергетическую емкость) в ватт-
часах.
Напряжение, измеренное на полюсах аккумулятора (напряжение на
зажимах), имеет различные значения, в зависимости от того, происходит ли
разряд или заряд аккумулятора (фиг. 15 и 16), или же аккумулятор выключен
и находится в нерабочем состоянии.
Различают:
конечное разрядное напряжение, установленное в качестве границы
нормального разряда и характеризующее конец последнего;
854

конечное зарядное напряжение — напряжение на зажимах, которое
достигается к моменту окончания заряда аккумулятора;
среднее зарядное (разрядное) напряжение — среднее арифметическое
значение напряжения за период заряда (разряда);
напряжение покоя — напряжение, которое устанавливается на
аккумуляторе, отключенном от зарядной или разрядной цепи после выравнивания
концентрации электролита по всему его объему.
Так как процессы превращения энергии в аккумуляторе связаны с
определенными потерями, то для заряда аккумулятора необходимо большее
количество ампер-часов, чем то, которое аккумулятор отдает при разряде.
Отношение количества ампер-часов, отдаваемого аккумулятором при разряде, к
количеству ампер-часов, которое нужно
сообщить аккумулятору при заряде, в
называется коэффициентом отдачи
по емкости.
I 1,9
■на
■■Б
***
—■*
N
\
2,6
2 U
2,2
?0
■■м
■—■
**+
>
f
2 3
Время
5 час
2 3 4
Время
час
Фиг. 15. Изменение напряжения
свинцового аккумулятора во время разряда.
Фиг. 16. Изменение напряжения свинцового
аккумулятора во время заряда.
Отношение количества энергии, отдаваемой аккумулятором при разряде,
к энергии, получаемой им при заряде, представляет собой к. п. д.
аккумулятора.
Величина, обратная коэффициенту отдачи или к. п. д. аккумулятора,
называется коэффициентом заряда (по емкости или по энергии).
СВИНЦОВЫЕ АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ
Номинальное рабочее напряжение электромобилей с аккумуляторным
питанием равно 24; 40; 80; 160 <?, для чего соответственно требуются батареи,
состоящие из 12; 20; 40; 80 элементов.
Отдельные элементы, составляющие аккумуляторную батарею,
размещаются в большинстве случаев в деревянных ящиках, армированных
стальными бандажами. В особых случаях с целью максимального использования
объема ящики для батарей изготовляются из стали.
Так как эбонитовые сосуды для аккумуляторов нормальных типов,
выпускаемых различными предприятиями, имеют одинаковые размеры,
то можно также стандартизовать размеры ящиков для аккумуляторных
батарей с наиболее часто применяемым числом аккумуляторов и значением
емкости. В ящиках, стандартизованных согласно DIN, может быть
размещено до 40 элементов емкостью (отнесенной к 5-часовому режиму разряда)
до 300 а-ч или 20 элементов емкостью до 400 а-ч. Отдельные элементы
размещены в ящике таким образом, чтобы напряжение между двумя соседними
элементами не превышало 24 в. При более высоком напряжении соседние
элементы должны дополнительно изолироваться между собой кислотоупорными
прокладками.
Аккумуляторы должны быть прочно закреплены в ящиках, чтобы
исключить возможность их взаимного перемещения. Пластины аккумуляторов
должны располагаться в направлении, перпендикулярном к направлению
движения электромобиля. Ящики окрашиваются изнутри и снаружи
кислотоупорной краской. В их дне должны быть предусмотрены отверстия для того,
чтобы в ящиках не накапливалась пролитая кислота.
855

Для электромобилей применяются свинцовые батареи четырех типов»
которые различаются между собой сроком службы, а также весом, объемом
и стоимостью, отнесенными к одному киловатт-часу запасенной энергии»
а именно:
а) Батареи с положительными пластинами большой поверхности
(поверхностного типа). Рассчитаны на особенно большую прочность и длительный
срок службы. Имеют большой вес и занимают больший объем, чем свинцовые
батареи других типов при одной и той же емкости. Батареи с поверхностными
пластинами в последнее время почти не применяются.
б) Батареи с решетчатыми (пастированными или намазными)
положительными пластинами. Рассчитаны на наибольшую емкость при наименьшем
весе и объеме. Имеют ограниченный срок службы и относительно меньшую
стойкость по сравнению с другими'типами. Батареи с намазными
(решетчатыми) пластинами до настоящего ърЪНёни являются наиболее
распространенными в безрельсовом транспорте с электрической тягой.
в) Батареи с панцырными положительными пластинами'. По сроку
службы, весу и занимаемому объему занимают промежуточное положение
между батареями двух предыдущих типов.
г) Батареи с решетчатыми (намазными) положительными пластинами
специального исполнения по весу и объему соответствуют батареям с
намазными пластинами обычного типа. Положительные пластины этих
аккумуляторов заключены в конверты из стеклянного волокна, способствующие
прочному удержанию активной массы в ячейках решетки, что удваивает срок
службы положительных пластин. Так как у батарей этого типа улучшена
конструкция гакже и отрицательных пластин, то в целом эксплуатационные
расходы у этих батарей значительно ниже, чем у батарей с намазными
пластинами обычной конструкции. К.' п. д. у всех свинцовых аккумуляторов,
равен 70—75%.
В табл. 1 приведены вес, объем и срок службы свинцовых
аккумуляторных батарей.
Таблица 1
Вес, объем и срок службы свинцовых аккумуляторных батарей
Тип батареи
С поверхностными
пластинами
С пастирсванными
пластинами
С панцырными
пластинами
С пастир ванными
пластинами в
специальном исполнении . . .
Вес в кг
на 1 квт-ч
100
35
50
35
Объем в л
на 1 квт-ч
35
15
22
15
Средний срок службы
■ пластин

положительных

отрицательных
(число разрядов)
1000
300—350
1400
600—700
2000—3000
900—1050
1400
1200—1400

Относительная
стоимость
1
1,9
1,1
ЩЕЛОЧНЫЕ АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ
Щелочные аккумуляторы делятся на железо-никелевые и кадмиево-нике-
левые. Аккумуляторы этих типов различаются по конструкции
положительных пластин, а именно: трубчатые пластины и пластины пакетного, или
ламельного, типа. Отрицательные пластины всегда изготовляются пакетного
типа. Упрощенные уравнения электрохимических процессов, протекающих
856

в щелочных аккумуляторах при заряде и соответственно при разряде, могут
быть представлены в следующем виде:
железо-никелевые 2Ni (ОН)8 + Fe ±г=Т 2Ni (ОН)2 + Fe (OH)2;
разряд
заряд
■ кадмиево-никелевые 2Ni (ОН)3 + Cd ±=— 2Ni (ОН)2 + Cd (OH)2.
L \ /о разряд
Электролитом служит раствор едкого кали с удельным весом 1,20
при 20° С. Основным конструктивным материалом щелочных аккумуляторов
является сталь. Активная масса не может выпадать из стальных трубочек
или из стальных пакетов, в которых она помещается; поэтому щелочные
аккумуляторы имеют очень большой срок службы: для аккумуляторов с
трубчатыми пластинами — до 4000 разрядов, а для аккумуляторов с пакетными
пластинами — до 2000 разрядов и более. При повторении зарядно-разряд-
ного цикла с частотой 1 раз в день срок службы аккумуляторов раве н
соответственно 13 и 7 лет.
Комплекты положительных и отрицательных пластин, собранные в блоки,
помещаются в сосуды из никелированной стали, которые затем полностью
завариваются. Оставляется лишь отверстие для заливки электролита.
Снаружи сосуды аккумуляторов покрываются плотно облегающим их
слоем эбонита. Благодаря такому изоляционному покрытию отдельные
элементы при комплектации их в батарею можно плотно устанавливать
в общий ящик, который изготовляется из стали и внутри также имеет
изоляционную обкладку.
Щелочные батареи применяются для тяжелых условий эксплуатации,
в которых возможны большие механические и электрические перегрузки.
Эти батареи значительно менее чувствительны к толчкам, тряске,
перезарядам и глубоким разрядам, чем все системы свинцовых аккумуляторов. Наряду
с этими преимуществами щелочные аккумуляторы по сравнению со
свинцовыми аккумуляторами решетчатого типа имеют больший вес, больший объем
и в несколько раз большую стоимость. Однако, несмотря на это, а также на то,
что их номинальное напряжение равно всего 1,2 <?, а коэффициент заряда
равен приблизительно 1,4, эти аккумуляторы при длительной эксплуатации,
являются наиболее экономичными.
Железо-никелевые аккумуляторы имеют, по сравнению с кадмиево-нике-
левыми, несколько более высокое разрядное напряжение; в первый период,
заряда для них требуется также более высокое зарядное напряжение и
поддержание в определенных пределах зарядного тока. Железо-никелевые
аккумуляторы целесообразно использовать там, где имеется возможность
обеспечить систематический заряд и разряд аккумуляторов без длительного периода
бездействия.
Кадмиево-никелевые аккумуляторы обладают некоторыми
преимуществами: меньшим выделением газа и меньшим саморазрядом. Аккумуляторы
этого типа могут заряжаться малым током.
Щелочные аккумуляторы с трубчатыми положительными пластинами
занимают меньший объем и имеют меньший вес, чем аккумуляторы такой же
емкости с пластинами пакетного типа. Но, с другой стороны, аккумуляторы
с трубчатыми пластинами имеют большее внутреннее сопротивление, чем
аккумуляторы с пластинами пакетного типа, и, как следствие этого, большее
падение напряжения на зажимах при большом разрядном токе. Аккумуляторы
трубчатого типа целесообразно применять в тех случаях, когда в
эксплуатации разрядный ток значительно не превышает номинального разрядного
тока, а также когда при заданном ограниченном объеме требуется иметь
наибольшую возможную емкость, например, для электромобилей, которые
должны иметь максимальный пробег. Стоимость батарей с пластинами
трубчатого типа выше, чем стоимость батарей с пакетными пластинами.
Щелочные аккумуляторы с пластинами пакетного типа, вследствие малого
внутреннего сопротивления, имеют несколько большее напряжение при
857

разряде, чем аккумуляторы с трубчатыми пластинами, что особенно заметно
при большом разрядном токе. Аккумуляторы с пластинами пакетного типа
имеют не такой большой срок службы, как аккумуляторы с пластинами труб-
яатого типа, но это компенсируется их меньшей стоимостью.
Таблица 2
Технические данные наиболее употребительных щелочных кадмиево-никелевых аккумуляторов
Тип
аккумулятора
Пятичасовой режим
разряда
Емкость
в а-ч
Разрядный
ток в а
Трехчасовой режим
разряда
Емкость
в а-ч
Разрядный
ток в а
Вес с
электролитом
в кг
Габаритные размеры
в мм:
длинахшигинаХ
X высота
С положительными пластинами пакетного типа
LTN-152
LTN-179
LTN-197
LTN-275
LRA-150
LRA-225
LRD-295
152
179
197
275
С
150
225
295
30
36
40
55
143
168
185
258
48
56
62
86
8,5
9.6
103
13,7
положительными пластинами трубчатого типа
30
45
59
145
218
286
48
73
95
7,5
10,3
13,5
75x137x375
75x137x435
75x137x460
105x137x460
75x137x357
105хП7х357
105x137x475
Таблица 3
Размеры ящиков, емкости и веса наиболее часто применяемых щелочных
аккумуляторных батарей
Тип

батарейного
ящика
Размеры ящика в мм
Длина
Ширина
Высота
Число

элементов
Тип
элементов
Пятичасовой
режим разряда
Емкость
в а-ч

Запасенная
жидкость
в квт-ч
Вес в кг
Общий
с ящиком
На 1
квт-ч
Элементы с пластинами пакетного типа
€-780
С-1080п
G-1080h
С-1355
С-780
С-1080п
С-1080
C-1080h
€-1355
535
810
810
810
810
780
1080
1080
1080
1355
415
425
475
520
520
34
34
66
66
66
66
66
66
66
66
LTNE-152
LTN-152
LTNE-152
LTN-152
LTNE-179
LTN-179
LTNE-197
LTN-197
LTNE-275
LTN-275
152
152
179
197
275
Элементы с трубчатыми пластинами
535
810
810
810
780
1080
1080
1355
415
425
520
520
34
34
66
68
66
68
66
68
6,0
12,0
14,2
15,6
21,8
370
702
794
852
1123
LRAE-150
LRA-150
LRAE-150
LRA-150
LRDE-196
LRD-196
LRDE-295
LRD-295
150
150
150
150
196
196
295
295
6,2
5,9
11.9
11,9
15,6
15,6
23,3
23,3
336
336
638
653
855
875
1109
1136
62
59
56
55
52
55
57
54
55
55
56
48
49
Примечание. Аккумуляторные элементы, у которых в конце буквенного
обозначения типа стоит буква „Е", относятся к железо-никелевым аккумуляторам.
Соответствующие обозначения, у которых буква „Е* отсутствует, относятся к кадмиево-никелевым
аккумуляторам.
858

Коэффициент заряда щелочных аккумуляторов (по энергии) равен
приблизительно 55%.
При номинальном напряжении, применяемом в электромобилях и
равном 24; 40; 80; 160 в, количество последовательно включенных элементов
должно быть равно:
а) при железо-никелевых и кадмиево-никелевых аккумуляторах с
положительными пластинами пакетного типа соответственно 20; 34; 66; 132;
б) при железо-никелевых аккумуляторах с пластинами трубчатого типа
соответственно 20; 34; 66; 132;
в) при кадмиево-никелевых аккумуляторах с пластинами трубчатого
типа соответственно 20; 34; 68; 136.
В то время как кислотные батареи при длительных перерывах в работе
должны подвергаться регулярному периодическому заряду или находиться
под непрерывным воздействием напряжения с целью подзарядки их малым
током, щелочные батареи в период их хранения могут очень длительное время
находиться без подзаряда. Такое хранение щелочных аккумуляторов не
вызывает никаких отрицательных последствий. Замена электролита (едкого кали)
должна производиться через каждые 18—24 месяца.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТРЕБНОЙ ЕМКОСТИ БАТАРЕИ
При большом запасе емкости батареи снижается удельная нагрузка
по току, однако при этом одновременно возрастает вес батареи. С другой
стороны, при недостаточной емкости батареи и, следовательно, перегрузке
ее по току происходит заметное уменьшение срока службы батареи.
При выборе размеров батареи необходимо руководствоваться следующим
основным правилом: ток, потребляемый электродвигателем электромобиля
при движении по горизонтальной дороге с сопротивлением качению 15 кг
на 1 тс максимальной скоростью и полной нагрузкой, должен
соответствовать разрядному току батареи при трехчасовом режиме разряда. Отсюда
следует, что радиус действия электромобиля теоретически равен тройному
значению его максимальной скорости. Практически, однако, радиус действия
значительно меньше, так как при разгоне электромобиля и на подъемах
аккумуляторная батарея отдает значительно больший ток и ее емкость при этом
уменьшается. Кроме того, радиус действия всегда рассчитывают исходя
из разряда батареи лишь на 80% ее емкости, чтобы иметь в
эксплуатационных условиях необходимый запас.
В тех случаях, когда движение электромобиля происходит с частыми
остановками (развозка продуктов по домам, внутрицеховой транспорт),
расход энергии при трогании с места и разгоне играет большее значение,
чем расход энергии при установившемся движении. Мусоросборочные машины
в течение рабочего дня трогаются с места до 600 раз, электромобили,
производящие развозку почты, — до 300 раз. Для перечисленных случаев особенно
важно знать количество электроэнергии, расходуемое на трогание с места
и разгон.
Расход энергии электромобилями при сопротивлении качению,
равном 15 кг/т, составляет в среднем на один брутто-тонно-километр 70 вт-ч
для электромобилей грузоподъемностью около 1 т и 55 вт-ч для
электромобилей грузоподъемностью около 5 т.
На основании этих данных при известном общем весе электромобиля
можно определить необходимую для заданного радиуса действия емкость
аккумуляторной батареи.
РАСПОЛОЖЕНИЕ ЯЩИКОВ АККУМУЛЯТОРНЫХ БАТАРЕЙ НА ЭЛЕКТРОМОБИЛЯХ
Ящики аккумуляторных батарей должны располагаться на шасси
электромобиля таким образом, чтобы имелась возможность, пользуясь некоторыми
вспомогательными подъемными приспособлениями, осуществлять их быструю
&59

замену. Кроме того, должен быть обеспечен легкий доступ к выводным
штырям и отверстиям для заливки электролита. Батареи следует располагать
в наиболее подрессоренных частях шасси, чтобы исключить возможность
их относительного перемещения и механических повреждений.
Согласно компоновке / (фиг. 17) аккумуляторная батарея, состоящая
из одного ящика, размещена над передней осью и закрыта капотом. При таком
расположении батареи к ней обеспечивается свободный доступ и легкая
ее замена. Эта компоновка применяется в качестве стандартной на почтовых
электромобилях грузоподъемностью 0,75 т.
Компоновка // соответствует расположению батареи между передней
и задней осями электромобиля, выполняемому в двух вариантах. Батарея
может быть подвешена к раме под платформой, что является стандартным
расположением для обычных электротележек, в которых для доступа к бата-
л
ж
ж
Фиг. 17. Расположение ящиков аккумуляторных батарей
на шасси электромобиля.
рее при ее обслуживании и заряде снимается часть пола платформы, или же
поставлена на раму и покрыта капотом, что является стандартным
расположением для электротягачей.
При компоновке /// аккумуляторная батарея располагается над задней
ведущей осью под специальным капотом. При этом доступ к батарее
и ее замена также легко осуществляются (стандартная компоновка,
применяемая на тягачах и электротележках специального назначения).
В соответствии с компоновкой IV батарея, помещенная в одном ящике,
подвешивается к раме за задней осью. Такая компоновка применяется для
легких электромобилей с кабиной водителя, вынесенной вперед.
При компоновке V батарея собрана в двух ящиках, подвешенных между
лонжеронами рамы к ее поперечинам. Замена батареи в этом случае легко
осуществляется при помощи электрокатка с подъемником. Доступ к батарее
возможен через открывающиеся люки, предусмотренные специально для этой
цели в полу кузова электромобиля.
Для электрических аккумуляторных автобусов требуется батарея весьма
большой емкости. Для ее размещения в последнее время стали применять
специальные одноосные прицепы. Замена батарей производится в этом случае
путем замены всего прицепа.
МЕТОДЫ ЗАРЯДА АККУМУЛЯТОРНЫХ БАТАРЕЙ
Для заряда аккумуляторных батарей может применяться только
постоянный ток. При наличии в сети переменного тока последний необходимо
выпрямлять или преобразовывать в постоянный с помощью специальных
преобразователей. Во время заряда положительный полюс аккумуляторной
батареи должен соединяться с положительным полюсом питающего батарею
источника тока, а отрицательный полюс соответственно с отрицательным
полюсом этого источника.
Состояние батареи во время заряда оценивается прежде всего по характеру
повышения напряжения на ее зажимах (см. фиг. 16). Ц процессе заряда
свинцовых аккумуляторов при возрастании напряжения до 2,4 в на элемент начи-
860

нается интенсивное выделение газа. Зарядный ток в это время должен быть
значительно уменьшен (табл. 4), если он сам не уменьшился автоматически
за счет роста напряжения на зажимах аккумуляторов. Происходящий после
достижения 2,4 в быстрый рост напряжения может быть использован для
Коэффициенты заряда, зарядные токи, напряжения и к. п. д.
электромобильных аккумулятров
Таблица 4
Параметры
Свинцовые батареи
Щелочные батареи
Положительные пластины
Пасти-
рованные

(решетчатые)
Пастиро-
ванные

(решетчатые) в

специальном
исполнении
Панцыр-
ные
Трубчатые
Пакетные
Отрицательные пластины
Пастированные (решетчатые)
Железо
Кадмий
Кадмий
Коэффициент заряда в % . . .
К. п. д
Зарядный ток:
а) номинальный зарядный
ток равен разрядному току
5-часового режима,
помноженному на
б) после начала газогыделе-
ления (в % от
номинального)
в) в конце заряда в % от
номинального
ПО
1,0
40
20
г) в середине периода газо-
вьделения в % от
номинального
д) при непрерывном подза-
ряде в %
Зарядное напряжение (в
вольтах на элемент):
А. Заряд при указанных выше
токах:
а) в начале
б) в конце
в) напряжение срабатывания
автомата Poher при
автоматическом управлении
процессом заряда
Б. При непрерывном подзаряде
25
0,2
115—120
70—75
1,0
40
20
25
0,2
2,0—2,15
2,6—2,70
2,4
2,15
115
0,9
60
30
40
0,2
140
Приблизительно 55
1,0
75 50 50
относительно выбранного
начального зарядного тока
при заряде с уменьшаю- .
щимся током, однако, при
железо-никелевых
аккумуляторах не менее 33%
0,7
1,6
1,8
1,70—1,75
1,45
1,65
1,4
1,35
1,75
1,55—1,60
1,4
приведения в действие реле напряжения, при срабатывании которого
включается часовой механизм, а последний спустя некоторое определенное время
прерывает заряд (автоматический выключатель заряда). При заряде кад-
миево-никелевых батарей также происходит характерный рост напряжения,
который может быть использован для срабатывания реле и автоматического
окончания заряда. Выделение газа при заряде щелочных аккумуляторных
батарей начинается значительно раньше.
Номинальная величина зарядного тока для аккумуляторных батарей всех
типов равна току пятичасового режима разряда; допускается заряд током,
превышающим номинальный ток заряда. При этом необходимо, чтобы
температура электролита не поднималась значительно выше 40° для кислотных
861

1
i
2,8
2,6
2Л
2,2
2fi
1,8
1,6-
1,2
———
„—
^
— '—'
— -"
J
m
— —
——
—' '
» 1
——
— —
1 —
— -
-
, '
— —
If
— —
. —
—-' —
- —
— —
.
- —
0
80 120
Заяядный ток
160
аккумуляторов и 45° — для щелочных и чтобы с началом обильного
выделения газа зарядный ток уменьшался до предписываемого или совсем
отключалась аккумуляторная батарея. На фиг. 18 дана величина зарядного
напряжения для различных значений зарядного тока в пределах 20—200%
от номинального.
Свинцовые батареи сразу после окончания разряда, особенно если
произошел глубокий разряд, должны быть вновь поставлены на заряд; в противном1
случае может произойти их чрезмерная сульфатация. Сульфатация
возникает также в тех случаях, когда имеет место их систематический недозаряд..
Вредное воздействие на аккумуляторы оказывает, бесспорно, также их
чрезмерный перезаряд, при
котором в пластинах
возникают большие
механические напряжения и
активная масса выпадает из
пластин.
При щелочных
аккумуляторах величина
зарядного тока ограничивается
необходимостью избежать
их перегрева, а не
соображениями срока службы.
При заряде
железо-никелевых батарей необходимо-
также следить за тем,
чтобы зарядный ток был не-
меньше 33% от
номинального значения зарядного*
тока. Если допустить
продолжительный заряд
железо-никелевых
аккумуляторов малым током, то
через некоторое время они
потеряют способность
заряжаться до полной
емкости, несмотря на
сообщаемый им необходимый заряд..
Кроме того, при
автоматическом заряде железо-
никелевых аккумуляторов посредством автомата зарядный ток должен
снижаться не более чем на 25% от номинального значения; в противном случае-
рост напряжения на зажимах аккумулятора будет недостаточным для
срабатывания реле.
Окончание заряда свинцовых аккумуляторов определяется по
прекращению возрастания плотности электролита и напряжения. Однако при
автоматическом управлении процессом заряда при помощи автомата, выключение
тока не может быть поставлено в зависимость от изменения состояния
электролита. При определении момента окончания заряда в этом случае исходят
из того, что батарея, независимо от того, насколько глубоким был
предшествующий заряд, должна после начала обильного газовыделения
заряжаться еще некоторое время (при снижающемся зарядном токе). Время
дополнительной выдержки батареи под зарядным током для аккумуляторов
с решетчатыми пластинами, новых или восстановленных, равно 3 час. в
первые 30 дней с начала их использования и 2,5 часа после этого срока.
Автоматическое отключение батареи по истечении указанного времени
осуществляется при помощи часового механизма.
При заряде щелочных батарей их автоматическое отключение
осуществляется по тому же принципу. При этом плотность электролита не может
862
Фиг. 18. Приближенные значения "зарядного напряжения
свинцовых и щелочных аккумуляторов при заряде их
током, равным 20—200% от номинального.
сплошные линии — начальное напряжение заряда; штриховые
линии — конечное напряжение заряда; / — свинцовые
аккумуляторы с решетчатыми или ианцырными пластинами; 2 — то же,
с поверхносiными пластинами, 3 — то же, с поверхностными или
панцырными пластинами; 4 — то же, с решетчатыми пластинами;
5 — щелочные аккумуляторы с трубчатыми пластинами; 6 — то
же, с пластинами пакетного типа; 7—тоже, с
железо-никелевыми трубчатыми пластинами; 8—то же, с кадмиево-никелевыми
с трубчатыми пластинами; 9 — то же, с пластинами
пакетного типа.

являться критерием для определения состояния батареи, так как она почти
не изменяется в процессе заряда.
Подзаряд в середине рабочего дня частично разряженных свинцовых
или щелочных батарей позволяет увеличить радиус действия электромобилей.
Для свинцовых батарей подзаряд особенно целесообразен в том случае, когда
он доводится лишь до начала газовыделения, так как при этом потери энергии
незначительны, и количество электричества, отдаваемое аккумулятором,
почти равно количеству электричества, сообщенного ему при заряде.
Если свинцовые батареи заряжаются при ручном или автоматическом
управлении и их емкость при разряде используется лишь на 40—50%,
то в течение некоторого времени можно отказаться от полного заряда и вместо
него проводить регулярный подзаряд лишь до начала газовыделения, что
является наиболее экономичным в отношении расхода электроэнергии.
При таком методе заряда обеспечивается также и наибольшая сохранность
активной массы и, следовательно, достигается больший срок службы батарей.
Чтобы при этом избежать возможной сульфатации пластин, необходимо
периодически (приблизительно 1 раз в неделю) производить полный заряд батареи
с последующим выдерживанием пластин в течение некоторого времени
в состоянии покоя.
Если емкость батареи ежедневно используется лишь на одну треть или
наполовину, то достаточно производить ее заряд 1 раз в три или
соответственно в два дня. Ежедневный частичный подзаряд батареи в этом случае
экономически нецелесообразен.
ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ЗАРЯДА БАТАРЕЙ
Проще всего производить заряд от сети постоянного тока с
соответствующим напряжением. В этом случае зарядное оборудование состоит из
регулируемого или нерегулируемого реостата, поглощающего излишнее
напряжение, амперметра, вольтметра, автомата обратного тока, предохранителей
и кабеля, подводящего ток к батарее. Измерительные приборы и автомат
обратного тока монтируются на общей панели. Дополнительное сопротивление
размещается на задней стороне панели или внизу под приборами.
Напряжение питающей сети постоянного тока во всех случаях должно
быть не меньше конечного зарядного напряжения батареи. Чем меньше
разница между этими двумя напряжениями, тем более экономичен в отношении
расхода электроэнергии заряд батареи. От сети постоянного тока с
напряжением ПО в может быть таким образом заряжена свинцовая батарея,
состоящая из 40 последовательно соединенных элементов, от сети 220 в —
соответственно батарея из 80 элементов. Батарею, состоящую из 80 последовательно
соединенных элементов, можно, однако, заряжать также и от сети
напряжением 110 в. Для этого на время заряда батарею разделяют на две группы
по 40 элементов и каждую из групп раздельно подключают к питающей сети.
Заряд батарей, состоящих из 20 элементов, от сети ПО или 220 в
неэкономичен (в отношении расхода электроэнергии).
При низком тарифе на электроэнергию заряд отдельных батарей от сети
постоянного тока, напряжение которой в 2—4 раза превышает конечное
зарядное напряжение батареи, несмотря на потери 50—75% электроэнергии
в реостатах, может все же оказаться экономически выгодным, так как
применение вместо реостатов вращающегося преобразователя постоянного
тока ПО или 220 в в постоянный ток более низкого напряжения также
связано с потерями энергии. Кроме того, требуются значительно большие
капитальные затраты на оборудование, которые увеличивают расходы на
амортизацию. Поэтому при выборе способа заряда батарей рекомендуется для
каждого отдельного случая проводить сравнительные экономические расчеты.
На фиг. 19 изображена принципиальная схема подключения батареи
к питающей сети постоянного тока. Расчет величины зарядного тока / или
сопротивления реостата R производится по формуле
U — UB = IR.
863

F Так как напряжение батареи UB в процессе заряда аккумуляторов
возрастает, то при постоянной величине сопротивления R зарядный ток / будет
постепенно уменьшаться. Зарядный ток будет уменьшаться также и в связи
с увеличением сопротивления реостата, обусловленным его нагревом.
Чтобы при заряде батарей от сети постоянного тока (или от какого-либо
другого источника постоянного тока с неизменным напряжением) получить
в момент начала газообразования автоматическое и достаточно большое
снижение зарядного тока, нужно брать такой источник, напряжение которого U
лишь немного превышает напряжение JJв% и заряд начинается при зарядном
токе, равном 80% от номинального. Так, например, при заряде свинцовой
батареи емкостью 150 а-ч, состоящей из 40 последовательно соединенных
элементов решетчатого типа (для которых номинальный зарядный ток равен
разрядному току при пятичасовом режиме разряда, т. е. 30 а) от сети с
напряжением ПО в, величина зарядного тока должна быть равна: после начала
газовыделениям Ig = 0,4 X 30 = 12 а, в конце заряда 1е = 0,2 X 30 = 6 а.
Для момента начала
газовыделения величина добавочного
сопротивления определяется из выражений
и — и в — 1 gi\,
110 — 96- 12/?,
откуда R = 1,2 ом (округленно).
Соответственно в начале заряда:
U и ._ / ^ •
1 1 Л ОП Т ( 1 О
■fXR
t/
Фиг. 19. Принципиальная схема заряда
батареи от сети постоянного тока.
28
откуда Ia = jj = 23 а, т. е.
В конце заряда
около 80% номинального зарядного тока
ПО—
-/,. 1,2,
откуда 1е =#-^= 5 а, т. е. около 17% номинального зарядного тока.
Для того чтобы в конце заряда, в процессе которого осуществлялось
автоматическое уменьшение зарядного тока, произвести автоматическое
отключение батареи от источника питания, применяют автомат системы Pohler
(фиг. 20 и 21).
Заряд от источника постоянного тока, напряжение которого значительно
превышает конечное зарядное напряжение батареи, осуществляется путем
ступенчатого снижения зарядного тока. Для этого в начале газовыделения
производится автоматическое отключение одного из двух параллельно
соединенных между собой добавочных сопротивление (Rx и /?2), что увеличивает
общее сопротивление цепи (фиг. 22 и 23). Отключение параллельного
сопротивления осуществляется специальным реле или нулевым автоматом,
питающимся от вспомогательного контакта автомата Pohler.
Заряд аккумуляторов при питании от сети переменного однофазного
или трехфазного тока достигается применением выпрямителей или
вращающихся преобразователей.
Для индивидуального заряда отдельных аккумуляторных батарей
наиболее экономичным является применение выпрямителя, соответствующего
по своим параметрам зарядной характеристике батареи. Регулировка
напряжения достигается почти без потерь за счет применения дросселя или авто-
1 В этом расчете напряжение для начала газообразования принято 2,4 в на элемент
(2,4 х 40 = 96 в), напряжение в начале заряда 2,05 в на элемент (2,05 X 40 = 82 в) и
напряжение в конце заряда 2,6 в на элемент (2,6 X 40 = 104 б). Прии. ред.
8G4

Фиг. 20. Схема автомата Pohler для
автоматического заряда батареи при плавном снижении
зарядного тока.
Время
т
Фиг. 21. Изменение зарядного
напряжения в процессе заряда с
плавным уменьшением зарядного тока:
/ — напряжение; 2 — ток.
IIIIIIIII Illllllllh
Фиг. 22. Схема автомата Pohler для
автоматического заряда батарей со ступенчатым снижением
зарядного тока.
Фиг. 23. Изменение зарядного
напряжения в процессе заряда
со ступенчатым снижением за-
v& ,;,,.- рядного тока:
/ —'напряжение; 2 — ток.
55 Бюссиен
644
865

220/3806 50гц
трансформатора. Одновременный заряд большого количества батарей может
быть осуществлен при помощи соответствующего количества отдельных
выпрямителей, одного общего выпрямителя большой мощности,
обеспечивающего постоянное напряжение, или вращающегося преобразователя
с автоматической регулировкой, обеспечивающей постоянство напряжения.
Отдельные зарядные группы включаются параллельно и снабжаются
распределительным щитом или распределительным ящиком. В случае применения
автомата^РбЫег выпрямитель или преобразователь после окончания заряда
последней батареи автоматически отключается или соответственно
останавливается.
Применявшиеся ранее в
большинстве случаев кенотронные и ртутные
выпрямители вытеснены в настоящее
время полупроводниковыми
(твердыми) выпрямителями. Последние
отличаются почти неограниченным
сроком службы (если только внешние
условия не слишком тяжелые),
высоким к. п. д. при колебании нагрузки
в широком диапазоне, постоянной
готовностью к работе,
нечувствительностью к тряске, толчкам и не
требуют ухода. В случае снижения
напряжения питающей сети даже до,
нуля обратный ток (ток разряда
аккумуляторной батареи через
выпрямитель) весьма мал и практически
не имеет никакого значения. При
восстановлении напряжения в сети
дальнейший заряд батареи
продолжается автоматически; это
преимущество весьма ценно в тех случаях>
когда автоматический заряд
производится от сети, в которой возможны
частые повреждения.
Применение зарядного
устройства для последовательного во
времени заряда двух батарей с
автоматическим включением и выключением;
Фиг. 24. Схема трехфазного селенового
выпрямителя с двумя автоматами Pohler и
переключающим реле для последовательного
во времени заряда двух электромобильных
батарей:
/ — включающий контактор; 2 — счетчик
времени; 3 — трансформатор; 4 — переключатель
ступеней напряжения; 5 — дроссель; 6 —
выпрямитель; 7 — автомат Pohler.
тока позволяет в течение ночных
часов произвести полный заряд двух
батарей (фиг. 24). Специальным
устройством можно обеспечить
последовательно по времени автоматический заряд двух батарей от одного
выпрямителя также и в том случае, когда батареи имеют различную емкость
и требуют различного зарядного тока.
Выпрямители с величиной начального зарядного тока приблизительно'
до 30 а подключаются в большинстве случаев к однофазной сети переменного
тока, а выпрямители большей мощности — к трехфазной сети. Однако в
случае необходимости трехфазные выпрямители могут поставляться также и для
установок с малым зарядным током.
Для обеспечения надежного автоматического отключения батарей, когда
по каким-либо случайным причинам (например, из-за короткого замыкания
в поврежденном элементе) напряжение батареи в конце заряда не достигает
величины, достаточной для срабатывания автомата Pohler, последний может
быть оборудован дополнительным приспособлением (фиг. 25). У этого
прибора имеется второе отключающее устройство, которое во всех случаях
срабатывает через определенный заранее установленный промежуток времени*.
866

предупреждая вредный перезаряд батареи. На фиг. 26 изображена схема
автомата Pohler с дополнительным реле.
Подключение зарядного кабеля осуществляется при помощи
штепсельного устройства, исключающего возможность неправильного включения.
Фиг. 25. Автомат Pohler с
добавочным реле для автоматического
заряда батарей.
Фиг. 26. Принципиальная схема
автомата Pohler с добавочным реле,
изображенным на фиг. 25.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Для электромобилей применяются тяговые электродвигатели
постоянного тока с последовательным возбуждением (сериесные электродвигатели).
Эксплуатационные свойства электродвигателей определяются четырьмя
рабочими характеристиками (фиг. 27—29):
1) число оборотов п = /(/);
2) крутящий момент Md = f (/);
3) мощность N = / (/);
4) к. п. д. 71 = / (/).
Электродвигатели с последовательным возбуждением развивают большой
крутящий момент при пуске и быстро увеличивают число оборотов, которое
регулируется автоматически в зависимости от нагрузки. К. п. д.
(представляющий собой частное от деления мощности, развиваемой
электродвигателем, на мощность, потребляемую им от батареи) для электромобильных
электродвигателей мощностью 4—6 л. с, равен приблизительно 82% и
возрастает у электродвигателей мощностью 20—40 л. с. примерно до 90%.
Электродвигатели последовательного возбуждения с правильно выбранными
параметрами способны выдерживать очень большие перегрузки без
чрезмерного перегрева обмоток. Существенным конструктивным преимуществом
электродвигателей является наличие лишь одной вращающейся части —
якоря или ротора — и полное отсутствие каких-либо трущихся частей,
находящихся в возвратно-поступательном движении, как, например, у двигателей
внутреннего сгорания.
Электродвигатели просты, надежны и почти бесшумны. Они могут быть
непосредственно связаны с ведущими колесами электромобиля, вследствие
чего отпадает необходимость в сцеплении и коробке передач, а также
исключается холостой ход электродвигателя. Благодаря этим свойствам
электродвигатель с последовательным возбуждением представляет собой наиболее
совершенный двигатель для безрельсового транспорта.
55* 867

Для тягового электродвигателя, способного работать с большой
перегрузкой, необходимо, чтобы кривая к. п. д. была расположена не только
П Об/MUH
2800
2600
2Ш
2200
2000
1800
1600
U00
1200
1000
800
\
V
4
л.с\
12
10
^8
—-1
-6
-и
-2'
Ш
п -
\
\
\
\
\
I
\
ш\'
/
-Л
/
>
\
у
If
=
/ '
— -
ч
У
у
У
у
>
^^
"V
у*
<
*<
/
'1}
'N
N
1—Л
ч
г/
*=
la
160
120
80
U0
О
О 2 4 6 М^пгм
Фиг. 27. Характеристики электрокарного
двигателя мощностью 4,4 /сет (6 л. с.) при
/г = 1800 об/мин, весом 106 кг:
сплошные линии — при параллельном
включении двух половин обмотки возбуждения;
штриховые линии — при последовательном
включении двух половин обмотки возбуждения;
/ — номинальное число оборотов; // —
номинальный ток; /// — номинальная мощность;
IV — номинальный крутящий момент.
N/I.C.
JO
1С
00
ZZ
18
Ik
10
В
у
z
0
32
00
WOO
\
OR ПК
I/.
Т1П
1800-
mo-
WOO]
1
20
0
IZ
90
\
у
_
\
1
&■»
Y
_
4
L
_
z.
TV
nt
4^
E
-
=
—J
X
80
120
160 /а
Фиг. 28 Характеристики
электромобильного двигателя мощностью 17 л. с.
при п = 1800 об/мин:
сплошные линии — при параллельном
включении двух половин обмотки
возбуждения; штриховые линии — при
последовательном включении двух половин обмотки
возбуждения; / — номинальное число
оборотов; // — номинальный ток; /// —
номинальная мощность; / V — номинальный
крутящий момент.
высоко, но и шла полого в диапазоне 75—200°/0 номинальной нагрузки.
Для выполнения этого требования необходим повышенный расход меди для
а
кем
1 2U 2U00
о/
/о
fOD 20 2000
80 16 1600
60 12 1200
ЬО 8 800
20 й
/
/
/
\i
у
ill
u
_
s
\
\
\
4
/
*--
,—'
>
—^
"—•■
—■—
—
/
n
«Б
"T*-
1
^^
——i
n
■
I
n
— —
О 20 U0 60 80 100 120 ПО 160 180 200 1а
Фиг. 29. Характеристики двухколлекторного тягового электродвигателя
мощностью 11 л. с. при п= 1050 об/мин:
сплошные линии — параллельное включение обмоток якоря; штрихпунктирные
линии — последовательное включение обмоток якоря.
обмоток электродвигателя, что, однако, вполне оправдывается. Чем меньше
плотность тока в обмотке электродвигателя, тем меньше потери в меди,
868

величина которых находится в квадратичной зависимости от тока.
Электродвигатели, у которых плотность тока в меди обмоток выбрана такой же, как
у стационарных электродвигателей, не применимы для электромобилей.
Плотность тока в обмотке якоря электрокарных двигателей, которые, как
показывает опыт, часто перегружаются до 200%, не должна превышать
3—4 а/мм2 и у электромобильных двигателей, к которым не предъявляются
такие высокие требования, соответственно 4—5 а/мм2. Плотность тока
в обмотке возбуждения у двигателей электромобилей также должна
выбираться меньшей, чем у электродвигателей общего назначения, а это
обусловливает повышенный расход меди.
Для большей приспособляемости электрокарных электродвигателей
к нагрузке желательно, чтобы кривые их чисел оборотов поднимались круто.
Но для этого электродвигатель должен иметь малое магнитное насыщение, а
поэтому для его магнитной системы требуется повышенная затрата
активной стали. Увеличение веса электродвигателя находится в противоречии
с требованием облегчения конструкции электромобиля в целом, однако
увеличение веса активной стали и меди для повышения к. п. д. и достижения
большей гибкости электродвигателя обусловливает лишь незначительное
утяжеление электромобиля в целом (на 1—2%). Но достигаемое за счет этого
увеличение к. п. д. электродвигателя, составляющее приблизительно 5%,
дает увеличение пробега электромобиля при одном заряде на 6—7%.
Увеличение числа оборотов электродвигателя с целью уменьшения его веса нельзя
считать для аккумуляторных электромобилей правильным, так как этим
самым повышается передаточное число и создается необходимость в
дополнительных ступенях в редукторе. х что приводит к утяжелению
последнего.
Ответ на вопрос, почему при выборе типа и конструкции
электромобильного электродвигателя нельзя добиваться экономии в весе за счет его к. п. д.,
дают кривые изменения емкости в зависимости от скорости разряда батарей.
Чем меньше потребляемый при данной мощности электродвигателя ток, тем
больше время разряда батареи, а следовательно, и пробег электромобиля,
причем увеличение пробега электромобиля происходит не обратно
пропорционально уменьшению разрядного тока, а в большем отношении, так как
при уменьшении разрядного тока емкость батареи увеличивается. Для
получения более высокого к. п. д. электродвигателя требуются лишь
единовременные затраты материалов и денежных средств, но тем самым достигается
постоянная значительная экономия в эксплуатационных расходах на
батарею.
Электромобильный электродвигатель должен иметь достаточно большой
по размерам коллектор и малую плотность тока в щеточном контакте,
увеличенный диаметр вала и подшипники качения. Испытание якоря на разнос
для электромобилей с максимальной скоростью 25—30 км/час должно
производиться при 2,5-кратном значении числа оборотов и соответственно для
тихоходных электротягачей при 3—4-кратном превышении номинального числа
оборотов.
Электродвигатели должны по возможности вентилироваться. Все
болтовые соединения должны быть предохранены от самоотвертывания; кроме того,
электродвигатели должны иметь прогивосыростную изоляцию и защиту
от попадания внутрь влаги. Взамен обычной клеммовой коробки достаточно
предусмотреть вывод кабеля непосредственно из корпуса электродвигателя.
Должен быть обеспечен легкий доступ к щеткам (ф^/. 30—32).
При расчете необходимой мощности электромобильного электродвигателя
исходят из потребной мощности для полностью нагруженного электромобиля
при движении его с максимальной скоростью по горизонтальной дороге при
сопротивлении качению, равном 15 кг/т. Увеличение потребной мощности
при разгоне и на подъемах не принимается во внимание, так как
электродвигатели последовательного возбуждения могут легко выдерживать
трехкратную кратковременную перегрузку.
869

Номинальная мощность в л. с. определяется по формуле
или в кет
6 f] -75
0,736-Gw r v
где G — общий вес электромобиля (собственный вес + полезная
нагрузка) в т\
-ыи
-218,5
-255-
-131-
Фиг. 30. Электрокарный двигатель AEG (^тормозным барабаном.
Фиг. 31 Двухколлекторны? электродвигатель Bergmann.
wr — сопротивление качению дороги в кг/т (для внутризаводского
электротранспорта и электромобилей, работающих в городских
условиях, wr = 15 кг/т);
v — скорость движения электромобиля в м!сек\
tj — к. п. д. силовой передачи, который у электрокаров может быть
принят равным 0,90 и у электромобилей (при удачно
выполненной конструкции редуктора) 0,85—0,90.
Потребление тока в а
I =
где UB — разрядное напряжение батареи;
у\т — к. п. д. электродвигателя.
70

Пробег при одном заряде при использовании 80% емкости батареи
где L — пробег в /еж;
Л"7 — емкость батареи при токе, потребляемом двигателем /, в а-ч\
I — фактически потребляемый электродвигателем ток в а;
V — скорость электромобиля в км/час.
Тяговое усилие в кг
7_ '27WT)
где N — мощность электродвигателя в л. с.\
ч\ — к. п. д. силовой передачи;
V — скорость движения электромобиля
в км/час.
Тяговое усилие, вычисляемое исходя
из вращающего момента
электродвигателя:
Z = , Фиг. 32. Электрокарный электродви-
*-* гатель мощностью 3,6 кет при п =
2 = 1300 об/мин (Himmelwerk).
де / — полное передаточное число между электродвигателем и ведущими
колесами;
Md — крутящий момент электродвигателя в кгм;
D — диаметр ведущих колес в м.
Крут ящий момент в кгм:
Md = 716 — , если N в л. с;
Md = 973— , если N в кет.
Число оборотов» электродвигателя приблизительно пропорционально
подведенному к нему напряжению. При последовательном подключении к
батарее двух электродвигателей или подключении одного электродвигателя
к половинному напряж ению батареи число оборотов его будет
приблизительно равно половине номинального числа оборотов. Однако крутящий
момент не зависит от вели чины подведенного напряжения.
Мощность электродвигателя, необходимая для преодоления подъема,
в л. с:
«г _ G (ау + Щ) v
— 7].75 '
где wr — сопротивление подъема, равное 10 кг/т на 1 % подъема.
Для определения величины ускорения, развиваемого электромобилем,
имеем
где Р — сила, обусловливающая ускорение, в кг;
т — масса электромобиля в кгсек2/м;
Ъ — ускорение в м/сек2.
Величину Р можно выразить:
и так как Р = mb, то
* Z — G (wr + ws)
~~ ~ т '
где т = i^if ; g = 9,81 м/сек2,
871

Так как масса электромобиля движется не только в поступательном
направлении, но некоторая часть ее (колеса, якорь электродвигателя,
зубчатая передача), кроме того, также вращается, то при расчете величин
ускорения необходимо учесть указанное обстоятельство, увеличив общую массу
электромобиля на 5%.
Следовательно,
т= 1,05 ^°G кг-сек21м.
У ,о 1
Пример. Электромобиль с общим весом 3000 кг трогается с места; при этом
электродвигатель, потребляя пусковой ток (соответственно превышающий номинальный ток), создает
тяговое усилие 200 кг. Электромобиль движется на подъем по дороге с уклоном 1%.
Сопротивление качению равно 12 кг/т.
При к. п. д. силовой передачи, равном 90%, тяговое усилие, необходимое для
преодоления сопротивления качению и сопротивления подъема, составит
3(12+Ю) _ ?4 кр
= оТэ
Таким образом усилие, вызывающее ускорение электромобиля,
Р = 200 —74= 126 кг.
Масса, находящаяся под действием ускорения,
т = 1,05 -J^ = 320 кг-сек*/м,
и поэтому ускорение
ь = ш * °'4 м/сек2-
Время t> необходимое для того, чтобы электромобиль достиг максимальной скорости v»
а также путь, который он успеет пройти за это время, могут быть определены по номограмме.
При упрощенном числовом расчете исходят из того, что путь, пройденный
электромобилем при постоянном ускорении, равен средней скорости (среднее арифметическое начальной
и конечной скоростей), умноженной на время.
При конечной скорости 25 км/час = 7 м/сек средняя скорость за время разгона (от момента
трогания)
l/m = £__ = 3,5 м/сек.
Если ускорение Ь = 0,5 м/сек2, то необходимое время
< = 0^=14 сек.
и путь, пройденный электромобилем,
S = -g--14 = 49 м.
Чтобы в целях сохранения батареи уменьшить пусковой ток
электродвигателя, все шире применяется ослабление магнитного поля. При ослаблении
магнитного поля электродвигателя число оборотов его увеличивается
значительно выше номинального. Это увеличение числа оборотов
электродвигателя, достигнутое ослаблением поля, позволяет при заданной скорости
движения электромобиля увеличить передаточное число между
электродвигателем и ведущей осью. Увеличение передаточного числа пропорционально'
отношению чисел оборотов электродвигателя при ослабленном и при
нормальном магнитном поле. Вследствие этого при трогании электромобиля
с места с полным возбуждением (нормальное магнитное поле) пусковой ток
электродвигателя уменьшается пропорционально повышению передаточного
числа *.
1 Так "как потребляемый электродвигателем ток зависит от развиваемого им крутящего
момента.
872

Достигаемое уменьшение потребляемого от батареи тока тем больше, чем
больше степень ослабления магнитного поля, т. е. соответственно чем больше
передаточное число передачи. При маневрировании и на нодъемах
электродвигатель обычно работает с полным возбуждением (нормальным полем)
и на основной характеристике числа оборотов. На горизонтальной дороге
он работает, наоборот, с повышенным числом оборотов, достигаемым
ослаблением возбуждения (магнитного
поля). п г.
Ослабление поля электро- 'мин
двигателя может быть
достигнуто шунтированием обмотки
возбуждения, отключением ча-
сти ее витков или
переключением двух половин обмотки воз-
буждения с последовательного
соединения на параллельное.
t.j Коэффициент шунтирования
3000
!d мм
2500
70
2000 qq-
Ток обмотки возбуждения л ое
= = z ^0,35.
Полный ток электродвигателя
Увеличение числа оборотов
при этом равно около 100%.
С известным приближением
можно считать, что
электродвигатель с ослабленным
магнитным полем при токе / вращается
с такой же скоростью, с какой
он вращается при полном
возбуждении, но при меньшем токе,
равном а/. Таким образом, по
50
1500
ио-
1000 30
20
500
10
1
/о
80
75
70
65
ид
150
по
130
80
70"
/
у
и
-U
— »
V
>
\
=^
V
■
у
Л
/
/
V
"Л
\
\
\
ч
/
У
\
\
У
k t
V
\
г
\
/
у'
200
Л
/
У
/'*
\
\
п
\
>
f
\
/
У
— ■ ш
У-
400
N
•■—
/
/
/
у/
—
<
s т
< J-
— ■
-л
600
In
Фиг. 33. Характеристики автобусного тягового
характеристике ЭЛектрОДВИГа- электродвигателя мощностью 39 кет при п = 140О
теля МОЖНО определить его ре- об/мин, 145 в (Still) при работе с переключением.
ЖИМ при ослабленном магнит- батареи и ослаблением поля (сопротивление об-
ном поле. Крутящий момент мотки возбуждения 0,0076-0,01 ом):
чпри-тппттмгятргта пя^гггятптттргп ^ — ПРИ последовательном включении батарей; //— при
ЭЛеКТрОДВИГатеЛЯ, раООТаЮЩеГО параллельном включении батарей; сплошные линии-ток
ПрИ ТОКе /С ОСЛаблеННЫМ ПО- возбуждения 100% ; штриховые линии — ток возбуждения.
ЛеМ, МОЖНО ОПреДеЛИТЬ, НайДЯ 50о/0 ; штрихпунктирные линии-ток возбуждения 27% .
величину крутящего момента
при полном возбуждении электродвигателя при токе а/ и разделив этот
момент на коэффициент а. Крутящий момент электродвигателя при
ослабленном магнитном поле меньше, чем при полном возбуждении, так как
величина крутящего момента пропорциональна току возбуждения.
На фиг. 33 приведены характеристики электродвигателя при
максимальном шунтировании обмотки возбуждения; коэффициент шунтирования
равен 0,37.
КОМПОНОВКА ДВИГАТЕЛЯ И СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА
При применении заднего моста и главной передачи обычного для грузовых
автомобилей типа и шасси с передним расположением кабины водителя
электродвигатель крепится на раме под грузовой платформой (фиг. 34) и
соединяется с ведущей осью при помощи карданного вала.
Если для электромобиля применяется обычное автомобильное шасси,
у которого двигатель расположен перед кабиной водителя, то
электродвигатель крепится над передней осью (фиг. 35). Так как в этом случае
электродвигатель находится в защищенном месте, под капотом, то он может быть
открытого исполнения.
873

На фиг. 36 изображен электродвигатель, соединенный в общий блок
t: дифференциалом заднего моста. При этой компоновке двигатель крепится
•к раме при помощи специальной дополнительной рессорной подвески.
Фиг. 34. Крепление электродвигателя на раме под грузовой платформой.
На фиг. 37 показана конструкция шасси электромобиля с независимой
рессорной подвеской колес. Высокооборотный электродвигатель имеет
Фиг. 35. Размещение электродвигателя под капотом перед кабиной водителя.
понижающий редуктор, выполненный в одном с ним блоке. Силовая передача
осуществлена при помощи карданного вала, передающего вращение от элек-
Фиг. 36. Соединение электродвигателя в общий блок с дифференциалом
ведущего моста.
тродвигателя главной передаче, укрепленной на раме, состоящей из двух
параллельных труб; от главной передачи к ведущим колесам крутящий
момент передается поперечными качающимися полуосями.
На электрокарах нормальной можно считать компоновку, при которой
электродвигатель крепится непосредственно на ведущей оси.
374

При большом передаточном числе возникает необходимость применения
передачи (при этом должен учитываться ее к. п. д.).
На фиг. 38 изображен привод, применяемый на электрокарах. При такой
конструкции каждое из двух ведущих колес приводится во вращение
от отдельного
электродвигателя, связанного с осью
колеса с помощью
цилиндрической передачи с
внутренним зацеплением. Несмотря
на то, что электродвигатель
при такой компоновке
расположен на неподрессорен-
ной оси и в месте,
подвергающемся большому
воздействию влаги и грязи, эта
конструкция привода широко
применяется, так как при ней
отпадает необходимость в
дифференциале и появляется
возможность улучшения схемы
управления. Включенные
последовательно в
электрическую цепь электродвигатели
образуют своего рода
электрический дифференциал.
При езде по кривой якори электродвигателей, а вместе с ними и ведущие
колеса могут вращаться с разными числами оборотов. Электрокары малой
грузоподъемности могут быть выполнены также с приводом на одно колесо.
i
Фиг. 37. Установка электродвигателя с встроенным
редуктором на трубчатом шасси электромобиля.
Фиг. 38. Привод электрокара от двух электродвигателей.
Индивидуальный привод колес (фиг. 39 и 40) дает возможность применять
электродвигатели одной и той же мощности и типа для электромобилей
малой, средней и большой грузоподъемности путем установки
электродвигателей соответственно на одном, двух или четырех ведущих колесах (без
механических дифференциалов). При приводе с двумя электродвигателями можно
применять параллельное или последовательное включение отдельных
электродвигателей. При приводе с четырьмя электродвигателями их всегда груп-
875

Фиг. 39. Индивидуальный привод к ведущему колесу (Fritsche).
Фиг. 40. Индивидуальный привод к
ведущим колесам на электромобиле
системы В le inert.
Фиг. 41. Индивидуальный
привод системы Tatra:
/ — электродвигатель; 2 —
ведущая шестерня.
Фиг. 42. Индивидуальный привод к колесам
при помощи электродвигателя двойного
вращения:
1 — контактные кольца; 2 — якорь (ротор);
3 — рессорная подвеска к раме шасси; 4 ■— рама
для крепления электродвигателя; б —
вращающийся корпус.
876

пируют по два, соединяя параллельно, а эти пары, в свою очередь, соединяют
между собой последовательно или параллельно.
На фиг. 41 изображен привод системы Tatra с цилиндрическими
шестернями. Электродвигатель крепится на раме, а ось колеса может перемещаться
по дуге вокруг оси ведущей шестерни.
При дифференциальном приводе одновременно к двум колесам
электромобиля от одного электродвигателя без применения механического
дифференциала вращается не только якорь, но также и корпус электродвигателя,
при этом направления их вращения противоположны. Принципиальное
устройство такого привода изображено на фиг. 42. Якорь электродвигателя
вращает одно из ведущих колес, в то время как корпус с полюсами вращает
другое колесо. В результате оба колеса находятся под действием равных
по величине и одинаково направленных крутящих моментов; на поворотах
оба колеса могут вращаться с различной скоростью. Такие электродвигатели
до настоящего времени пока получили малое распространение; однако
принцип этого привода следует считать прогрессивным.
АППАРАТЫ ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ
Аппараты электрического управления тяговыми электродвигателями
(контроллеры) могут иметь ручное или ножное управление, а также
приводятся в действие автоматически. Они служат для плавного пуска в ход
электродвигателей путем постепенного повышения подводимого к ним
напряжения, для регулирования скорости движения несколькими ступенями и
изменения направления движения за счет изменения полярности якоря или
обмотки возбуждения. Кроме того, контроллеры большей частью имеют
от одной до трех ступеней электрического торможения.
Наиболее простым аппаратом управления является бесступенчатый или
многоступенчатый реостат, включенный последовательно в цепь якоря
электродвигателя. Он позволяет осуществить практически бесступенчатое
регулирование числа оборотов электродвигателя без выключения главной цепи
и, следовательно, без снижения тягового усилия в моменты переключения.
Однако реостаты в электромобилях применяются лишь в исключительных
случаях, так как регулирование скорости реостатами вызывает значительные
потери; ограниченная же емкость батареи требует, наоборот, возможно
полного использования запасенной в ней электроэнергии. Поэтому включение
реостатов (дополнительных сопротивлений) допускается только на
пусковых ступенях, включаемых лишь на короткое время разгона; на остальных же
ступенях (ходовых) никаких сопротивлений между батареей и
электродвигателем не включают.
Регулирование числа оборотов электродвигателя без потерь энергии
на ходовых ступенях достигается путем:
1) переключения батареи с параллельного на последовательное
соединение;
2) ослабления или усиления магнитного поля;
3) последовательного или параллельного включения электродвигателей
при многомоторном приводе;
4) последовательного или параллельного включения двух обмоток якоря
при двухколлекторном электродвигателе;
5) одновременного использования нескольких указанных выше
мероприятий.
В простейшем случае контроллер имеет три позиции, из которых две
являются ходовыми и одна — пусковой. При наличии также одной ступени
торможения и положений контроллера, в которых направление движения
изменяется, получается по меньшей мере пять ступеней. При слишком
большом количестве ступеней контроллера увеличивается путь его рукоятки,
и управление становится неудобным. Для уменьшения угла поворота
рукоятки контроллера контакты, служащие для реверсирования двигателя,
877

Фиг. 43. Расположение позиций
контроллера для электрокаров типа
ME:
1, 2 и 3 — ходовые позиции; 4 — ключ
для запирания контроллера;
В—электрический тормоз при движении вперед
или назад; 0 — нулевое положение
и положение заряда батареи.
выносятся на отдельный специальный переключатель — реверсор, при
помощи которого осуществляется предварительный выбор направления
движения электромобиля.
Встречавшееся у электромобилей ранних типов разделение пусковых
и ходовых позиций, при котором, помимо ездового контроллера, требовался
также специальный пускатель, в настоящее
время не применяется. Все пусковые и
ходовые позиции, по крайней мере такие,
которые обслуживают одно направление
движения, сосредоточиваются на одном барабане
контроллера. На фиг. 43 изображены
позиции рукоятки контроллера, установленного
на электрокаре. У этого контроллера имеются
три ходовые позиции для прямого хода и
три — для обратного, а также для каждого
направления движения по одной тормозной
позиции, таким образом всего восемь рабочих
позиций; кроме того, имеется нулевая
позиция, служащая одновременно для заряда
батареи.
Для управления электрокарами
применяются обычно контроллеры барабанного
типа, контакты которых выполняются в виде
медных сегментов, укрепленных на общем
валу. Эти контроллеры имеют в большинстве
случаев специальный контакт,
предназначенный для разрыва главной электрической
цепи и оснащенный искрогасительным устройством с магнитным дутьем для
предохранения рабочих контактов и сегментов контроллера от обгорания.
Искрогасительные
контакты управляются
кулачком таким образом, что
при переключениях с
позиции на позицию они во всех
случаях первые разрывают
находящуюся под
нагрузкой электрическую цепь
и за ними, уже без
разрыва дуги, размыкаются
рабочие контакты. При
замыкании цепи, наоборот,
вначале замыкаются
рабочие контакты, а затем
искрогасительные.
Поэтому электрическая дуга
может возникнуть ТОЛЬКО фиг 44. Аппарат управления для электрокаров системы
на периодически заменяе- Kiepe.
мых искрогасительных
контактах. Эту же функцию искрогасительных контактов может выполнить
специальное реле, у которого цепь катушки электромагнита управляется
от вспомогательного контакта, замыкаемого кулачком, сидящим на валу
контроллера.
Аппараты управления, в которые входят контроллер, пусковое
сопротивление (в большинстве случаев одновременно выполняющее функции
нагрузочного сопротивления при электрическом торможении), штепсельные
контакты для подключения зарядного агрегата и предохранители, соединены
в один аппарат (фиг. 44). На фиг. 45 и 46 изображена его монтажная и
принципиальная схемы.
878

фиг. 46. Принципиальные схемы позиций аппарата,
изображенного на фиг. 45.
Фиг. 45. Монтажная схема аппарата системы Kiepe:
/ — искрогасительные контакты; 2 — пусковое и тормозное
сопротивление; 3 — кнопка сигнала; 4 — выключатель
освещения; 5 — штепсельная розетка для заряда батареи; 6 —
батареи; 7 — тяговый электродвигатель.

Аккумуляторная батарея на всех позициях соединена последовательно.
На первой позиции контроллера (пусковой или маневровой) последовательно
с электродвигателем включается добавочное сопротивление; на второй
позиции это добавочное сопротивление выключается. На третьей позиции катушки
возбуждения электродвигателя, включенные на предыдущих позициях,
последовательно включаются в две параллельные ветви, что дает ослабление
магнитного поля. Позиции вторая и третья являются ходовыми.
.6
Фйг. 47. Монтажная схема контроллера
электромобиля Bergmann:
/ — штепсельная розетка для заряда батареи;
2 — пусковое сопротивление; 3 — батарея;
4 — кнопка сигнала; 5 — тяговый
электродвигатель; 6 — контроллер; 7 — искрогасительный
контакт и главный выключатель силовой цепи;
8 — реверсивный переключатель.
Фиг. 48. Монтажная схема контроллера
электромобиля Bergmann с приводом
с двумя электродвигателями на ведущие
колеса и подъемным электродвигателем.
На фиг. 47 показана схема контроллера Bergmann для привода одним
электродвигателем, а на фиг. 48 — схема контроллера для привода с двумя
электродвигателями; батарея в этом случае также не переключается и на всех
позициях соединена последовательно.
На фиг. 49 и 50 изображены монтажная и принципиальная схемы
управления для электрокаров типа ME при приводе с одним электродвигателем без
пусковых сопротивлений, но с переключением батареи в две параллельные
группы (для регулирования скорости без потерь энергии).
На фиг. 51 изображен контроллер системы Kiepe в специальном
исполнении для электропогрузчика, у которого реверсор для изменения
направления движения отделен от контроллера. Управление реверсором
осуществляется рукояткой. Управление контроллером осуществляется при помощи
ножной педали.
На фиг. 52 и 53 изображены принципиальная и монтажная схемы
управления электромобиля с двухколлекторным электродвигателем. Якорь этого
двигателя имеет две раздельные обмотки, каждая из которых подключена
к отдельному коллектору (см. фиг. 31). Такая конструкция якоря позволяет
осуществлять дополнительные ходовые ступени, не прибегая к переключению
батареи в две параллельные группы.
При последовательном включении обеих обмоток якоря достигается
половинная скорость вращения (от номинальной) при двойном крутящем моменте.

Вперед
00
00
Фиг. 49. Монтажная схема контроллера системы ME
для привода с одним электродвигателем и с переключением
групп батарей:
/ — задний фонарь; 2 — комбш игованный задний фонарь и
стоп-сигнал; 3 и 4 — фары; 5 — сигнал; 6—подъемный
электродвигатель; 7 — тяговый электродвигатель.
Фиг. 50. Принципиальная схема позиций контроллера типа ME
согласно монтажной схеме, изображенной на фиг. 49:
1, 2 и 3 — ходовые позиции при движении вперед и нйззд; В — тормозные
позиции при движении вперед и назад; ') — нулевое положение и положение
при заряде батареи.

2-я позиция
3-я
Контроллер, кроме одной тормозной позиции и двух позиций заднего хода,
имеет пять позиций для хода вперед:
1-я позиция — обе обмотки якоря и обе обмотки возбуждения
включены последовательно. Последовательно с ними
включено также* дополнительное пусковое сопротивление,
то же, что и 1-я позиция, но дополнительное
сопротивление выключено.
позиция — обе обмотки якоря включены последовательно;
у каждой из двух последовательно включенных
обмоток возбуждения используется только 50% витков;
остальные витки выключены, благодаря чему
достигается ослабление магнитного поля.
4-я позиция — обмотки якоря включены параллельно, обмотки воа-
буждения — последовательно.
5-я позиция — каждая обмотка якоря соединена последовательно
с обмоткой возбуждения; обе эти цепи соединены
между собой параллельно.
Позиция 2—5-я являются ходовыми безреостатными.
Для того чтобы избежать слишком быстрых переключений контроллера
или переключения рукоятки сразу через несколько позиций, вал
контроллера оснащается специальным храповым
механизмом, позволяющим передвигать
рукоятку только до ближайшей соседней
позиции (или другими механическими
или гидравлическими тормозными или
демпфирующими устройствами).
Для больших электромобилей,
особенно для тяжелых грузовых
электромобилей и аккумуляторных автобусов,
применяются контроллеры кулачкового типа„
подобные тем, которые устанавливаются
на трамваях и троллейбусах. Кулачковые
контроллеры состоят из контакторов
прочной конструкции, каждый из которых
снабжен собственной искрогасительной
катушкой и рассчитан на выключение под
током полной мощности. Эти контакторы;
снабжены сменными обкатывающимися1
контактами и управляются шайбами,
насаженными на кулачковый вал
контроллера.
Конструкции контроллера исключают
перескакивание через несколько позиций.
При нажиме на педаль можно
осуществлять лишь последовательное включение
одной позиции за другой. При переключении на следующую позицию вал
контроллера фиксируется собачкой; коротким возвратным движением
педали собачка храпового механизма освобождается, и педаль может
передвинуться дальше еще на одну ступень. Этим самым достигается плавное-
трогание с места и постепенный разгон электромобиля. Обратное
переключение контроллера в нулевое положение или на позицию, соответствующую*
более низкой скорости, осуществляется под действием возвратной пружины.
При этом обратный поворот вала контроллера происходит без задержки
на отдельных позициях. При торможении вначале включаются две ступени
тормозного сопротивления, на которых осуществляется электрическое
торможение, замедляющее скорость движения электромобиля, а затем вступает
в действие механический тормоз. При нажиме на тормозную педаль питание
электродвигателей током от батареи автоматически отключается.
882
Фиг. 51. Контроллер
электропогрузчика (система Kjepe).

Изменение направления движения производится переключением отдельно
расположенного реверсивного переключателя — реверсора. Реверсор
снабжен специальным запорным приспособлением, которое не позволяет его
переключать во время движения электромобиля. Контроллер кулачкового
типа конструкции Kiepe имеет до 13—15 контакторов. Из них 9—10 являются
ходовыми и 4—5 тормозными. При помощи такого контроллера могут осу-
Назад Тормоз Вперед
\Д 1]0В Ч 2 3 U 5
Фиг. 52. Монтажная схема контроллера при двухколлекторном электродвигателе:
/ — пусковое и тормозное сопротивление; 2 — тормозное сопротивление; 3 — искрогасительные
картушки; 4 — двухколлекторный электродвигатель; 5 — реверсивный переключатель; 6 —
предохранитель; 7 — шунт; 8 — штепсельная розетка; 9 — закорачивающая вилка, включаемая во время
движения; /0 —штепсель для включения измерительных приборов; /У —контакт, связанный с тормозной
педалью. При переключении рукоятки (контроллера) в нулевое положение или приведении в действие
ножного тормоза включается электрическое торможение.
ществляться все переключения, необходимые для пуска, регулировки
скорости движения и торможения электромобиля.
Кулачковый контроллер конструкции фирмы Schaltbau, изображенный
на фиг. 54, установлен на аккумуляторном автобусе конструкции Wegmann.
Схема этого контроллера показана на фиг. 55. При такой схеме переключение
контроллера с одной позиции на другую происходит без перерывов тока
в цепи электродвигателя. Достигается это за счет того„ что при переключении
двух половин батарей с параллельного соединения на последовательное одна
из них остается постоянно подключенной.
На фиг. 56 представлена схема автоматического управления
электромобилем системы Kohlmann. На фиг. 57 изображен включающий автомат этой
системы. Ток от батареи подводится к тяговому электродвигателю через
многоступенчатый включающий автомат с дополнительным сопротивлением]
Питание катушки электромагнита включающего автомата производится!
56*
883

Т Ч
Фиг. 53. Принципиальные схемы позиций контроллера,
изображенного на фиг. 52:
/ — реверсивный переключатель; 2 — сериесная обмотка якоря //;
3 —сериесная обмотка якоря /; 4 — якорь /; 5 —якорь //;
6—тормозное сопротивление; 7 и 9 — искрогасительные катушки; 8 — контакт.
Фиг. 54. Контроллер кулачкового типа для
аккумуляторного автобуса системы Schaltbau.
384

от вспомогательной цепи управления, замыкаемой и размыкаемой
контактами, управляемыми ножной педалью. При замыкании цепи управления
происходит замедленное «ступенчатое» включение силовой цепи. При
размыкании цепи управления происходит мгновенное отключение силовой цепи.
Цепь управления (фиг. 56): один из полюсов батареи 1 —
замок-выключатель 7 — катушка 8 включающего автомата 4 — нормально замкнутые кон-
Фиг. 56. Схема полностью
автоматизированного
управления электромобилем
системы Kohlmann:
/ — батарея; 2 —
предохранитель; 3 —' пусковое
сопротивление; 4 — включающий автомат
(пускатель); 5 —
электродвигатель; 6—реверсивный
переключатель; 7 — ключ и
замок-выключатель для запирания схемы
управления; 8 — втягивающая
Фиг 55. Монтажная схема контроллера,
изображенного на фиг. 54, осуществляющего переключение
позиций без разрыва цепи электродвигателей.
такты тормозной педали 10 — нормально
разомкнутые контакты пусковой педали 9 — блок-
контакт реверсивного переключателя 6 —
другой полюс батареи 1.
Силовая цепь: батарея 1 — главные
контакторы 1, 2, 3 и 4 включающего автомата 4 —
пусковые сопротивления 3 — обмотка
возбуждения электродвигателя 5 — реверсивный
переключатель 6 — якорь
электродвигателя—другой полюс батареи ).
У реверсивного переключателя, управление
которым осуществляется от руки, помимо двух
положений вперед и назад имеется также
нулевое положение.
Замедление включения рабочих контактов контакторов достигается за счет
установленного на автомате масляного демпфера 5 (фиг. 57). Регулировка
выдержки времени замыкания контактора производится при помощи
регулировочного винта 6. Этот винт регулируется так, чтобы время переключения
контактора составляло 6—8 сек.
Если замок-выключатель 7 (фиг. 56) замкнут и реверсивный
переключатель установлен в рабочее положение, то нажатие на пусковую педаль
замыкает цепь управления. Ток в катушку электромагнита поступает через
замкнутые блок-контакты реверсивного переключателя 6 и замкнутые контакты
тормозной педали 10, которая при этом не нажата. Электромагнит
срабатывает и приводит в действие автомат, при срабатывании которого
885
(нормально разомкнутый);
10 — контакт тормозной педали
(нормально замкнутый).

осуществляется подача к электродвигателю напряжения, постепенно
возрастающего (четырьмя ступенями). Соответственно этому электромобиль
трогается с места и постепенно развивает скорость. При включении автомата
в четвертое положение сопротивление 3 полностью выключается, и
электродвигатель вращается с полным числом оборотов.
В случае необходимости замедления скорости движения электромобиля
водитель отпускает педаль, и она под действием пружины возвращается
в нулевое положение. При этом цепь управления размыкается, катушка 8
электромагнита обесточивается, и происходит быстрое
размыкание контактором силовой цепи. Электрическая
дуга возникает только при размыкании контактов 1
(фиг. 57), снабженных дугогасительным устройством.
В результате этого электромобиль по инерции
продолжает двигаться с уменьшающейся скоростью. Если
вновь создаются благоприятные условия для
дальнейшего движения электромобиля, то водитель снова
нажимает на педаль, и электромобиль набирает полную
скорость. При необходимости быстрейшей остановки
электромобиля водителю достаточно нажать только на
одну тормозную педаль. При этом вначале произойдет
размыкание цепи управления и силовой цепи
электродвигателя, а затем торможение электромобиля.
Во время стоянки электромобиля вынимают ключ из
замка-выключателя, и тогда нажим на пусковую
педаль 9 не вызовет пуска электродвигателя.
Так как автоматический пускатель включается
всегда до конца, т. е. до полной скорости
электромобиля, то потери в добавочных сопротивлениях будут
иметь место лишь в относительно краткие периоды
разгона.
Электромобили, оснащенные описанной выше
автоматической пусковой аппаратурой, работают с
несколько меньшей экономичностью по использованию
энергии, чем электромобили, у которых
дополнительное сопротивление в цепи питания электродвигателя
включается только на первой позиции. Однако
некоторый перерасход энергии в описанной выше схеме в
полной мере компенсируется следующими ее
существенными преимуществами:
1. Переключение с позиции на позицию описанным
выше образом происходит без перерыва подачи тока;
поэтому тяговый электродвигатель вращается с большим ускорением и за
короткое время достигает полного числа оборотов, причем во время разгона
исключается возможность перескакивания через отдельные пусковые
позиции.
2. Включение и выключение электродвигателя, производимое
незначительным перемещением ножной педали, весьма удобно для водителя. Поэтому
он значительно чаще, чем это имеет место при менее удобных аппаратах
управления, использует накат электромобиля при выключенном
электродвигателе.
3. Водитель может обеими руками держать рулевое колесо и все внимание
сосредоточить на условиях движения, так как управление скоростью
электромобиля производится автоматически.
4. Опыт эксплуатации 2500 электромобилей, работающих с данной
системой автоматического управления, подтвердил, что вследствие простоты эта
система является надежной и удобной.
Электромобили, оснащенные этой системой, имеют одну ходовую скорость,
являющуюся в то же время и максимальной скоростью, которая всегда,
Фиг. 57. Автомат
управления, схема
которого изображена на
«фиг. 56, системы Cruse-
Kohlmann:
J — угольные контакты;
2 — медные контакты;
S — контактный рычаг;
4 — втягивающая
катушка; 5 — демпфер;
6—регулировочный винт
для регулировки времени
включения.

однако, может быть использована. В тех случаях, когда электромобиль
должен двигаться позади какого-либо другого транспорта со скоростью меньше
25—30 км/час, водитель выключает электродвигатель, заставляя
электромобиль двигаться по инерции, и лишь время от времени нажимает пусковую
педаль, сообщая машине необходимое для ее движения ускорение.
Эта система разработана для электромобилей, но не для электрокаров,
а также не для электромобилей, которые используются исключительно для
^развозки продуктов по домам и имеют поэтому частые остановки. Поэтому
данная система может целесообразно применяться в тех случаях, когда число
ежедневных пусков электродвигателя (городской транспорт общего
назначения) не превышает 100.
Применение коробок передач для регулирования скорости движения
и величины тягового усилия на электромобилях встречается весьма редко,
так как более простым является чисто электрическое регулирование. В
отдельных случаях, когда на электромобиль устанавливаются электродвигатели
<с большим магнитным насыщением активной стали и большой плотностью
тока в меди, и если при этом электромобиль должен часто преодолевать
значительные подъемы, целесообразно применять специальные двухступенчатые
коробки передач, чтобы избежать работы электродвигателя (на подъеме)
при малом числе оборотов (низкий к. п. д.) и повысить его число оборотов
до величины, близкой к номинальной. Эти коробки передач
(демультипликаторы) выполняются обычно с передаточным числом, равным 1 : 2, и имеют
прямую передачу. Понижающая передача включается рычагом или педалью
ic помощью дискового сцепления.
Коробки передач применяются также на тяжелых электрокарах некоторых
типов. Один конец вала электродвигателя при этом соединяется с
гидравлическим насосом, а другой — с коробкой передач.
Б этих случаях электромагнитные сцепления имеют,
преимущество. Управление электромагнитным
сцеплением может осуществляться от
вспомогательных контактов, расположенных на валу
контроллера, что полностью исключает возможность
юшибочных или неправильных включений передачи
водителем.
РАЗМЕЩЕНИЕ КОНТРОЛЛЕРОВ НА ЭЛЕКТРОМОБИЛЯХ
Обычная установка контроллера на
электрокарах изображена на фиг. 58. При таком
расположении контроллер легко доступен для
обслуживания и защищен запирающимся кожухом.
В электропогрузчиках контроллеры
устанавливаются под пультом, на котором размещаются
рычаги и рукоятки управления (фиг. 59). Все
рычаги и рукоятки электрического и
гидравлического управления имеют при этом удобное
расположение. Иногда рукоятки управления
располагают на рулевой колонке (фиг. 60).
Контроллеры на электромобилях
устанавливают преимущественно под щитком с
измерительными приборами, под сиденьем водителя или, наконец, при наличии
закрытой кабины для водителя под капотом в передней части электромобиля.
При креплении контроллера под щитком с измерительными приборами
сокращается длина проводов и облегчается доступ к контроллеру, особенно
при переднем расположении кабины, когда доступ к нему возможен с задней
стороны через дверцы. Установка контроллера под капотом в передней
части электромобиля также является достаточно удобной. Монтаж
контроллера под сиденьем водителя, наоборот, ухудшает вентиляцию и затрудняет
887
Фиг. 58. Расположение
контроллера на электрокаре
системы Lloyd.

совместную компоновку контроллера с другой вспомогательной
аппаратурой.
На фиг. 61, а, б и в приведены различные случаи размещения
контроллеров кулачкового типа системы Клере.
Фиг. 59. Расположение контроллера на пульте
управления электропогрузчика системы Stein-
bock.
■11Щ
Фиг. 60. Расположение
рукояток и педалей управления
всеми движениями
электропогрузчика на рулевой
колонке.
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ, ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ ТОРМОЖЕНИЕ, ЗАЩИТНЫЕ
ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ ВОДИТЕЛЯ
Рулевое управление
Управление электромобилями осуществляется при помощи обычного
рулевого колеса и червячной передачи; рулевое управление у электрокаров малой
грузоподъемности состоит из рукоятки рулевого управления и системы тяг4
(фиг. 62). Имеется система с двумя рукоятками рулевого управления.
Управление в этом случае производится двумя руками при помощи двух рычагов,
перемещаемых в противоположные стороны. При таком рулевом управлении
предполагается, конечно, что управление движением и торможение
производятся педалью или кнопкой, действующей на автоматическую систему
управления движением.
Управление электрокаром системы Still производится при помощи
длинного, вертикально расположенного рычага (фиг. 63).
Тяжелые электрокары могут управляться лишь при помощи рулевого
колеса с червячной зубчато-реечной передачей. У американских
электрокаров рулевое колесо большей частью располагается в горизонтальной
плоскости (фиг. 64).
Электрокар фирмы Bleichert малой грузоподъемности оборудуется
специальной системой рулевого управления с качающейся подножкой,
движение которой передается к штангам и тягам рулевого управления. Водитель,
стоя на подножке, управляет поворотом, перемещая центр тяжести своего
тела (фиг. 65).
Если к маневренности электрокаров предъявляются особенно высокие
требования, то в этом случае с рулевым управлением связываются все четыре
колеса (фиг. 81). Трехколесные электрокары строятся только малых
размеров (см. фиг. 73, 74 и 79); в США встречаются трехколесные электрокары
большой грузоподъемности.

Фиг. 61. Различное расположение кулачкового контроллера системы Kiepe:
а — под сиденьем водителя; б — под пультом управления; в — перед кабиной водителя под
капотом; / — тормозная педаль; 2 — ходовая (ездовая) педаль; 3 — ключ, запирающий схему
включения электродвигателя; 4 — реверсивный переключатель, 5 — асбестовая прокладка
толщиной 2 мм; 6 — жесть толщиной 1 мм; 7 — рычаг ручного тормоза (при зажатии он
воздействует на тормозную педаль и разрывает цепь питания электродвигателя); 8 — клеммы для
подключения кабеля.
889

Фиг. 62. Схема рулевого управления
электрокара с подъемной платформой.
Фиг. 63. Электрокар с рычажным
рулевым управлением системы Still:
/ — рычаг рулевого управления; 2—
подвижная подножка; 3 — ключ для
запирания схемы управления
электродвигателем; 4 — кнопка сигнала; 5 —
рукоятка контроллера; б — искатель
позиции контроллера.
Фиг. 64. Горизонтальное
расположение колеса рулевого
управления американского электрокара
с подъемной платформой системы
Elwell-Parker.
Фиг. 65. Расположение аппаратов
управления на электрокаре Bleichert
с рулевым управлением от качающейся
подножки за счет перемещения центра
тяжести тела водителя:
/ — рукоятка контроллера; 2 — кнопка
электрического сигнала; 3—тормоз; 4 —
рессорная подвеска; 5 — рессорная подвеска
подножки водителя.
890

Принцип электрического торможения
В большинстве случаев электрокары, наряду с обычной механической,
гидравлической или пневматической тормозной системой, имеют также
систему электрического торможения, которая весьма эффективно
используется для замедления движения и не вызывает износа деталей, но не может
обеспечить затормаживания электромобилей до полной их остановки.
Электромобили почти всегда оборудуются электрическим торможением так же,
как и большинство электрокаров. Однако для электрокаров с очень низкой
скоростью движения электрическое торможение оказывается излишним.
Обычно процесс торможения всегда принудительно начинается с
электрического торможения, предшествующего механическому; поэтому механические
тормоза, обеспечивающие остановку, значительно
разгружаются.
Каждая машина постоянного тока при
соответствующем переключении ее обмоток может работать
как электродвигатель и как генератор. В первом
случае электрическая машина потребляет
электрическую энергию и вырабатывает механическую, во
втором случае, наоборот, она вырабатывает
электрическую энергию, потребляя при этом механическую.
Если электродвигатель движущегося электромобиля
путем соответствующих переключений заставить
работать как генератор и подвести вырабатываемую
ИМ электрическую энергию К Тормозному СОПротив- фиг. 66t Пусковое и тор-
лению, где она будет превращаться в тепло, то ки- мозное сопротивление, из-
нетическая энергия движения электромобиля начнет готовленное из листовой
расходоваться на вращение генератора и преобра- ^Р063^™' типа
зовываться в нем. В результате этого
электромобиль будет замедлять скорость своего движения. Величина замедления
зависит от скорости движения электромобиля, предшествовавшей
торможению, от величины сопротивления, к которому подключен электродвигатель,
работающий теперь как генератор, а также — при многоступенчатом
торможении — от скорости осуществляемых при этом переключений. В качестве
тормозных сопротивлений в большинстве случаев используются пусковые
сопротивления. При введении в действие электрического торможения
происходит автоматическое отключение электродвигателя от аккумуляторной
батареи.
Наряду с применением тяжелых литых чугунных сопротивлений для пуска
и электрического торможения электромобилей применяют также облегченные
сопротивления, весьма стойкие при нагреве и сотрясениях, выштампованные
из легированной ленточной стали (фиг. 66).
Все электрокары должны иметь автоматически действующие
остановочные тормоза, растормаживание которых происходит под действием веса
водителя, стоящего на подвижной подножке или сидящего на сиденьи, с тем,
чтобы при оставлении водителем электрокара последний автоматически
затормаживался. При торможении должна размыкаться цепь питания
электродвигателя от батареи. У электроКатков торможение с одновременным
прекращением питания электродвигателя от батареи должно автоматически
происходить в момент, когда водитель отпускает рукоятку управления.
Защитные приспособления
При конструировании контроллеров, а также систем тормозного и
рулевого управления необходимо соблюдать требования техники безопасности.
Защита водителя достигается соответствующим конструированием той
части электрокара, которая предназначается для его размещения.
Минимальным требованием является устройство перед водителем достаточно прочной
891

стенки, чтобы выдержать удар, или устройство прочных боковых поручней
или щитков при наличии расположенного перед подножкой водителя
массивного полукольцевого бруса. Рукоятки рычагов управления должны
размещаться внутри защитного ограждения. Каждый электрокар должен быть
снабжен запирающим его пусковую систему ключом для того, чтобы
исключить возможность пользования им без разрешения. Запирающее устройство
должно быть выполнено таким образом, чтобы ключ можно было вынуть
только после полного отключения электрической цепи от батареи.
Электрокары должны иметь легко включаемый звуковой сигнал и осветительное
устройство. Электрокары, предназначенные для движения по улицам,
подчиняются соответствующим постановлениям и правилам уличного движения.
На электрокарах, на которых по условиям эксплуатации кроме водителя
должен помещаться еще один человек, необходимо предусмотреть
специальные поручни, за которые можно было бы
держаться во время езды (фиг. 63).
Фиг. 67. Защитные устройства:.
а — ограждение для защиты водителя на электрокаре системы ME с подъемной
платформой; б — защитная дуга на электрокаре MIAG с четырьмя управляемыми колесами;
в — защитная крыша над сиденьем водителя на американском электропогрузчике
Stapler.
На фиг. 67, а изображено защитное устройство водителя у
электрокара ME. На фиг. 67, б показано устройство ограждения подножки водителя
на электрокаре MIAG; защитная дуга предназначена также для
автоматического открывания качающихся дверей (Pendelturen). Устройство»
подножки и защитных приспособлений на американских электрокарах
изображено на фиг. 67, в (см. также фиг. 64).
СПЕЦИАЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСТРОЙСТВА ЭЛЕКТРОКАРОВ
Подъемные приспособления на электрокарах приводятся в действие
от гидравлической системы с насосом, имеющим электрический привод.
На электрокатках применяются также гидравлические системы, работающие
от ручного привода.
На фиг. 68 показана гидравлическая система электрокара с подъемной
платформой ME. Основной агрегат системы расположен рядом с подножкой
водителя и состоит из электродвигателя закрытого типа (как правило, с ком-
паундной обмоткой), соединенного с ним шестеренчатого насоса высокого
давления и бачка с маслом, конструктивно объединенных в одно компактное
целое. Пусковое реле электродвигателя размещено на его верхнем
подшипниковом щите и включается расположенной там кнопкой. Насос подает масло
из масляного бачка к двум укрепленным на раме гидравлическим цилиндрам,
правому и левому. Под действием гидравлического давления поршни
цилиндров приводятся в движение и при помощи системы штоков и рычагов,
892

Фиг. 68. Схема
гидравлического
привода электрокара /
с подъемной
платформой ME:
/ — штуцер для за- 3.
ливки масла; 2 —
педаль для опускания
, подвижной
платформы; 3 —
электродвигатель подъемного
механизма; 4 — кнопка
для подъема
платформы; 5 — концевой
выключатель —
ограничитель подъема
платформы; 6 —
подъемная
платформа; 7 — система штанг
и рычагов подъемного
механизма.
Фиг. 70. Электроподъемник с
вращающимся ковшом, приводимым в
движение от гидравлического привода.
Фиг. 69. Схема гидравлического
подъемного механизма электропогрузчика MIAG:
/ — верхний бачок; 2 — насос высокого
давления; 3 — золотниковое устройство для
управления подъемом, 4 — золотниковое устройство для
управления опрокидыванием; 5 — подъемный
гидравлический цилиндр; 6 — опрокидывающие
гидравлические цилиндры
Фиг. 71. Электропогрузчик,
оснащенный кареткой с самозахватсм, для
погрузки бумажных рулонов.
Фиг. 72. Электропогрузчик с
высоким подъемом и кареткой,
оснащенной вилками для штабелирования
кирпича.
893

поднимают платформу электрокара. Движение подъемного механизма
автоматически ограничивается конечным выключателем. Опускание платформы
производится нажатием ножной педали, установленной сбоку от
гидравлического агрегата.
Схема гидравлического устройства конструкции MIAG изображена,
на фиг. 69.
Фиг. 73. Трехколесный
электропогрузчик системы Still с групповой
платформой.
Фиг. 74. Электропогрузчик системы
Still с боковыми прижимами для
захвата груза.
На фиг. 70—74 показаны наиболее распространенные электропогрузчики:
с гидравлическими подъемниками, рабочие органы которых имеют
разнообразную конструкцию и могут перемещаться в разных направлениях.
На фиг. 75 изображены различные приспособления для
электропогрузчиков.
СИСТЕМА ОСВЕЩЕНИЯ ЭЛЕКТРОМОБИЛЕЙ
Освещение электрокаров (см. фиг. 49) получает электрическое питание
от общей батареи и подключается к полному или половинному ее напряжению
так, что должны применяться лампы на 80 или 40 в. При этом напряжении
работают также звуковые сигналы и указатели поворота и другие
потребители. Так как снижение силы света посредством включения сопротивлений
не исключает ослепления, то целесообразно применять монтаж фар по типу
применяемого в автотранспорте и направлять их свет на дорогу.
На фиг. 76 показана полная электрическая схема освещения грузового
электромобиля системы ME.
В случае применения для электромобилей обычной автомобильной
системы освещения возникают трудности в отношении обеспечения ее
электрическим питанием. В этих случаях рабочее напряжение сети освещения
равно 6 или 12 в, так как двухнитевые лампы для фар могут изготовляться
только на такое напряжение.
Наиболее простым способом получения такого напряжения является
использование трех или соответственно шести элементов аккумуляторной
батареи. Однако в результате этого возникает неравномерный разряд
элементов батареи, что приводит, особенно в зимнее время, когда расход
электроэнергии на освещение велик, к преждевременному разряду тех элементов
батареи, которые питают систему освещения. Если в тяжелых зимних
условиях при низкой температуре и большом сопротивлении качению батарея
используется на 100% ее емкости, то те элементы аккумуляторной батареи,
которые питают освещение, неизбежно разряжаются глубже, чем это
894

Фиг. 75. Добавочные приспособления для
системы Clark:
электропогрузчиков,
if — вращающаяся вилка, iu — ьраш,аллциш-л оалва! д«"я цилш1Д|'ичс11\ил
грузов; 11 — вилка, раздвигающаяся в стороны: 12 — боковые прижимы
для грузов круглой формы; 13 — захват для ящиков; 14 — боковые
прижимы для тяжелых грузов; 15 — захват для цилиндрических грузов;
16 — вильчатый захват для кирпича; 17 — кабина для водителя; 18
—самооткрывающийся ковш для погрузки грунта.
895

допустимо. Таким образом, эта часть элементов батареи эксплуатируется
интенсивнее и потребует замены ранее остальных элементов батареи.
Необходимый в таких случаях выравнивающий заряд элементов батареи,
используемых для освещения, трудоемок и не может обеспечить их
сохранности при длительной эксплуатации. Поэтому при использовании для
освещения электромобилей нормального автомобильного напряжения требуется
отдельная батарея с тремя или шестью свинцовыми элементами (или с соот-
Фиг. 76. Монтажная схема системы электрического освещения и вспомогательных приборов
электромобиля системы ME:
/ _ клеммовая панель контроллера; 2 — фары; 3 — главный предохранитель; 4 — стеклоочиститель;
5 — указатель поворота правый; 6 — центральный переключатель освещения; 7 — штепсельная
розетка"; 8 — лампа; 9 — контрольная лампа дальнего света; 10 — стоп-сигнал и задний фонарь; // —
переключатель указателей поворота; 12 — указатель поворота левый; 13 — ножной переключатель
света фар с дальнего на ближний; 14 — плафон освещения кабины; 15 — выключатель стоп-сигнала;
16 — звуковой сигнал.
ветственно большим количеством щелочных элементов) и емкостью
приблизительно 75 а-ч при 10-часовом режиме разряда. В этом случае от сети 6 или 12 в
питаются также все остальные потребители электроэнергии (указатели
поворота, стеклоочистители и т. д.), работающие при напряжении, равном 6 или
12 в. Заряд этой батареи целесообразнее всего производить на обычных
зарядных агрегатах для автомобильных стартерных батарей или одновременно
с тяговой батареей путем параллельного включения осветительной батареи
через добавочное сопротивление 15—30 ом (для сети напряжением 80—ПО в).
Автоматическое отключение в конце заряда осветительной батареи может
быть произведено за счет использования свободного вспомогательного
контакта автомата РбЫег. Отключение обеих аккумуляторных батарей
необходимо осуществлять одновременно, так как в противном случае батарея
тяговых аккумуляторов станет разряжаться на осветительную батарею.
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА И ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ
Защита тяговой батареи у электромобилей малой грузоподъемности
осуществляется при помощи пробочных плавких предохранителей, имеющих
некоторую инерцию (запаздывание); при этом номинальный ток плавких
вставок выбирается равным приблизительно двойному номинальному току элек-
896

тродвигателя. У электромобилей большей грузоподъемности обычно
применяются пластинчатые плавкие предохранители; однако в этом случае лучше
применять трубчатые предохранители, при которых замена перегоревших
плавких вставок может производиться без выключения напряжения.
Измерительные приборы применяются обычно только на электромобилях.
Амперметры, вольтметры и приборы, измеряющие емкость батареи (счетчики
ампер-часов), должны быть стойкими при тряске и вибрации или
монтироваться в корпусах, выложенных губчатой резиной. Приборы целесообразно
выполнять с безнулевой шкалой для того, чтобы получать наибольшую цену
деления шкалы в наиболее нужном диапазоне измерений. Конечное
напряжение разряда, а также величина потребляемого тока при ненагруженном
электромобиле отмечаются на шкалах приборов цветной чертой. Если
во время движения амперметр показывает слишком большой ток, то это
свидетельствует о наличии повреждения, которое тут же должно быть выявлено
и быстро устранено.
В качестве приборов для измерения отданной емкости большей частью
применяется указатель разряда батареи системы Witte. Наиболее надежным
показателем разряда батареи является напряжение на ее зажимах. Но так
как его величина зависит от величины разрядного тока, то для определения
степени разряда батареи, особенно в случае тяговых батарей, для которых
характерны большие колебания нагрузки, одного вольтметра
недостаточно.
В приборе Witte одновременно воздействует как напряжение, так и ток
нагрузки батареи, вследствие чего имеется возможность надежного
определения момента полного разряда батареи и непрерывного контроля процесса
разряда. В противоположность косвенным методам оценки степени разряда
батареи по плотности электролита или по счетчику ампер-часов, которые
не учитывают зависимости величины емкости батареи от разрядного тока,
температуры, срока службы пластин и т. д. и не могут дать правильных
результатов, прибор Witte дает непосредственно в процентах величину
неизрасходованной емкости батареи.
Установка тахометров (спидометров) на электромобилях и электрокарах
является излишней, так как превышение максимальной скорости движения,
имеющей ограниченную величину, за исключением случаев движения под
гору, невозможно. Однако на всех аккумуляторных электромобилях в целях
эксплуатационного учета желательна установка счетчико* ежедневного
пробега.
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ЭКОНОМИЧНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ ЭЛЕКТРОМОБИЛЕЙ
. Водители всех классов, имеющие опыт работы только на автомобилях,
при переходе на электромобили, как правило, эксплуатируют их менее
экономично, чем шоферы, имеющие право на управление только электромобилем
и при этом правильно проинструктированные.
Несмотря на умеренное значение максимальной скорости электромобилей,
условия экономичной эксплуатации их легко достижимы, особенно при езде
с возможно меньшими колебаниями скорости движения. Неправильная
эксплуатация электромобиля неопытным водителем может привести к
чрезмерно быстрому разряду батареи. Различные водители на одних и тех же
электромобилях при одинаковых условиях движения в зависимости от своего
опыта достигают пробегов при одном заряде, отличающихся на 20—30%
и более.
Как следует из опыта эксплуатации электромобилей, наибольшая
экономичность достигается при выполнении следующих правил:
1) езда с минимально возможными изменениями скорости;
2) не слишком большое ускорение при трогании с места (не слишком
быстро переключать контроллер);
57 Бюссиен 64 4 897

3) максимально использовать кинетическую энергию двигающегося
электромобиля, для чего, подъезжая к остановке, следует заранее выключать
ток и минимально пользоваться тормозами;
4) при больших подъемах не ездить с максимально возможной скоростью;
5) при развозке продуктов с частыми остановками (от дома к дому)
на улицах с большим подъемом следует двигаться под гору, чтобы избежать
многочисленных трогании с места на подъеме, на которые расходуется большое
количество электроэнергии.
Выполнение требований пп. 1—4 необходимо также и для электрокаров,
работающих в условиях внутризаводского транспорта.
ОБРАЗЦЫ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОМОБИЛЕЙ
Электрокаток с подъемной платформой (фиг. 77). Предназначен для
подъема и перевозки специальной тары; рулевое управление при помощи
Таблица 5
Размеры электрокатка в мм
Электрокаток с
платформой.
подъемной
Платформа
риыа
к
450
или
670
X
К
с(
800
1000
1250
1100
800
1000
12F0
1600
о2йо
3 о с о
160
200
230
пос
ZOO
Общая
К К то О.
сх % ч о
1840
2040
2290
2640
1690
1890
2140
2490
длина
ч ^
о
С'о н S
а. к ч о
csc-9-
1750
1950
2200
2550
1600
1800
2050
2400
S
стоянш
:ду ося
1260
1410
1610
1775
1110
1260
1460
1625
рукоятки; двухступенчатое включение контроллера от рукоятки рулевого
управления; автоматическое отключение питания от электродвигателя и
торможение при установке рукоятки в самое верхнее положение; при езде
порожняком водитель может размещаться на платформе; подъемное устройство
приводится в действие от электро-гидравлического привода; рукоятка
рулевого управления служит одновременно для управления электродвигателем;
колеса снабжены массивными резиновыми шинами.
Грузоподъемность в т
Высота подъема платформы за 3 сек. в мм
Скорость передвижения в м/мин:
без груза
с грузом 2 т
Номинальное напряжение в в
Батарея
До 1.5
100
100
67
24
12 свинцовых
элементов
емкостью 150
или 200 а-ч
Электрокаток-погрузчик системы Still (фиг. 78). Предназначен для подъема,
перемещения и штабелирования грузов весом до 1,5 т\ рулевое управление
при помощи рукоятки; двухступенчатое включение контроллера
переключателем, расположенным на конце рукоятки.
Автоматическое отключение электродвигателя и торможение при
установленной в верхнее положение или отпущенной рукоятке; гидравлический
898

подъемник работает с электроприводом; электродвигатель приводит
управляемое колесо; колеса снабжены массивными резиновыми шинами.
Грузоподъемность в т До 1,5
Высота подъема груза ъ мм 1600 со скоростью 40 мм/'сек
Скорость передвижения в км!час\
без груза 5
с грузом 1,5 т 3,5
Номинальное напряжение в в 24
Батарея 12 свинцовых или 20
щелочных аккумуляторов
различной емкости
I
§1
Платформа ^>^J
4
-2925-
Фиг. 78. Электрокаток-погрузчик системы Still:
Модель
ERS-1500-01-E
ERS-15J0-02-E
Е RS-1500-03-Е
Размеры
платформы
в мм
Длина
900
1250
1250

Ширина
670
800
670
Вес в кг
Без

батареи
562
599
587
С
батареей
150 а-ч
1\1
754
742
Малый тягач (фиг. 79). Используется в качестве тягача преимущественно
на железных дорогах, почте и в промышленности для внутризаводского
транспорта; привод на два задних колеса; рулевое управление при помощи
штурвала, расположенного перед сиденьем водителя; контроллер
барабанного типа.
Тяговое усилие на ровной хорошей дороге в т:
длительно 4—5
кратковременно 8—10
Скорость передвижения в км/час:
без прицепа 10—12
с прицепом 3 т 6—9
Мощность электродвигателя при 1400 об/мин в кет . 2
Батарея 40 свинцовых
аккумуляторов емкостью 100 или
150 а-ч или щелочные
Электрокар с неподвижной платформой (фиг. 80). Универсальный тип
электротележки для внутризаводского и уличного транспорта; привод с одним
электродвигателем на заднюю ось с дифференциалом; силовая передача
выполнена в виде бесшумной червячной пары; контроллер трехпозиционный;
рулевое управление осуществляется при помощи рукоятки; электрический
57* 899

Фиг. 79. Малый тягач системы ME.
\
Фиг. 80. Электрокар с неподвижной платформой системы MIAG:
Шины
Пневматические
Сверхбаллоны
h в мм
750
780
830
Н в мм
1420
1450
1500
9QG

и механический тормоз; подножка водителя защищена щитками; имеется
скоба для крепления прицепа; колеса оснащены пневматическими шинами
нормального типа.
Грузоподъемность в т 2
Мощность электродвигателя в кет 4 (5,5 л. с.)
Скорость движения по ровной дороге в км/час:
без груза * До 15
с полной нагрузкой » 13
Преодолеваемый подъем (отнесено к 650 м пути) в %:
без груза Около 15
с грузом \ т » 10
с грузом 2 т » 6
Пробег по ровной дороге с использованием 80% емкости
батареи, в зависимости от величины емкости батареи, в км:
без груза Около 70—90
о грузом 2 т » 40—50
Батарея Нормальной емкости 150 а-ч,
максимальной 200 а-ч; 40 свинцовых или 66
щелочных элементов
Электрокар с неподвижной платформой и четырьмя управляемыми
колесами (фиг. 81). Универсальный тип электротележки, применяемой
главным образом для внутризаводского транспорта; высокая маневренность;
привод с одним электродвигателем на задний ведущий мост с
дифференциалом и червячным редуктором; рулевое управление от рукоятки; торможение
при помощи гидравлического привода от подвижной подножки; контроллер
с тремя позициями, с одной ступенью электрического торможения; имеется
скоба для крепления прицепа; колеса с пневматическими шинами
нормального типа.
Грузоподъемность в т 2
Мощность электродвигателя в кет 3,7 (5 л. с.)
Скорость движения в км!час.
по ровной дороге без груза Около 16
по ровной дороге с полной нагрузкой » 13
Батарея Нормальной емкости 160 а-ч,
максимальной 250 а-ч; 40
свинцовых элементов
Электрокар с сиденьем для водителя (фиг. 82). Электротележка малых
размеров для городского и пригородного транспорта грузоподъемностью
около 1 т\ рулевое управление нормального автомобильного типа; крепление
двигателя фланцевое на ведущей оси; силовая передача осуществлена при
помощи червячной пары; задний ведущий мост с дифференциалом;
контроллер с управлением от педали с тремя ходовыми безреостатными позициями
(обеспечивает плавное трогание с-места); отдельный реверсивный
переключатель; тормоза с механическим приводом; колеса оборудованы
пневматическими шинами.
Грузоподъемность в т 1,2
Мощность электродвигателя (при 690 об/мин и
продолжительности работы 30 мин.) в кет 3,6 (4,9 л. с.)
Скорость движения в км/час:
без груза Около 13
с грузом » Ю—11
Способность преодолевать подъемы при
продолжительности езды 10 мин. в %:
без груза . . . До 30
с грузом » 15
Пробег при использовании 80% емкости батареи
в км:
без груза До 100
с грузом » 60
с грузом на собственной платформе и с
прицепом, имеющим груз 2 т Около 32
Батарея Нормально — с 40
свинцовыми аккумуляторами
емкостью 120 а-ч при
режиме5-часового разряда
901

Электрокар с подъемной платформой и подножкой для водителя (фиг. 83).
Электрокар специального назначения для внутризаводского транспорта
для подъема и перемещения тары с грузом; рулевое управление всеми
четырьмя колесами при помощи рукоятки; батарея расположена над ведущей
осью; привод с одним электродвигателем; силовая передача к ведущим
колесам осуществляется двумя карданными валами; подъемный механизм
работает от электро-гидравлического привода; торможение осуществляется при
помощи двойного дискового и электрического тормозов; контроллер трехпо-
Виционный; колеса оснащены эластичными шинами.
Грузоподъемность в т 2
Мощность электродвигателя (подъемный электродвигатель
отдельный) в кет 3,7 (5 л. с.)
Высота подъема платформы в мм 150
Скорость передвижения по ровной дороге с грузом в кмjчас . Около 10
Батарея 40 свинцовых
элементов
емкостью 160 а-ч
Электропогрузчик с подножкой для водителя (фиг. 84). Специальный
тип электрокара, предназначенный для работы в заводских условиях; служит
для подъема, передвижения и
штабелирования тары, а также для
других целей; рулевое
управление качающейся подножкой; тор-
Фиг. 81. Электрокар ME с неподвижной
платформой и четырьмя управляемыми
колесами.
Фиг. 82. Электрокар MIAG с сиденьем для
водителя:
/ — скоба для буксировки; 2 — пневматические
шины размером 21 X 4"; 3 — батарея 80 в, 120 а-ч,
4 — дощатый настил толщиной около 25 мм; 5 —
карманы для установки стоек.
можение осуществляется механическими и электрическим тормозами;
привод к ведущим колесам с двумя электродвигателями; силовая передача
к двум ведущим колесам при помощи цилиндрических шестерен;
электрический дифференциал; гидравлический подъемный механизм с приводом от
электродвигателя; контроллер с управлением от рукоятки, имеющий четыре
ходовые позиции и одну тормозную позицию при движении вперед и три
ходовые позиции на заднем ходе; колеса оснащены эластичными шинам.
902

Грузоподъемность в/п
Грузоподъемность прицепа в т . .
Мощность электродвигателей в л. с
Высота подъема груза в мм
Скорость подъема в мм/сек .
Скорость движения в км/час:
без груза
с грузом
Батарея
2
3—4
2 х 1,5 л. с.
(кратковременно до 9 л. с.)
До 2400
250
15
Около 12
20 свинцовых
аккумуляторов емкостью до 500 а ч
при режиме 5-часового
разряда
Электропогрузчик с вильчатым захватом и сиденьем для водителя (фиг. 85).
Четырехколесный электропогрузчик минимальной грузоподъемности;
благодаря малым габаритам тележки и
специальной конструкции рулевого
управления, имеющей большой угол
поворота управляемых колес, обладает
высокой маневренностью; управление
производится при помощи штурвала;
привод на передние колеса; силовая
3155 ~
Фиг. 84. Электропогрузчик с подножкой
для водителя:
/ — подножка водителя; 2 — рулевое
управление; 3 — штурвал управления
контроллером; 4 — рукоятка тормоза полной
остановки; 5 — рукоятка управления подъемным
механизмом; 6 — батарея (на рессорной
подвеске); 7 — электродвигатели; 8 — подъемный
механизм.
Фиг. 83. Электрокар ME с подъемной платформой
и подножкой для водителя (наибольшая
высота 1300 мм у наибольшая ширина ИЗО мм,
размеры платформы 1400 х 750 мм).
передача при помощи червячной пары
и дифференциала; привод к
гидравлическому подъемнику от отдельного
электродвигателя; реверсивный
переключатель с рукояткой и трехступенчатый
контроллер с устройством для
фиксации и последовательного переключения
лозиций; управление контроллером от
ножной педали; торможение при
помощи механического тормоза; имеется
сцепляющее устройство для прицепа;
колеса оснащены эластичными шинами.
Грузоподъемность в кг 1000
Мощность двигателя в кет 3,6 (при продолжительности
работы 45 мин.)
Высота подъема каретки в м 2 (или 3,2 м)
Скорость подъема каретки в м/мин 6
Скорость передвижения электропогрузчика в км/час Около 8
Грузоподъемность буксируемого прицепа в т . . 3—4
Батарея , Нормально — емкостью
150 а-ч из 40 свинцовых
аккумуляторов

Вариант
I
II
III
Размер в j
G
1275
1725
2175
Я
1625
2525
3425
им
К
2075
2975
3875
Шины
)
20X6"
> и
1 15x5"
J
903

Электропогрузчик, оборудованный стрелой для нижнего захвата груза
с сиденьем для водителя (фиг. 86). Электропогрузчик специального
назначения; рулевое управление осуществляется при помощи электрического
привода; обладает высокой маневренностью; привод к ведущим колесам
с двумя электродвигателями; подъемный механизм работает от
гидравлического привода с насосом, приводимым в действие электрическим двигателем;
контроллер специальной конструкции с пятью позициями при движении
Фиг. 85. Электропогрузчик с вильчатым за- Фиг. 86/ Электропогрузчик ME специаль-
хватом и сиденьем J для водителя. ного назначения.
вперёд и таким же количеством позиций для движения назад; колеса
оснащены массивными шинами.
Грузоподъемность при подвеске груза на расстоянии
750 мм от основания стрелы в т 15
Мощность электродвигателей в кет 2 х 6 = 12 (16 л. с.)
Высота подъема каретки ъ мм 1500
Скорость движения в км/час:
без груза Около 6,5
с грузом » 5,0
Батарея Нормально—емкостью
600а-ч из 80 свинцовых
аккумуляторов
Одноосный тягач (фиг. 87). Предназначен главным образом для
сортировки железнодорожных вагонов; рулевое управление производится при
помощи длинной рукоятки; рукоятка рулевого управления служит также
для переключения контроллера; привод с одним электродвигателем на
ведущие колеса с дифференциалом; тормоз на приводном валу; колеса снабжены
пневматическими шинами «Гигант».
Тяговое усилие при длительной нагрузке в кг 300—450
Максимальное тяговое усилие в кг 1500
Скорость передвижения в км/час:
без груза Около 6
с грузом ' » 3
904

Величина транспортируемого груза:
по ровному пути без поворотов
по кривой радиусом 30 м
Батарея
. . г Около 4—6 груженых
железнодорожных вагонов по 20 т
. . . 1—2 груженых вагона
по 20 т
... 38 свинцовых аккумуляторов
емкостью 226 а-ч, при режиме
5-часового разряда, или 66
щелочных аккумуляторов
емкостью до 241 а-ч при режиме
5-часового разряда
Электромобиль-тягач-толкач (фиг. 88). Предназначен для передвижения-
(толкания перед собой) железнодорожных вагонов при сортировке; может
Фиг. 87. Одноосный тягач MIAG.
также работать как грузовой тягач и на собственной платформе перевозить
груз до 2 т; рулевое управление осуществляется при помощи штурвала
с сиденья водителя при размещении последнего по направлению движения
и перпендикулярно к нему; привод с одним электродвигателем; силовая
передача осуществляется через двухступенчатую коробку передач,
непосредственно соединенную с дифференциалом; контроллер имеет по три
ходовые и по одной тормозной позиции вперед и назад; колеса оснащены
пневматическими шинами.
Тяговое усилие в кг 300—600
Максимальное тяговое усилие в кг 2000
Скорость передвижения в км/час:
без груза До 7
при максимальной нагрузке Около 2
Батарея Емкость должна
обеспечивать отдачу по
энергии около
32 квт-ч
Электромобиль с закрытой кабиной для водителя (фиг. 89). Имеет особенно
высокую маневренность и служит для доставки грузов при городских и
пригородных перевозках; привод с одним электродвигателем через червячную
передачу на задний ведущий мост с дифференциалом; контроллер имеет
по три ходовые безреостатные позиции соответственно для движения вперед,
905

Фиг. 88. Электромсбиль-
тягач-толкач MIAG.
Фиг. 89. ЭлектромобильМЕ
с закрытой кабиной для
водителя.
Фиг. 90. Грузовой электромобиль ME.

и назад и одну тормозную позицию; тормоза с гидравлическим приводом;
колеса с пневматическими шинами.
Грузоподъемность в т 1,5
Мощность электродвигателя при 1300 об/мин в кет . . 5,0 (6,8 л. с.)
Скорость передвижения по ровной дороге в км/час:
без груза Около 20
с грузом » 16
Радиус действия с грузом, в зависимости от емкости
установленной батареи, в км 60—80
Батарея 40 свинцовых
аккумуляторов емкостью:
нормально 200 а-ч\
максимально 250 а-ч
Грузовой электромобиль (фиг. 90). Имеет все обычные для грузового
автомобиля конструктивные элементы; используется для перевозки грузов
Фиг. 91. Электроавтобус.
в городском и пригородном транспорте; при использовании для
коммунальных целей имеет специальные кузовы или соответствующие устройства;
привод с одним электродвигателем с чер вячной передачей к заднему ведущему
мосту с дифференциалом; батарея размещена в двух ящиках обычного типа,
каждый из которых имеет самостоятельное крепление; контроллер с ручным
или ножным управлением с четырьмя ходовыми позициями при движении
вперед, с двумя при заднем ходе и одной тормозной позицией; тормоза с
гидравлическим приводом; колеса с пневматическими шинами.
Грузоподъемность в т 3
Мощность электродвигателя в кет 12,5 (17 л. с.)
Скорость передвижения по ровной дороге в км/час:
без груза До 28
при полной нагрузке До 24
Пробег в зависимости от емкости батареи в км . . . 60—80
Батарея До 80 аккумуляторов
емкостью 250 а-ч
(в двух ящиках
стандартного типа)
Электроавтобус (фиг. 91). Является бесшумным и бездымным средством
пассажирского сообщения; применяется преимущественно в курортных
местах, а также для доставки пассажиров к железнодорожным станциям;
привод с одним электродвигателем к заднему ведущему мосту с
дифференциалом; контроллер кулачкового типа с большим количеством позиций для
обеспечения плавного переключения, с устройством для фиксации и после-
907

довательного переключения позиций; управляется педалью; тормоза с
пневматическим и механическим приводом; батарея находится на прицепе.
Число мест 56
Мощность электродвигателя в кет 26—39
Скорость передвижения по ровной дороге в км/час . . До 45
Пробег при одном заряде в км Около 80
Примечание. При замене прицепа с батареей
практически неограниченный
Батарея Тягового типа, 80
элементов емкостью
470 а-ч при режиме
3-часового разряда

XX. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЙ ГОРОДСКОЙ
БЕЗРЕЛЬСОВЫЙ ТРАНСПОРТ
Электрический транспорт по сравнению с транспортом, оборудованным
двигателями внутреннего сгорания, в случае рационального использования
при прочих равных условиях является экономически более выгодным.
Дальность перевозок электрическим городским безрельсовым транспортом
является ограниченной (дальность перевозок троллейбусами ограничивается
длиной неподвижной контактной сети, а дальность перевозок
электромобилями — емкостью установленных на них аккумуляторных батарей). Поэтому
их целесообразно использовать при необходимости организации перевозок
на небольшие расстояния.
ТРОЛЛЕЙБУС
В настоящее время отчетливо выявились условия и области применения
трамваев, троллейбусов и автобусов.
Во многих городах на долю троллейбуса приходится большая часть
внутригородских перевозок. При этом обращает на себя внимание тот факт,
что троллейбус получил широкое распространение в странах, где имеется
изобилие как дизельного топлива, так и бензина. Эго обстоятельство тоже
следует рассматривать как доказательство того, что в техническом отношении
троллейбус является наиболее современным видом городского транспорта.
Развитие конструкции троллейбуса еще не закончено; однако и сейчас
совершенно ясно, что по причинам технического и экономического характера при
создании новых и расширении существующих сетей городского транспорта
общего пользования значение троллейбуса в будущем еще более возрастет.
Хотя конструктивное оформление отдельных агрегатов троллейбуса
и претерпело за время его существования целый ряд существенных
изменений, однако общие принципы устройства и работы этих агрегатов остались
прежними.
В эксплуатационном отношении троллейбус по сравнению со всеми
другими видами безрельсового транепорта. общего пользования,
предназначенными для осуществления пассажирских перевозок на короткие расстояния,
обладает следующими преимуществами:
1. Более высокими средними скоростями движения, что объясняется
большими ускорениями при разгонах (большие ускорения могут быть
достигнуты, например, путем использования двухколлекторных тяговых
электродвигателей, обмотки якоря которых после достижения определенной
скорости движения переключаются с последовательного соединения на
параллельное); более высокие средние скорости, в свою очередь, позволяют
ограничиться меньшим количеством подвижного состава и обслуживающего
персонала.
2. Значительно большим по сравнению с автобусом сроком службы;
в соответствии с этим расходы на содержание и ремонт троллейбусов при
прочих равных условиях меньше расходов на содержание и ремонт
автобусов с двигателями внутреннего сгорания.
909

В техническом отношении необходимо отметить следующие преимущества
троллейбуса:
1. Постоянную готовность электрического привода к работе и его высокую
надежность в эксплуатации (отсутствие трудоемкого процесса пуска и
прогрева двигателя, отсутствие необходимости в работе двигателя на холостом
ходу при кратковременных остановках, а также в переключении передач
и управлении сцеплением, в результате чего водитель получает возможность
сосредоточить все свое внимание непосредственно на управлении
троллейбусом).
2. Высокие ускорения, вследствие чего повышается средняя скорость,
движения не только одиночных троллейбусов, но и троллейбусов с
прицепами (высокие ускорения обеспечиваются благоприятной характеристикой
тяговых электродвигателей, благодаря чему достигается такой же эффект,
как и при использовании бесступенчатых коробок передач).
3. Нечувствительность тяговых электродвигателей к кратковременным
перегрузкам, происходящим в условиях нормальной эксплуатации.
4. Возможность отхода в обе стороны от оси неподвижной контактной
сети на расстояние до 4,5 м, что значительно облегчает движение
троллейбуса (особенно это важно в узких проездах с односторонним движением,
в которых не запрещена стоянка автомобилей). Это же обстоятельство делает
возможным поочередное правостороннее движение троллейбусов в обоих
направлениях в узких проездах при подвеске только одной пары контактных
проводов над центральной осью проезжей части; при правостороннем
движении троллейбусов удается избежать затруднений для проезда прочего
транспорта (встречного и обгоняющего).
5. Возможность объезда троллейбуса следующим за ним транспортом
также и во время его стоянки на остановке, так как троллейбус подъезжает
вплотную к тротуару.
6. Почти бесшумная работа тягового электродвигателя и отсутствие
отработавших газов, загрязняющих воздух при работе двигателей внутреннего
сгорания.
7. Хорошая обзорность с места водителя и большая по сравнению с
автобусом вместимость при тех же габаритных размерах (поскольку тяговый
электродвигатель обыкновенно располагается под полом кузова).
8. Отсутствие необходимости в рельсах.
Были определены следующие три основные размерные группы
троллейбусов:
I — двухосные на 45 пассажиров;
II —двухосные на 60 пассажиров;
III — трехосные на 75—80 пассажиров.
На передней оси некоторых троллейбусов пришлось устанавливать
двухскатные колеса.
Трехосные троллейбусы размерной группы III предназначались для
использования только в нескольких крупнейших городах. Во всех менее
крупных городах пассажирские перевозки могли быть обеспечены
троллейбусами размерных групп I и II.
Постоянное стремление к повышению рентабельности городского
транспорта привело к тому, что производство троллейбусов размерных групп I
и III было прекращено. Однако в последующие годы в связи с увеличением
пассажиропотоков троллейбусы групцы II также не стали полностью
отвечать предъявляемым к ним требованиям.
В современных машинах Henschel с полной вместимостью 90 человек
(фиг. 1) собственный вес, приходящийся в этой конструкции на одного
пассажира, составляет всего около 88 кг, в то время как в других автобусах и
троллейбусах серийного производства собственный вес на одного пассажира
обычно составляет 120—150 кг и больше. Этот троллейбус городской, при
необходимости можно также эксплуатировать его и с прицепом. В последнем
случае полная вместимость такого поезда может быть доведена до 150 человек.
910

Конструкция троллейбуса сделана в соответствии с определившимися
требованиями к подвижному составу городского транспорта общего пользования,
т. е. она обеспечивает:
1) быстроту и удобство посадки пассажиров (широкая, низко
расположенная над дорогой подножка);
Фиг. 1. Троллейбус большой вместимости (имеется также
модификация, рассчитанная на обслуживание одним водителем; в этом
случае третья дверь расположена перед передней осью).
2) удобство продвижения пассажиров во время поездки от входа к
середине троллейбуса и к передней (выходной) двери, расположенной впереди
или позади передней оси;
3) полное использование габаритной площади вследствие расположения
тягового электродвигателя под полом кузова между осями.
Схемы тяговых передач
На троллейбусах используются двухколлекторные тяговые
электродвигатели последовательного возбуждения, обмотки якоря которых после дости-
Фиг. 2. Типы тяговых передач для трехосных троллейбусов.
жения троллейбусом определенной скорости автоматически переключаются
с последовательного соединения на параллельное. В первые годы после
появления троллейбусов конструкции их тяговых электродвигателей отличались
большим разнообразием; в соответствии с этим возникло также большое
число разнообразных конструкций тяговых передач. На фиг. 2 и 3 изобра-
911

жены схемы тяговых передач, использовавшихся на троллейбусах за время
их существования. С течением времени от одних из этих схем
отказались, а другие, наоборот, получили преимущественное
распространение. В настоящее время для трехосных троллейбусов наиболее
употребительной является схема, показанная на фиг. 2, д, а для двухосных — на
фиг. 3.
Редукторы обычно бывают двухступенчатыми с парой конических и парой
цилиндрических шестерен. Применяют также одноступенчатые червячные
редукторы или двухступенчатые редукторы с червячной парой и парой
цилиндрических шестерен. Таким образом, вполне очевидно, что редукторы
троллейбусов мало отличаются от редукторов автобусов с двигателями
внутреннего сгорания.
На фиг. 2, а показана схема тяговой передачи трехосного троллейбуса. Балка заднего
-моста, жестко соединенная с рамой, одновременно служит картером для дифференциала.
Карданный вал, связывающий тяговый электродвигатель
с ведущей конической шестерней редуктора, передает
крутящий момент на четыре задних ведущих колеса. Тяговый
электродвигатель подвешен к раме в трех точках вблизи
заднего моста, причем вал электродвигателя расположен
параллельно продольной оси троллейбуса.
Другая схема силовой передачи трехосного
троллейбуса (фиг. 2, б) не имеет рамы, причем в этом случае валы
сдвоенного электродвигателя расположены
перпендикулярно продольной оси троллейбуса. Передняя ось и при-
еод (задние ведущие колеса, балансиры и сдвоенный
тяговый электродвигатель), выполненный в виде единого
агрегата, крепятся непосредственно к стальному несущему
кузову. Картер дифференциала является одновременно
и кожухом тяювого электродвигателя; в кожухе
находятся два якоря, расположенные перпендикулярно к
продольной оси троллейбуса, и две обмотки возбуждения.
Передача на четыре задние колеса осуществляется от
обоих валов электродвигателя через зубчатые передачи
(шестерни крепятся к балансирам). Каждый из двух
валов электродвигателя приводит во вращение шестерни
и ведущие колеса, расположенные по одну сторону от
продольной оси троллейбуса. При такой конструкции
отпадает необходимость в упругих элементах, обычно вводи-
•Фиг. 3. Схемы тяговых передач мых междУ тяговым электродвигателем и дифференциалом,
для двухосных троллейбусов. а также в са*юм Дифференциале. Два отдельных электро-
■д А у F J двигателя, образующие сдвоенный тяговый
электродвигатель, не имеют между собой механической связи и
являются сами по себе электрическим дифференциалом.
В силовой передаче со сдвоенным электродвигателем (фиг.,2, в) имеется отдельный привод
к каждому из двух задних мостов. Электродвигатель, подьешенный к раме в трех точках,
расположен под кузовом троллейбуса между передней и задней осями. Крутящий момент
■от электродвигателя передается к ведущим колесам каждого из мостов через раздаточную
коробку, в которой первый раз понижается число оборотов, далее через карданные валы и
редукторы с дифференциалом, где происходит дальнейшее понижение числа оборотов.
Схема, представленная на фиг. 2, г, состоит из двух тягозых электродвигателей,
подвешенных к раме по обе стороны от продольной оси троллейбуса. Крутящий момент от каждого
из электродвигателей передается на два ведущих колеса, расположенных с одной и той же
■стороны, через карданный вал, дифференциал и два червячных редуктора (по одному для
каждых из двух ведущих колес).
Передача с одним тяговым электродвигателем (фиг. 2, д) имеет удлиненный вал, на
котором сидят две червячные или две ведущие конические шестерни, являющиеся частью
редукторов обоих задних мостов. В каждом из задних мостов имеется дифференциал. Редукторы
являются двухступенчатыми (вторая ступень состоит из цилиндрических шестерен).
Схема, представленная на фиг. 2, е, состоит из одного тягового электродвигателя,
связанного с раздаточной коробкой, от которой крутящий момент передается отдельным
карданным валом на редуктор с дифференциалом каждого из двух задних мостов.
В схеме для двухосного троллейбуса (фиг. 3, а) имеется один тяговый электродвигатель
с удлиненным валом, связанным с ведущей конической шестерней редуктора заднего моста
обычного типа; в другой такой же передаче (фиг. 3, б) установлен двухколлекторный тяговый
электродвигатель.
На фиг. 3, в показана схема с двухступенчатым редуктором, состоящим из пары
конических и пары цилиндрических шестерен. Коническая передача с дифференциалом
расположена в картере заднего моста; каждая из двух полуосей обслуживается отдельной парой
цилиндрических шестерен.
912

Редуктор троллейбуса не защищен от перегрузок, которые могут
возникать при разгонах. На основании опыта пришли к выводу, что в
троллейбусах лучше использовать червячные
редукторы (фиг. 4).
Вследствие особенно большого общего
веса и значительной нагрузки на заднюю
ось троллейбуса большой вместимости
возникают увеличенные нагрузки тяговой
передачи; поэтому для этого троллейбуса
вместо обычно использовавшегося
одноступенчатого червячного редуктора или
двухступенчатого редуктора, состоящего
из конических и цилиндрических
шестерен, пришлось создать двухступенчатый
редуктор, обладающий особо высокой
прочностью. Этот редуктор состоит из
червячной пары и шестерен с косыми
цилиндрическими зубьями (фиг. 5, а и б).
Если создаваемый тяговым
электродвигателем крутящий момент составляет,
например, 150 кгм, то при
одноступенчатом червячном редукторе окружная сила
на червячном колесе составляет 8400 кг, а при двухступенчатом редукторе
(червячная пара и цилиндрические шестерни) -— всего только 4900 кг.
Фиг. 4. Редуктор заднего места с
червячной передачей и дифференциалом,
рассчитанный на использование
полностью разгруженных полуосей.
Фиг. 5. Задний мест с редуктором; рассчитанным на ссебо тяжелые
условия эксплуатации (движение с прицепом в гористой л#естнссти).
Удельное давление на зубья снижается при этом с 322 до 196 кг/см2. Таким
образом, в последнем случае червячное колесо оказывается гораздо меньше
нагруженным, а весь привод — более надежным.
58 Бюссиен 644 913

Тяговый электродвигатель
Для машин безрельсового электрического транспорта используются
главным образом электродвигатели постоянного тока последовательного
возбуждения. При характерных для эксплуатации на троллейбусе резко
переменных нагрузках необходимо иметь электродвигатели с некоторым
запасом мощности, несмотря даже на то, что электродвигатели сами по себе
способны выдерживать довольно продолжительные и значительные
перегрузки.
Электродвигатели последовательного возбуждения (фиг. 6) развивают
максимальный крутящий момент при включении. Это является большим
преимуществом, так как максимальный крутящий момент необходим при
трогании троллейбуса с места. Вал электродвигателя начинает вращаться
сразу же после включения, а так как он постоянно связан с ведущими
колесами, то троллейбус сразу же тро-
I гается с места. Число оборотов
вала электродвигателя
последовательного возбуждения может после
включения очень быстро
возрастать также и под нагрузкой, чем
и обеспечивается большое
ускорение троллейбуса после начала
движения.
Представление о качествах, ко-
. ... торыми обладает электродвигатель
мощностью 30 л. с, можно соста-
Фиг. 6. Двухколлекторный электродвигатель ВИТЬ ПО характеристикам. Ха-
псследовательного возбуждения. рактеристика, показанная на
фиг. 7, а, относится к
электродвигателю последовательного возбуждения; для сравнения на фиг. 7, б
представлены характеристики электродвигателя параллельного возбуждения.
Число оборотов вала электродвигателя последовательного возбуждения
с увеличением тока от 40 а (что соответствует нормальным условиям
движения) до 160 а (что соответствует мощности при часовом режиме)
снижается. В отличие от этого в том же интервале изменения тока число
оборотов электродвигателя параллельного возбуждения остается почти
неизменным. Кривые крутящего момента М и силы тяги Р на 1 т
веса также протекают в электродвигателе параллельного возбуждения
значительно более полого, чем в электродвигателе последовательного
возбуждения.
Для того чтобы изменить направление вращения якоря
электродвигателя последовательного возбуждения, необходимо и достаточно изменить
направление тока или - в обмотке якоря, или в обмотке возбуждения.
Благодаря этому реверсирование троллейбуса осуществляется не
механическим способом (т. е. не переключением шестерен), а чисто электрическим
путем.
Торможение троллейбуса также может быть осуществлено электрическим
способом путем соответствующего включения электродвигателя. Якорь
электродвигателя последовательного возбуждения имеет то же направление
вращения, что и якорь генератора последовательного возбуждения. Таким
образом, если во время движения электродвигатель выключается, то он
начинает работать на режиме генератора, так как троллейбус продолжает
двигаться по инерции. Если при этом подключить к его зажимам сопротивление,
то вырабатываемый ток будет проходить через это сопротивление и нагревать
его; число оборотов вала электродвигателя и, следовательно, скорость
движения троллейбуса будут уменьшаться; наибольший тормозной эффект
достигается при замыкании накоротко зажимов электродвигателя,
работающего на режиме'генератора.
914

Устройство и конструктивное оформление тягового электродвигателя
троллейбуса в основном такое же, как и стационарного электродвигателя.
Подвижной состав современного городского транспорта, осуществляющий
перевозки на небольшие расстояния, должен обладать высокими
динамическими качествами, т. е. должен быть способным развивать большие
ускорения и изменять в широких пределах скорость движения. В этом отношении
п об/мин
1500
)
90
80
70
1000
500
у
\
у
/
/
s
\
\
if*
!/
у
\
\
/
/
у
\
/
/
S
/
/
у
ч
у
у*
/
>
/
/
/
у
/
ё
вш
/
Z
/
/
/
у
/
/
-Л
•—,
П'
/
у
7,
\
•—
/
у
у
Мкгм
А//1Л
30
Ркг/т
120
20-
10 -
100
50
20
50
100
150
а)
200
250
// ии/тн
1500
У% 1000
90 г
80V
7о\
500
/
(
II
i
i
i
i
!/
и
i
Л
у
/
г
/
/
у
/
у
/
У
/
/
у
у
/
у
/
/
у
)v
~у
у*
у
У
=
у
п
>
у
У^М
кр
—
?^
-1-
—^
- Мкгм
- N/I.C.
-30
Ркг/т
-л150
20
-10 •
100
50
20
О 50 WO 150 200 250 а
б)
Фиг. 7. Характеристики троллейбусного тягового электродвигателя.
наиболее подходящим для троллейбусов является электродвигатель
постоянного тока последовательного возбуждения. Для получения от
электродвигателя большого крутящего момента при трогании троллейбуса с места и при
разгоне, а также широкого диапазона изменения чисел оборотов требуется
изменение в широких пределах подводимого к электродвигателю напряжения.
Хотя путем ослабления поля возбуждения можно осуществить регулирование
числа оборотов в узких пределах, все же остается необходимым
регулирование путем изменения напряжения, т. е. путем включения пусковых
сопротивлений.
Однако поскольку понижение напряжения при помощи включения
сопротивлений всегда влечет за собой потери электроэнергии, обычно до сих пор
58 *
915

используют двухколлекторные электродвигатели (электродвигатели с двумя
отдельными обмотками якоря). В таких электродвигателях потери в период
пуска (разгона) примерно в 2 раза меньше, чем в электродвигателях с одним
коллектором. Это объясняется тем, что при пуске (разгоне) обе обмотки якоря
двухколлекторного двигателя соединяются последовательно, а при движении
с большой скоростью — параллельно.
При последовательном соединении на обе обмотки подается полное
напряжение, так что каждая из них находится под половинным напряжением,
вследствие чего вал электродвигателя вращается с небольшим числом
оборотов. При параллельном соединении на каждую обмотку подается полное
напряжение сети, отсюда высокое число оборотов вала электродвигателя.
а! 6)
Фиг. 8. Схема электродвигателей.
В тех случаях, когда интервалы между остановками не слишком велики
и когда, следовательно, обмотки часто соединяются последовательно,
экономия электроэнергии при использовании двухколлекторных двигателей
вместо одноколлекторных составляет около 25%.
Электродвигатели постоянного тока разделяются на следующие три главные группы:
1. Электродвигатели последовательного возбуждения, характеризующиеся тем, что их
обмотка возбуждения включена последовательно в цепь якоря и что, таким образом, по этой
обмотке проходит весь ток; ток последовательно проходит через сделанные из медного провода
обмотки полюсов и обмотку якоря (фиг. 8, а).
2. Электродвигатели параллельного возбуждения, характеризующиеся тем, что их обмотка
возбуждения соединена с обмоткой якоря параллельно (фиг. 8, б).
3. Электродвигатели смотанного возбуждения, характеризующиеся тем, что они имеют
две обмотки возбуждения, одна из которых включена последовательно в цепь якоря, а вторая
соединена с ней параллельно (фиг. 8, в).
Вращение якоря электродвигателя вызывается тем, что электрический ток создает вокруг
якоря два магнитных поля, состоящих из силовых линий: поле полюсов и поле обмотки якоря;
эти поля взаимно отталкиваются, в результате чего якорь начинает вращаться.
Под возбуждением имеется в виду создание током, проходящим по обмотке возбуждения,
магнитного поля полюсов. Под степенью насыщения понимают плотность силовых линий
магнитного поля.
В троллейбусах применяются двухколлекторные и одноколлекторные
электродвигатели. При использовании одноколлекторных
электродвигателей значительно упрощается система электрического управления; однако
при точной калькуляции все же оказывается, что вследствие более высокого
расхода электроэнергии при эксплуатации они в целом обходятся дороже,
чем двухколлекторные (которые называются также электродвигателями
с двойной коммутацией). В случае использования двухколлекторных
электродвигателей можно осуществлять последовательное или параллельное
соединение двух отдельных обмоток их якорей. В период пуска (разгона)
при последовательно соединенных обмотках потери в пусковых
сопротивлениях получаются вдвое меньшими, чем при параллельно соединенных
обмотках или при использовании одноколлекторных электродвигателей.
Экономия электроэнергии при разгонах настолько значительна, что при
916

расстояниях между остановками 250—600 м она составляет 10—20% от
общего ее расхода.
Дальнейшее совершенствование электродвигателей и непрерывное
повышение предъявляемых к ним требований привели к тому, что в настоящее
время с целью уменьшения габаритных размеров и веса все
электродвигатели во избежание перегрева выполняются самовентилируемыми, а в неко-
Фиг. 9. Якорь двухколлекторного электродвигателя.
торых случаях даже с посторонней вентиляцией. Якорь имеет две совер
шенно отдельные обмотки, каждая из которых соединена с отдельным кол
лектором; коллекторы расположены с обеих сторон якоря (фиг. 9).
■ ■-
Фиг. 10. Двухколлекторный
электродвигатель последовательного
возбуждения.
Фиг. 11. Одноколлекторный
электродвигатель.
В результате получается, что якорь вращается в магнитном поле,
половина которого создается током одной его обмотки, а половина — током
второй его обмотки. При такой схеме как бы располагают двумя
электродвигателями и, включая их в зависимости от режима работы (условий
движения) последовательно или параллельно, добиваются уменьшения расхода
электроэнергии.
В отличие от трамваев, в троллейбусах переход с последовательного
соединения обмоток якоря на параллельное и наоборот осуществляется
при помощи мостовой схемы.
Для обмоток якоря и обмоток возбуждения применяют апирол-асбе-
стовую изоляцию.
Вал якоря устанавливают в подшипниках качения, один из которых
рассчитан на восприятие осевых нагрузок. На боковой поверхности картера
электродвигателя имеются вентиляционные отверстия (вентиляция
осуществляется крыльчаткой, сидящей на валу якоря). При наиболее распростра-1,
ненном в настоящее время расположении электродвигателя под полом
задней части кузова Еоздух к вентиляционным отверстиям подводится
через специальные всасывающие трубы или каналы, в результате чего
обеспечивается подвод воздуха из слоев, находящихся выше образующейся
917

при движении троллейбуса зоны высокой запыленности. Принимаются
также специальные меры для отвода сконденсировавшихся водяных паров.
Многие фирмы в настоящее время выпускают исключительно двух-
коллекторные электродвигатели (см. фиг. 6, 9, 10). Мощность
электродвигателей в зависимости от конкретных условий и требований составляет
85—100 кет. Во всех электродвигателях предусмотрено регулирование
скорости (числа оборотов) путем ослабления поля возбуждения, что
увеличивает диапазон изменения чисел оборотов.
Мощность одноколлекторного электродвигателя последовательного
возбуждения (фиг. И) при самовентиляции составляет 80—100 кет, а при
посторонней вентиляции 120 кет.
Контроллер
Управление тяговым электродвигателем осуществляется при помощи
контроллера, который, таким образом, осуществляет пуск (разгон) и
замедление (торможение) троллейбуса. Хотя управление контроллером,
осуществляемое путем нажима на педаль, внешне и напоминает управление
автомобилем с двигателем внутреннего сгорания (нажим на педаль подачи
топлива), однако в действительности происходящие при этом процессы
существенно отличаются один от другого.
Наиболее простой является система непосредственного управления,
при которой вал контроллера непосредственно связан с педалью
управления, так что характер регулирования числа оборотов тягового
электродвигателя зависит от того, каким образом водитель управляет педалью
контроллера. При такой системе управления ток, потребляемый
электродвигателем, может иногда достигать очень большой величины, в несколько
раз превосходящей нормальную, что приводит к значительным перегрузкам
как самого электродвигателя, так и тяговой передачи. Поэтому были
созданы устройства для предотвращения чрезмерно быстрой последовательности
переключений и чрезмерного возрастания тока.
Во всех современных троллейбусах устранение чрезмерного
возрастания тока достигается путем использования автоматических устройств,
размыкающих цепь при достижении определенной величины тока
(предельная величина тока устанавливается в зависимости от конкретных
условий эксплуатации). Чрезмерно быстрая последовательность переключений
предотвращается путем использования полуавтоматических или
автоматических регуляторов ускорения или тока.
Принцип полуавтоматического регулирования ускорения заключается в следующем:
при пуске (разгоне) до тех пор, пока обмотки якоря двухколлекторного электродвигателя
соединены последовательно, регулирование ускорения осуществляется чисто механически,
т. е. оно целиком определяется положением педали контроллера управления. Однако, как
только произошло переключение обмоток якоря с последовательного соединения на
параллельное, регулирование начинает осуществляться автоматически, и дальнейший разгон
троллейбуса происходит независимо от гого, каким образом водитель перемещает педаль
контроллера.
Работа тормоза контроллера основана на использовании вихревых токов. Тормоз
подключают таким образом, что ток силовой цепи проходит через его обмотки. Тормозящее
действие прямо пропорционально потребляемому электродвигателем току. Наибольшее
тормозящее действие получается в тех случаях, когда при значительных ускорениях ток достигает
особенно больших значений. При нормальных ускорениях тормозящее действие на педали
контроллера становится почти неощутимым.
Если автоматическое регулирование не предусмотрено, то ускорение в каждый данный
момент целиком определяется перемещением педали контроллера. Превышение допустимых
ускорений и, следовательно, допустимых значений тока. предотвращается автоматическим
выключателем. Кроме контакторов с механическим или электромагнитным приводом,
применяют контакторы с электро-пневматическим приводом (фиг. 12). В этом случае
управление контакторами осуществляется при помощи связанного с педалью контроллера
сервопривода, работающего под напряжением 24 в: необходимый для работы системы
управления сжатый воздух отбирается от системы пневматического оборудования троллейбуса.
Для регулирования ускорения при разгонах и, следовательно, для регулирования тока
применяют также особую автоматическую систему, параметры работы которой можно изме-
918

иять независимости от условий эксплуатации. Водитель может прекратить дальнейший разгон
троллейбуса, автоматически рызываемый системой; для этого ему достаточно несколько
отпустить педаль; при этом серводвигатель автоматической системы управления, питаемый током
низкого напряжения, останавливается и включается вновь только после нового нажатия
на педаль.
При использовании автоматических систем управления троллейбусом
следует учитывать, что для получения хороших результатов должно быть
соответствие между рабочими параметрами системы и дорожными условиями,
а также степенью загрузки (полным весом) троллейбуса.
Вследствие высоких коэффициентов сцепления между резиновой шиной и дорожным
полотном максимальная величина ускорения троллейбуса ограничивается не силой сцепления веду-
Фиг. 12. Групповой контактор.
щих колес, а другими факторами. Установлено, что в связи с наличием стоящих пассажиров
ускорение при разгоне не должно превышать 1 — 1,2 м/сек2. Большие величины ускорений,
кроме того, приводят лишь к незначительному повышению средней скорости, что не
оправдывается связанными с этим неудобствами и трудностями.
В отличие от машин электрического транспорта, передвигающихся по рельсам, т. е. от
машин, путь движения которых обычно заранее вполне предопределен, на электрических
машинах безрельсового транспорта (в частности, троллейбусах) использование
автоматических систем управления может быть рекомендовано только при движении по улицам с мало-
лнтенсивным движением.
При езде в городских условиях водитель троллейбуса должен сообразовывать движение
^своей машины с движением прочего транспорта, вследствие чего он должен иметь возможность
полностью контролировать разгон; это необходимо тем более, чем больше интенсивность
уличного движения. То, что, например, в Лондоне с его исключительно интенсивным уличным
движением автоматические системы управления не применяются, конечно, не является простой
случайностью.
Недостатки автоматической системы управления сказываются также в дождь или в
гололедицу, когда сцепление ведущих колес с дорогой ухудшается, и при разгоне необходимо
приспосабливаться к изменившимся условиям движения. В соответствии с этим почти все
применявшиеся до сих пор автоматические системы управления были устроены таким образом,
что водитель в любой момент мог вмешаться в процесс происходящих переключений и
включить или выключить любую ступень. Это достигается путем кратковременного отпускания
педали.
Для того чтобы при автоматической системе управления получить при разгоне
ускорение меньшее, чем то, на которое эта система отрегулирована, водителю иногда нужно
проделать много лишних манипуляций с педалью управления, в то время как при
неавтоматической системе управления для этого достаточно только медленнее нажимать на педаль
контроллера. Таким образом, в подобных случаях автоматическая система управления
уступает неавтоматической. К тому же при автоматической системе управления нельзя получить
ускорение, большее чем то, на которое эта система отрегулирована.
Между тем каждому практику известно, что тяжелые аварии предотвращаются не только
резким торможением, но часто также и интенсивным разгоном.
Автоматическая система управления должна быть отрегулирована на такое ускорение
«при разгоне, которое соответствует наиболее неблагоприятным условиям движения (скользкая
919

дорога и неполная загрузка). Таким образом, при сухой дороге и большой нагрузке
троллейбуса не могут быть получены такие величины ускорений, которые могут быть достигнуты при
неавтоматической системе управления Для того чтобы не нарушить график, водителю дольше
приходится ехать на тяговом режиме. Сравнительные испытания, проведенные в одинаковых
условиях (одно и то же время движения, одинаковая мощность электродвигателей, равные
интервалы между остановками и т. п.), показали, что при использовании неавтоматической
системы управления расход электроэнергии оказался меньше, чем при использовании
автоматической. При расстоянии между остановками 300 м экономия электроэнергии в первом
случае составила около 20%.
Большие затруднения встречаются при эксплуатации троллейбусов с автоматической
системой управления в гористой местности, так как трудно отрегулировать систему
управления таким образом, чтобы даваемое ею ускорение было оптимальным для всех условий
движения. Во Есех автоматических системах управления в некоторых случаях, например, при
кратковременном отпускании педали контроллера и быстром последующем ее перемещении
в прежнее положение, происходят большие
или меньшие задержки между моментом
«отдачи команды» и моментом ее выполнения.
Эти потери времени могут быть уменьшены
при помощи соответствующих мероприятий
(например, путем устройства быстрого обрат-
Фиг. 13. Многоступенчатый контроллер.
ного хода контроллера, путем ограничения обратного хода только до грани переключения
обмоток якоря с параллельного соединения на последовательное, путем ускоренного
срабатывания контакторов); однако исключить потери времени полностью все же не удается.
Часто выдвигают в пользу автоматической системы управления довод, что она лучше
обеспечивает сохранность электродвигателя. Однако можно с полным основанием возразить,
что то же самое может быть достигнуто и при использовании неавтоматической системы
управления с надлежащим образом отрегулированным автоматическим выключателем.
Исходя из всего изложенного выше, при эксплуатации троллейбуса в городских условиях
от автоматической системы управления трудно ожидать каких-либо особых технических или
экономических выгод. Кроме того, электрическое оборудование с неавтоматической системой
управления проще.
Система управления тем совершеннее, чем «меньше» ее отдельные
ступени, т. е. чем более плавно изменяется ток и чем меньше его максимальные
значения, возникающие при переключениях.
В одной из многоступенчатых систем управления (фиг. 13, а и б) разгон
при регулируемом ускорении и при переключении обмоток якоря с
последовательного соединения на параллельное осуществляется при
использовании 140 ступеней сопротивлений. Тормоз, действие которого основана
на возникновении в нем вихревых токов (регулировка тормоза легко может
быть изменена), предотвращает слишком быстрое перемещение педали
контроллера и ограничивает тем самым ток, потребляемый
электродвигателем, не позволяя таким образом крутящему моменту превосходить
величину, безопасную для силовой передачи. Вся аппаратура (устройства для
переключений, пусковые сопротивления и тормоз) смонтирована в общем
ящике; в этом же ящике находятся также автоматический выключатель,,
индуктивный шунт, блокировочный конденсатор для защиты от радиопомех,,
устройство для проверки состояния изоляции, предохранители.
920

/5 /7
Фиг. 14. Контроллер управления троллейбусом с групповым контактором
(кулачкового типа):-
/ — вал реверса; 2 — вал педали контроллера управления; 3 — главные контакторы
кулачкового типа; 4 — кулачковый контактор для перехода мостом с последовательного
соединения обмоток якоря двухколлекторного электродвигателя на параллельное и
наоборот; 5 — кулачковые контакторы вала управления двигателем; 6 — серводвигатель;
7 — рукоятка; 8 — вал управления тяговым электродвигателем с приводом от
серводвигателя; 9 — рычаг сцепления; 10 — переключатель управления серводвигателем;
11 — вал управления серводвигателем; 12 — контакторы, приводимые в действие валом
педали контроллера; 13 — реостаты торможения; 14 — кулачковые контакторы вала
тормозной педали, включающие независимое возбуждение тягового электродвигателя
при реостатном торможении; 15 — кулачковые контакторы вала тормозной педали;
16 — добавочное сопротивление в цепи якоря; 17— вал тормозной педали; 18 — вал
педали контроллера управления; 19 — вал реверсера.
Фиг. 15. Схема полуавтоматической системы управления:
/ — пусковые сопротивления; 2 — педаль контроллера; 3 — реверсер;
4 — контроллер управления; 5 — защита от токов утечки; 6 —
автоматический выключатель; 7 — защита от помех радиоприему; 8 —
распределительный щит. 9 — провода к отопителям; 10 — защита от
повышенного напряжения: 11 — компрессор.

Полуавтоматическая двенадцатиступенчатая система управления имеет
^контакторы кулачкового типа (фиг. 14 и 15). Кулачковый вал состоит из
двух частей, одна из которых непосредственно связана с педалью контрол-
.лера, а вторая — с серводвигателем. Часть кулачкового вала,
непосредственно связанная с педалью контроллера, может занимать одно из трех
положений. В первом положении ток проходит через два главных защитных
устройства и через все сопротивления. Второе и третье положения
соответствуют последовательному и параллельному соединению обмоток якоря
электродвигателя и характеризуются отсутствием потерь в сопротивлениях.
Управление частью кулачкового вала, связанной с серводвигателем,
также осуществляется педалью контроллера, но через серводвигатель.
Эта часть кулачкового вала включает
сопротивления, а также переключает
обмотки якоря и ослабляет поле воз-
тт^т буждения. Процесс переключений
может быть прерван путем
кратковременного отпускания педали
контроллера. Прибор, реагирующий на
изменение тока, ускоряет или
замедляет процесс переключений в
зависимости от нагрузки тягового
электродвигателя.
После того как переключения,
соответствующие данному
положению педали контроллера,
произведены, связанный с педалью вал
управления серводвигателем автоматически
отключает последний от его
источника питания — аккумуляторной
батареи.
При отпускании педали
контроллера процесс переключений быстро
совершается в обратном порядке.
В течение процесса переключений
педаль контроллера блокируется
особым запирающим устройством, так
что разгон троллейбуса не может
происходить. Если, однако, сразу
же после отпускания педали необходимо начать новый разгон, когда
троллейбус еще движется с достаточной скоростью, то специальный
электромагнит, питаемый низковольтным генератором, притягивает рычаг
запирающего устройства и освобождает, таким образом, педаль контроллера. При
этом пускорегулирующая аппаратура вновь может быть приведена в
действие, начиная с положения, соответствующего концу последовательного
включения обмоток якоря.
Реверсер смонтирован вместе с остальной пускорегулирующей
аппаратурой. Он имеет ручной привод и может быть установлен в одном из трех
положений: «Вперед», «Стоп» и «Назад». Переключатель управления
серводвигателем и реверсер расположены один напротив другого. Для
движения задним ходом используется только одна ступень.
Величина крутящего момента при разгоне ограничивается прибором,
реагирующим на изменение тока; скорость процесса переключений
соразмеряется с величиной крутящего момента. Поэтому удается осуществлять
разгон в течение очень короткого времени, причем тяговая передача
защищена от перегрузок, и разгон происходит без толчков. Для приведения
в действие системы управления пускорегулирующей аппаратурой от
водителя требуются только небольшие усилия, так как весь процесс
переключений совершается за один ход педали.
922
Фиг.
16. Многоступенчатый контроллер
с групповым контактором.

Другая система с большим количеством мелких ступеней (фиг. 16)
состоит из панелей с контакторами кулачкового типа и реверсером, тормоза
и набора сопротивлений, которые могут закорачиваться при помощи
скользящих контактов. Специальные устройства возвращают скользящие
контакты и кулачковый вал, управляющий контакторами, в нейтральное
положение. Управление данной системой осуществляется непосредственно
педалью контроллера или тормозной педалью.
[Тормоза
Для торможения троллейбусов используются такие же устройства,
как и для торможения автомобилей. Ножной тормоз, действующий на все
колеса, является основным и имеет пневматический или гидравлический
привод. Вспомогательным
тормозом является ручной; обычно он
действует на задние колеса. При
наличии прицепа колеса
последнего также оборудуются
тормозами, имеющими общий привод
с тормозами буксирующего
троллейбуса.
Тормоз с пневматическим
приводом (система таких тормозов
занимает больше места, чем
другие системы) действует на все
четыре колеса. Эти тормоза приво-
Фиг. 17. Тормоз заднего колеса с особо большой
общей шириной накладок тормозных колодок
(200 мм) и главной рессорой, расположенной
над балкой заднего моста.
дятся в действие нажимом на
тормозную педаль. Ручной тормоз,
действующий на задние колеса,
предназначен для удержания
троллейбуса на месте при стоянке.
Общая ширина накладок тормозных колодок заднего колеса одного из
троллейбусов большой вместимости составляет, например, 200 мм при
максимально возможном диаметре тормозного барабана 440 мм. Вследствие этого
обеспечивается умеренное удельное давление на накладки тормозных
колодок и большой срок службы тормозов (фиг. 17).
В дополнение к системе тормозов с пневматическим приводом
предусматривается еще электрический тормоз, причем имеется в виду совместное
действие обоих тормозов. Управление обоими тормозами осуществляется
при помощи одной педали (в прошлом применяли раздельное двухпедаль-
ное управление). Преимущество однопедального управления
электрическим тормозом и тормозом с пневматическим приводом заключается в том,
что в этом случае электрический тормоз используется при каждом
торможении, что увеличивает срок службы тормоза с пневматическим приводом.
Для обеспечения правильной и согласованной работы обоих тормозов
необходимо, конечно, выполнение целого ряда условий, что должно быть учтено
при проведении регулировки тормозов, особенно при наличии прицепа
(фиг. 18).
График фиг. 18, а соответствует положению, при котором, как показал
опыт, взаимодействие электрического тормоза и тормоза с пневматическим
приводом неправильное. В этом случае включение обоих тормозов
происходит неодновременно (при различных углах поворота 5 вала тормозной
педали). Кривая суммарного замедления Ъ (складывающаяся в результате
сложения замедлений, даваемых обоими тормозами) отчетливо показывает
неравномерное нарастание замедления по мере поворота вала тормозной
педали. В результате, как видно из фиг. 18, в, в момент между окончанием
действия электрического тормоза (область /) и вступлением в работу
тормоза с пневматическим приводом (область //), при определенной скорости
923

движения троллейбуса, получается значительный «провал»
(заштрихованная площадка), что является весьма нежелательным. На фиг. 18, б и г
приведен пример желаемого (равномерного) протекания кривой суммарного
замедления как в зависимости от поворота вала тормозной педали, так
и в зависимости от скорости V движения троллейбуса. В результате
одновременного включения обоих тормозов к моменту, когда действие
электрического тормоза практически прекращается, действие тормоза с
пневматическим приводом становится настолько эффективным, что процесс
торможения продолжает протекать бесперебойно. Как видно из фиг. 18, г>
в этом случае «провал» исчезает, вследствие чего обеспечивается плавный
переход от действия электрического тормоза (область /) к действию
тормоза с пневматическим приводом (область //).
3
2-
1
Ьм/сек
Ьм/сек
Ю 20 30 40 50 д°
20 30 40 50 6°
6)
W
0,5-
Ьм/сек2
15
W
0,5
50 40 30 20 WvKiy/час 50 40 30 20 10 v км/час
6) г)
Фиг. 18. Графики торможения:
1 — электрический тормоз; 2 — тормоз с пневматическим приводом; 3 — суммарное
замедление.
Тормоз с пневматическим (или гидравлическим) приводом должен быть
отрегулирован таким образом, чтобы в начале процесса торможения
эффективно действовал электрический тормоз. Лишь после того, как этот тормоз-,
создаст замедление, составляющее около 2/3 от максимального (от 1 до*
1,5 м/сек2)уири дальнейшем перемещении тормозной педали должен
постепенно вступать в действие тормоз с пневматическим или гидравлическим
приводом. Электрический тормоз может быть выполнен по схемам
реостатного или рекуперативного торможения.
Источником сжатого воздуха или тормоза с пневматическим приводом
является компрессор. Привод компрессора осуществляется или от тягового
электродвигателя, или от отдельного электродвигателя мощностью около
3 кет, работающего от сети высокого напряжения и непосредственно
связанного с компрессором. В первом случае компрессор работает только при
движении троллейбуса. Во втором случае, т. е. при непосредственном
электрическом приводе, специальный аппарат, называемый регулятором
давления или автоматом компрессора, выключает компрессор при достижении
в пневматической системе определенного, заранее заданного давления
и автоматически вновь включает его после понижения давления в системе
до определенной величины. Так как давление обычно снижается после
торможения и открывания дверей, компрессор начинает работать именно
в момент остановки, и создаваемый им шум становится отчетливо
слышимым; в некоторых случаях такое положение признается нежелательным
924

и приводит к использованию компрессоров с ременной передачей. Сжатый
воздух используется также для открывания и закрывания дверей и для
приведения в действие сервоусилителя рулевого управления, который
устанавливается при наличии двухскатных колес передней оси (фиг. 19).
Для повышения безопасности движения в современных троллейбусах
иногда устанавливают аварийные тормоза. Они служат для того, чтобы
в случае выхода из строя остальных тормозов водитель троллейбуса все
же имел возможность остановить машину (эффективность аварийного
тормоза примерно в 2 раза превосходит эффективность ручного тормоза).
В троллейбусах с тяговыми электродвигателями последовательного
возбуждения не рекомендуется использовать такую схему реостатного
торможения, при которой могут быть выведены все или почти все
сопротивления (т. е. при которой зажимы
электродвигателя могут
оказаться замкнутыми накоротко).
Это объясняется тем, что
вследствие большой силы сцепления
между резиновыми шинами и
сухим дорожным полотном
тормозной ток может достигнуть
очень большой величины. По
некоторым данным при
напряжении, вдвое превосходящем
напряжение сети, тормозной ток
может в 5—6 раз превысить
ток при часовом режиме
тягового электродвигателя, а
величина тормозного момента может
в 6—8 раз превысить крутящий
момент, соответствующий тому
же режиму. При этом не только
недопустима перегрузка самого
электродвигателя, но также и
деталей тяговой передачи между электродвигателем и ведущими колесами.
Достаточная величина тормозных сопротивлений при реостатном
торможении предотвращает чрезмерное возрастание тормозного тока; при этом,
однако, оказывается возможным снизить скорость движения троллейбуса
с максимальной до примерно 15—20 км/час. Для полной остановки
необходимо использовать тормоза с пневматическим или механическим приводом.
При рекуперативном торможении, которое очень часто применяется
на троллейбусах с тяговыми электродвигателями смешанного возбуждения,
напряжение на зажимах электродвигателя начинает превышать напряжение
контактной сети, и электродвигатель, перейдя на режим работы генератора,
начинает отдавать ток в сеть, причем одновременно с этим снижается его
число оборотов. Рекуперация продолжается до тех пэр, пока напряжзняе
на зажимах электродвигателя не снизится до напряжения сети, что в
тихоходных электродвигателях происходит при числе оборотов, составляющем
30—35% от числа оборотов, соответствующего максимальной скорости
движения троллейбуса. После этого двигатель автоматически или при
помощи особого переключателя, связанного с рычагом управления
тормозом с пневматическим приводом, отключается от сети и переключается на
реостатное торможение. При помощи реостатного торможения достигается
дальнейшее снижение скорости движения до примерно 3 км/час. После
этого для полной остановки используют тормоз с пневматическим приводом.
Однако комбинированное рекуперативно-реостатное электрическое
торможение обеспечивает только замедление 0,5—1 м/сек2, в то время как
действующие правила предписывают иметь среднее замедление 2,5 м/сек2
при торможении троллейбуса с полным числом пассажиров (если торможение
925
Фиг. 19. Рулевое управление с пневматическим
сервоусилителем для передней оси с двухскатными
колесами.

начинается с максимальной скорости). Уменьшение расхода
электроэнергии, получаемое в результате использования рекуперативного
торможения, не может быть сколько-нибудь значительным уже хотя бы
вследствие узкого интервала скоростей, на котором оно может осуществляться.
Сравнительный расчет расхода электроэнергии при горизонтальном
профиле дороги троллейбусами с тяговыми электродвигателями
последовательного возбуждения без рекуперативного торможения и
оборудованными устройствами для осуществления рекуперативного торможения
позволил прийти к следующему заключению.
При благоприятных условиях, в частности, при расстояниях между остановками 300 му
уменьшается расход электроэнергии на 2,5—3%. При расстояниях между остановками 500 м
экономия электроэнергии становится равной нулю, а при еще больших расстояниях она
становится отрицательной, т. е. в последнем случае троллейбус, оборудованный устройствами
для рекуперативного торможения, израсходует больше электроэнергии, чем троллейбус, в
котором рекуперативное торможение не предусмотрено.
Это объясняется тем, что при горизонтальном профиле дороги и больших расстояниях
между остановками увеличивается доля пути, проходимого на тяговом режиме
электродвигателя. Уменьшение к. п. д., вызываемое схемой, рассчитанной на рекуперативное
торможение, становится значительно более заметным, чем экономия электроэнергии, получаемая при
редких и кратковременных торможениях, позволяющих осуществить рекуперацию.
Можно считать установленным, что существенная экономия электроэнергии, получаемая
в результате использования рекуперативного торможения, может быть достигнута только
на трассе с крутыми спусками при тяжелых тихоходных тяговых электродвигателях,
значительных расстояниях между остановками и широких возможностях использования
рекуперированной электроэнергии для питания электродвигателей других троллейбусов или для
ее возвращения в контактную сеть. Однако получаемая экономия может уменьшиться
вследствие неумелой езды, изменяющейся нагрузки троллейбуса, колебаний напряжения в сети
и т. п.
По поводу использования для троллейбусов тяговых электродвигателей
смешанного возбуждения следует заметить, что хотя в этом случае в
диапазоне высоких скоростей движения можно при правильном выборе числа
и параметров ступеней осуществлять очень гибкое и плавное регулирование
скорости изменением поля, создаваемого параллельной обмоткой
возбуждения, однако при этом исключается возможность переключения обмоток
якоря с последовательного соединения на параллельное, и наоборот.
Подвеска
В связи с непрерывно увеличивающейся вместимостью троллейбусов
значительно увеличивается разность веса при малой и максимальной
нагрузке, что вызывает необходимость специальных конструктивных
мероприятий в отношении подвески. Подвеска может состоять, например, из
главных и дополнительных рессор и резиновых амортизаторов.
Дополнительная рессора вступает в действие при возрастании нагрузки, в
результате чего характеристика подвески в целом становится прогрессивной.
В случае использования опорных блоков увеличивается жесткость главной
рессоры при ее прогибании, и получается еще более ярко выраженная
прогрессивная характеристика. Резиновые амортизаторы отличаются большой
мягкостью работы, предотвращают жесткие удары при значительной
перегрузке троллейбуса и предохраняют стальные рессоры от перенапряжений.
Передняя ось
Повышение полного веса различных моделей троллейбусов большой
вместимости приводит при сохранении нагрузки на заднюю ось 9000 кг
(при максимально допустимой по действующим правилам нагрузке на
заднюю ось в 10 800 кг) к значительному увеличению нагрузки на переднюю
ось. Хотя использование несущего кузова и позволяет добиться некоторого
снижения веса и соответственно некоторого улучшения коэффициента
использования веса троллейбуса, для восприятия возросшей нагрузки на переднюю
ось приходится ставить шины больших размеров (11,00—20 или 12,00—20).
Кроме того, желательно, чтобы одна из дверей была расположена впереди
передней оси с тем, чтобы обслуживание троллейбуса могло осуществляться
926

одним человеком (т. е. чтобы водитель мог одновременно выполнять и
обязанности кондуктора). Подобное расположение двери приводит к
увеличению переднего свеса кузова и, следовательно, к увеличению нагрузки
на переднюю ось.
Вследствие этого иногда устанавливают на передней оси троллейбусов
большой вместимости двухскатные колеса с шинами размером 9,00—20
(фиг. 19). Двухскатные передние колеса увеличивают безопасность
движения (из-за полного сохранения управляемости при выходе из строя одной
из четырех шин передней оси). При использовании шин меньшего размера
снижается расположение центра тяжести троллейбуса и высота подножек,
что особенно важно при расположении входной двери перед передней осью.
Двухскатные колеса передней оси позволяют довести нагрузку на переднюю
ось до 6—7 т при одновременном уменьшении по сравнению с обычными
односкатными колесами удельного давления на дорогу. Важным
преимуществом передней оси с двухскатными колесами является получаемая при
этом значительная экономия материалов, идущих на изготовление шин
и ободов колес, так как при одной и той же грузоподъемности восемь колес
и шин меньшего размера имеют меньший вес и меньшую стоимость, чем
шесть колес и шин большего размера.
Увеличение нагрузки на переднюю ось, естественно, влечет за собой
увеличение усилий, необходимых для поворота рулевого колеса. Между
тем при работе на линии в условиях интенсивного уличного движения
водитель троллейбуса должен быть в максимальной степени разгружен от
физических усилий. В связи с этим троллейбусы, на передней оси которых
установлены двухскатные колеса, наряду с рулевым управлением обычного
типа оборудуются еще сервоусилителями, работающими от сжатого воздуха.
Несмотря на высокую нагрузку на переднюю ось и на большую силу
трения между четырьмя передними шинами и дорогой, сервоусилитель настолько
облегчает управление, что от водителя требуется не больше, а часто даже
меньше физических усилий, чем при управлении троллейбусами подобных
размеров с односкатными передними колесами.
Конструкция и техническое обслуживание рулевого управления с
сервоусилителем довольно просты. Подобная система рулевого управления
работает следующим образом.
Основная работа по повороту передних колес выполняется сервоусилителем,
представляющим собой цилиндр для сжатого воздуха, укрепленный в средней части рамы на высоте
передней оси. В цилиндре перемещается поршень. Усилие, создаваемое водителем, составляет
только некоторую часть общего усилия, приложенного к рулевому управлению. Управление,
как и обычно, осуществляется поворотом рулевого колеса. Продольная рулевая тяга,
соединяющая рулевую сошку с рычагом поворотной цапфы, сделана составной. Одна часть
продольной рулевой тяги через промежуточный рычаг воздействует на клапан управления
сервоусилителем и одновременно вызывает перемещение другой тяги, шарнирно связанной с этим же
рычагом. Эта часть тяги, в сною очередь, соединена с рычагом поЕорошой цапфы.
Клапан управления выполнен двойным, причем один из его двух отдельных клапанов
связан с полостью цилиндра сервоусилителя перед поршнем, а второй — с полостью этого
цилиндра сзади поршня. Нормальное положение обоих клапанов закрытое, т. е. воздуху
закрыт доступ в цилиндр управления; воздухопроводы между цилиндром управления и его
выпускным клапаном при этом остаются открытыми.
При повороте рулевого колеса в зависимости от направления вращения один из клапанов
открывается; одновременно с этим перекрывается воздухопровод между цилиндром
управления и его выпускным клапаном. Таким образом, устремляющийся в цилиндр управления
воздух не имеет Еыхода. Под создающимся вследствие этого спереди или сзади поршня
повышенным давлением поршень перемещается. Так как поршень связан с промежуточным
рычагом, то соответственно поворачиваются передние колеса.
Поворот рулевого колеса всегда предшествует перемещению поршня в цилиндре
управления, поэтому можно не опасаться дальнейшего самопроизвольного погорота колес,
вызванного действием сервоусилителя. Объясняется это тем, что командное усилие перестанет
воздействовать на двойной клапан управления, и оба клапана, из которых он состоит, вернутся
к своему нормальному положению, т. е. они закроются. Одноименно с этим откроется
перекрытый ранее воздухопровод, соединяющий цилиндр управления с выпускным клапаном,
сжатый воздух выйдет из цилиндра управления, и дальнейшее действие сервоусилителя
прекратится.
Общее передаточное число рулевого управления выбрано таким образом, что в случае
необходимости можно осуществлять управление и без сервоусилителя, за счет одной только
927

силы водителя (при этом к рулевому колесу придется прилагать большие усилия). Таким
образом, водитель может осуществлять управление троллейбусом и при выходе из строя
•сервоусилителя.
Для того чтобы водитель сохранил «чувство управления», клапан управления приводится
в действие через пружину, жесткость которой можно регулировать. Пружину выбирают
таким образом, чтобы водителю нужно было прилагать к рулевому колесу такие же усилия,
как и на троллейбусе таких же размеров с односкатными колесами передней оси и с хорошо
отрегулированным легким рулевым управлением. Во избежание образования льда в зимнее
время предусмотрен обогрев клапанов управления встроенными в них небольшими
сопротивлениями, подключенными к низковольтной сети троллейбуса.
Таким образом, при использовании для передней оси двухскатных колес
можно значительно увеличить нагрузку на переднюю ось. Подобная
конструкция, кроме того, имеет большое значение в связи с постоянным
стремлением увеличивать полный вес двухосных троллейбусов и нагрузки на
каждую из осей.
Кузова
Развитие конструкции кузова привело к замене деревянного каркаса
каркасом из стальных профилей. Кроме того, в связи со стремлением
снизить вес троллейбуса, приходящийся на одного
пассажира, и, следовательно, уменьшить расход
материала, начали создавать полунесущие и
несущие кузова. При несущем кузове вместо рамы
в обычном понимании этого слова
предусматривается несколько небольших вспомогательных
рам (подрамников); последние в сочетании с
каркасом кузова образуют общую несущую
конструкцию, в которую встраиваются или к которой
крепятся различные агрегаты (тяговый
электродвигатель, опоры карданной передачи, ведущий
мост и т. п.). Каркас кузова в настоящее время
все еще делают из стали, в то время как
облицовку и прочие элементы — из легких сплавов.
Особое внимание уделяется обеспечению
хорошего доступа к агрегатам и устройствам
силовой цепи и надежной прокладки электрической
проводки. Большая часть проводов проложена
в специальных желобах. Провода от пускоре-
гулирующей аппаратуры к тяговому
электродвигателю проложены под полом вдоль продольной
оси троллейбуса (фиг. 20) таким образом, чтобы
Фиг. 20 Прокладка
электрических проводов.
была исключена возможность аварий и несчастных случаев. Проводка
проложена по прямой, и поэтому длина ее сведена к минимуму. Все провода
Фиг. 21. Троллейбус с несущим кузовом.
снабжены двойной изоляцией, а желоб герметизирован, что
предотвращает попадание в него пыли и влаги. Как видно из фиг. 20, к про-
928

водке обеспечен легкий доступ, если снять крышки в проходе между
сиденьями. Таким же образом сделана прокладка и остальной проводки,
размещенной внутри кузова. Снижение веса, достигнутое в результате
использования несущего кузова, привело, естественно, к уменьшению
веса троллейбуса, приходящегося на одного пассажира, и к увеличению
полезной нагрузки.
На основании многолетнего опыта проектирования и производства
троллейбусов и прочих тяжелых машин, а также в результате
систематической и упорной работы по усовершенствованию существующих конструкций
были созданы троллейбус большой вместимости и троллейбус с несущим
кузовом (фиг. 21). Эти троллейбусы отвечают требованиям, предъявляемым
к ним как в отношении вместимости, так и в отношении общей конструкции.
Они экономичны в эксплуатации и обладают большим сроком службы.
Вспомогательный привод
В настоящее время созданы конструкции вспомогательных приводов,
позволяющих троллейбусам самостоятельно продолжать движение в местах,
где по каким-либо причинам
прокладка неподвижной
контактной сети является
нежелательной или невозможной
(например, при пересечениях
с некоторыми дорогами и на
участках от конечных
остановок до троллейбусного
парка). Подобный
вспомогательный привод может также
быть использован в случае
неожиданного прекращения
подачи электроэнергии в
контактную сеть.
Простейшим решением
вопроса является установка на
троллейбусе аккумуляторной
батареи с относительно
высоким напряжением,
состоящей, например, из трех
последовательно соединенных 24-вольтовых аккумуляторных батарей (что
дает общее напряжение 72 в). Нормальное (параллельное) соединение
батареи переключают на последовательное при помощи специального
переключателя. При напряжении 72 в тяговый электродвигатель способен
обеспечить движение троллейбуса с малой скоростью на участке
небольшой длины. Однако вследствие недостаточной емкости аккумуляторов
подобный привод не может обеспечить удовлетворительной работы
троллейбуса в случае прекращения подачи электроэнергии в контактную сеть.
Более современным вспомогательным приводом является агрегат,
состоящий из двигателя внутреннего сгорания в блоке с генератором
(напряжение 220 в). Соединенный с генератором автомобильный двигатель
внутреннего сгорания (фиг. 22) мощностью 25 л. с. располагается в средней части
троллейбуса под одним из пассажирских сидений, вследствие чего не
уменьшается число мест для пассажиров. Для технического обслуживания
двигателя внутреннего сгорания и для заправки его топливом и маслом служат
два небольших, закрытых крышками люка, расположенных на левой
стороне кузова. Для того чтобы перейти на движение от вспомогательного
привода, автоматический выключатель троллейбуса устанавливают в
положение «Выключено». Пуск двигателя внутреннего сгорания производится
электрическим стартером. После того как двигатель начнет работать, пита-
59 Бюссиен 644 929
Фиг. 22. Вспомогательный привод для троллейбусов
(двигатель от автемсбиля Volkswagen, соединенный
в один блок с генератором мощностью 14 кет).

ние тягового электродвигателя троллейбуса осуществляется от генератора
вспомогательного привода. Хотя троллейбус и не может в этом случае
двигаться с максимальной скоростью, однако при средней скорости 18—
20 км1час он все же может продолжать работу на линии. Кроме того,
количество бензина в топливном баке обеспечивает больший запас хода, чем
аккумуляторная батарея.
Вспомогательный привод имеет ряд преимуществ, так как дает
возможность:
1) облегчить маневрирование подвижным составом;
2) обходиться без подвески контактной сети в местах, где это затруднено;
3) двигаться по временным объездам;
4) продолжать движение при прекращении подачи электроэнергии
в контактную сеть;
5) объезжать отдельные препятствия;
6) обойтись без устройства поворотных кругов контактной сети на
конечных остановках, что связано со значительной экономией денежных средств.
Токоприемники
Съем тока с обоих проводов контактной сети осуществляется при помощи
двух токоприемников штангового типа, которые, как правило,
устанавливаются на крыше троллейбуса и могут
поворачиваться в горизонтальной плоскости
и перемещаться в вертикальной. Штанги
токоприемников несут на се£е головки
роликового или скользящего типа; головки
установлены на шарикоподшипниках и
могут поворачиваться в вертикальной и
горизонтальной плоскостях.
В то время как в прошлом
преимущественно применялись головки роликового типа,.
в настоящее время предпочтение отдают
головкам скользящего типа. Это объясняется;
тем, что головки скользящего типа
обеспечивают большую площадь контакта и
уменьшают вероятность схода токоприемников;
с проводов и, кроме того, почти совершенно-
не создают радиопомех и шума. Штанги
токоприемников (фиг. 23) имеют длину около*
6 м, поэтому троллейбус может отходить от
оси контактных проводов на 4,5 м в обе
стороны. Штанги оттягиваются вверх при
помощи нескольких пружин, которые
прижимают головки роликового или
скользящего типа к проводам контактной сети
с силой 8—12 кг. Такое относительно незначительное давление оказывается
достаточным благодаря применяемой в настоящее время свободной
(подвижной) подвеске проводов контактной сети, о чем будет сказано ниже.
Такая длина штанг токоприемников позволяет при ширине проезжей
части улицы 11 —12 м и троллейбусе шириной 2,5 м подъезжать на
остановках вплотную к тротуару даже в тех случаях, когда провода контактной
сети подвешены над серединой проезжей части.
Изолированные головки токоприемников соединены с силовой
проводкой троллейбуса кабелем, проложенным внутри штанг. При использовании
вставок головок из серого чугуна провода контактной сети необходима
через определенные промежутки времени смазывать графитовой смазкой.
Если применены угольные вставки, то смазывать провода не требуется.
При использовайии головок скользящего типа провода контактной сети
930
Фиг. 23. Токоприемники с сбщим
основанием, которое крепится на
крыше троллейбуса.

изнашиваются значительно меньше, чем при использовании головок
роликового типа; это объясняется тем, что в первом случае достигается почти
безыскровый съем тока.
На основании последних исследований и многолетней экспериментальной
работы создана легкая головка токоприемника (фиг. 24). Прзимуществами
этой головки по сравнению с ранее применявшимися являются:
1) малый вес (около 2 кг);
2) сварная стальная конструкция, дающая гарантию от поломок;
3) взаимозаменяемость головки в целом и отдельных ее частей;
4) обтекаемая форма головки, предотвращающая повреждения
контактного провода в случае схода последней;
5) малый износ скользящей вставки, так как нормальная эксплуатация
возможна уже при давлении контактной части токоприемника на провод
8—8,5 кг\
6) отсутствие сгорания токоподводя-
щих проводов, что объясняется наличием
искрогасителя и тем, что провода
проложены в защищенных местах;
7) простое и дешевое техническое
обслуживание и ремонт.
Недавно вновь начал получать
распространение уже использовавшийся
в прошлом двухполюсный токоприемник
одноштангового типа. Это стало
возможным после того, как он был
модернизирован, и после создания для него
соответствующей контактной головки. Его
преимущества заключаются В разгрузке крыши Фиг- 24> Контактная головка токо-
троллейбуса (не нужна вторая штанга) приемника.
и обеспечении лучшей маневренности
троллейбуса. Однако необходимо отметить, что его использование связано
с более интенсивным износом проводов контактной сети. Кроме того,
выяснилось, что во избежание схода токоприемника с контактных проводов (в
особенности на поворотах) необходимы особые мероприятия при
устройстве контактной сети.
Для установки головок токоприемников на провода контактной сети
используются штанги или веревки. Штанги постоянно возят в
троллейбусе. Для большего удобства хранения в троллейбусе штанги делают
составными. Соединение частей между собой осуществляется замком
штыкового типа. Установка головок при помощи штанги легче, чем при помощи
веревки; однако из-за необходимости размещения штанги в троллейбусе
и складывания после использования в последнее время стали почти
исключительно пользоваться веревками.
Веревка крепится к ролику, который может перемещаться вдоль штанги
токоприемника. При головке, нормально установленной на провод, ролик
вместе с веревкой скатывается по штанге к основанию токоприемника,
так что при движении троллейбуса веревка не мешает. Если требуется снять
головку с провода, веревку натягивают, и ролик перемещается к верхней
части штанги (так как штанга находится в наклонном положении). Создана
конструкция веревочного ловителя для автоматического опускания штанг
в момент схода головок токоприемников с контактных проводов.
Для большего удобства пользования вспомогательным приводом,
который был описан выше, создаются устройства, позволяющие водителю без
прекращения движения снимать с проводов головки токоприемников. Этим
значительно облегчается переход с питания от контактной сети на питание
от генератора вспомогательного привода.
59'
931

Освещение
Ё прошлом для внутреннего освещения троллейбусов использовалась
энергия высоковольтной (контактной) сети. Лампы накаливания,
рассчитанные на напряжение ПО—120 в, соединялись последовательно так, чтобы
они работали под нормальным напряжением. Во избежание того, чтобы
в случае перегорания одной из последовательно включенных ламп
внутреннее освещение (все или одна из групп ламп) вышло из строя, применялись
лампы, в цоколе которых в случае перегорания нити происходило
замыкание проводников, так что остальные лампы продолжали гореть, хотя
и под несколько повышенным напряжением. В настоящее время от
подобного устройства внутреннего освещения троллейбусов полностью
отказались.
Источником питания для ламп внутреннего освещения служит теперь
низковольтное оборудование с номинальным напряжением 12 в (в редких
случаях 24 в). Низковольтное оборудование состоит из генератора
мощностью 600—12С0 вт (с напряжением 12 или 24 в), привод которого
осуществляется непосредственно от тягового электродвигателя, и
аккумуляторных батарей (одна или две), соединенных с генератором. Если установлены
две батареи, то они соединяются между собой параллельно (при напряжении
12 в) или последовательно (при напряжении 24 в). Низковольтное
оборудование обеспечивает также работу всего наружного освещения (фар,
габаритных фонарей, задних фонарей и фонарей стояночного освещения) и всех
сигнальных и вспомогательных приборов (указателей поворота,
стеклоочистителей, электросигнала и т. д.). При наличии прицепа это же
низковольтное оборудование питает и имеющиеся на нем потребители тока.
Отопление
Для отопления троллейбусов используются отопители мощностью 1000—
2000 вту получающие питание от высоковольтной сети. Отопители обычно
располагают в пассажирском салоне под сиденьями (в последнее время
также и у боковых стен кузова) и заключают в кожухи, что предотвращает
возможность получения ожогов при прикосновении к их раскаленным
частям. В прошлом применяли также отопители, которые одновременно
использовали в качестве пусковых сопротивлений. Такие отопители
помещали в кожухи из легких сплавов и полностью изолировали от окружающего
воздуха. Для лучшей теплоотдачи кожухи делали ребристыми. Применялось
также калориферное отопление, причем воздух подогревался в
электрических теплообменниках.
Защита от токов утечки
Корпус троллейбуса изолирован от земли пневматическими шинами.
Вследствие этого существует опасность, что в случае повреждения изоляции
проложенных в троллейбусе проводов его корпус окажется под напряжением,
и пассажиры в момент, когда они, стоя на земле, возьмутся при посадке
за поручни, получат «удар» электрическим током. Во избежание этого
троллейбусы оборудуются защитными устройствами, которые отводят токи
утечки через токоприемник и отрицательный контактный провод в землю
(фиг. 25). Это осуществляется при помощи двух групп электролитических
элементов, которые, с одной стороны, соединены с положительным или
отрицательным контактным проводом, а с другой, через обмотки
слаботочного реле — с металлическими частями кузова.
Электролитические элементы отрезают путь токам от положительного
контактного провода на металлический корпус троллейбуса; в то же время
они пропускают ток от металлического корпуса на заземленный
отрицательный контактный провод. В результате токи утечки, возникшие в
металлическом корпусе вследствие повреждения изоляции, отводятся на отри-
932

цательный контактный провод. В случае, если ток утечки достигает 150 ма,
срабатывает слаботочное реле, что влечет за собой закорачивание части
добавочного сопротивления и, как
следствие, замыкание контактов —у —
автоматического выключателя
командной цепи, вследствие чего два
силовых выключателя отключают
троллейбус от обоих проводов
контактной сети. Обратное
включение может быть произведено лишь
после того, как будет устранена
неисправность изоляции.
В тех случаях, когда подобный
способ защиты не используется,
применяют сигнализирующее
устройство, которое позволяет
водителю проверять состояние
изоляции проводки троллейбуса. При
нажатии на контрольную кнопку
в случае повреждения изоляции
водитель получает акустический
или оптический сигнал (фиг. 26).
Такие же хорошие результаты,
как и при использовании защитных .
или сигнализирующих устройств,
могут быть получены путем
проведения через определенные
промежутки времени тщательного
профилактического осмотра проводки
причем последний способ, конечно,
О
Фиг. 25. Схема защитного устройства для
троллейбуса:
/ — заземление; 2 и 4 — силовые выключатели;
3 — добавочное сопротивление; 5 — автоматический
выключатель командной цепи; 6 — слаботочное реле;
7 — электролитические элементы; 8 — путь тока
утечки; 9 — масса троллейбуса.
и проверки состояния ее изоляции
наиболее прост. Устройство для авто-
Фиг. 26. Устройство для проверки состояния изоляции проводки троллейбуса:
1 — измерительный прибор со шкалой для измерения напряжения в вольтах и сопротивления в омах;
2 — сухая батарея (с напряжением не менее 300 в); 3 — контрольная кнопка для проверки состояния
изоляции; 4 — кнопка для измерения напряжения сухой батареи; 5 — штепсельная розетка
(используемая, например, для подключения индикатора с приводом от рукоятки); 6 — реле; 7 — добавочное
сопротивление; 8 и // — предохранители; 9 — аккумуляторная батарея автомобильного типа (12 или
24 в); 10 — зуммер; 12 — выключатель; 13 — масса троллейбуса.
матического обесточивания троллейбуса в случае схода токоприемников
с проводов, а также использование проводов с особо высококачественной
изоляцией обеспечивают защиту троллейбуса от образования на его
корпусе электрического заряда — явления, которое наблюдается в редких
случаях.
933

Вследствие того, что троллейбус изолирован от земли, в нем при
некоторых обстоятельствах может возникнуть электрический заряд (например,,
при проезде под проводами линии высоковольтной передачи). Для
обезвреживания этого заряда входные поручни покрывают облицовкой из
изоляционного материала; изолируют также и ступеньки подножек. Проводятся
также опыты с использованием на троллейбусах шин, проводящих
электрический ток. При таких шинах слабые токи утечки могут непосредственно
отводиться в землю.
КОНТАКТНАЯ СЕТЬ
Через контактную сеть к троллейбусу подводится постоянный ток с
напряжением 550—£С0 в. Подвеска проводов контактной сети троллейбуса
должна осуществляться иначе, чем контактной сети трамвая. Это
объясняется тем, что токоприемники относительно свободных в своем движении
троллейбусов создают в проводах контактной сети нагрузки, отличные от
тех, которые создаются трамваями. При прохождении троллейбусом
неровностей дороги в проводах контактной сети создаются нагрузки в
вертикальной плоскости, а при отклонении в сторону от оси контактных проводов —
в горизонтальной. При этом нагрузки прикладываются неравномерно,
а иногда и толчками. Так как решить вопрос одним только увеличением
давления токоприемников на провода не представляется возможным (не
говсря уже о том, что это связано со значительным увеличением износа
контактных проводов), стали вести исследования в направлении изменения
системы подвески контактной сети и нашли удовлетворительное решение
вопроса в устройстве подвижной подвески проводов. В этом случае вредное
действие толчков предотвращается тем, что провода свободно качаются,
чем и обеспечивается сохранность проводов в местах их соприкосновения
с деталями подвески. Подвижная подвеска обеспечивает также успешное
восприятие нагрузок, возникающих при прохождении троллейбусом
поворотов и при изменении длины проводов в связи с колебаниями температуры
окружающего воздуха (фиг. 27).
Один из наиболее распространенных способов устройства подвижной
подвески заключается в следующем (фиг. 27, а). Подвижные несущие клеммы,
к которым непосредственно крепится контактный провод, в свою очередь,
крепятся к изолятору с помощью вилки; вилка может свободно
поворачиваться относительно вертикальной оси. Изолятор сделан в виде звена цепи,
соединяющего вилку с держателем провода. Если держатель представляет
собой консоль, то изолятор крепится к нему непосредственно; если же он
выполнен в виде поперечного троса, то изолятор крепится через
промежуточное звено в виде соединительной дужки.
При таком креплении контактный провод под действием оказываемого
на него давления может практически перемещаться в любом направлении.
Такая подвеска вполне удовлетворяет предъявляемым к ней требованиям
на прямых участках.
На поворотах, однако, приходится применять несколько иную
конструкцию. На поворотах с большим радиусом (фиг. 27, б) вместо вилок
используют шарниры; это делается для того, чтобы предотвратить
скручивание контактного провода, которое в противном случае произошло бы
вследствие вызванного боковым давлением токоприемника наклона
изолятора. При этом подвижность изолятора несколько ограничивается,
оставаясь еще, однако, удовлетворительной. На поворотах с малым радиусом
(фиг. 27, в) подвижность изолятора при подобной конструкции из-за
увеличившегося наклона стала бы уже недостаточной. Поэтому в таких случаях
между изолятором и поперечным тросом вводят промежуточную дужку
с серьгой. Поперечный трос делают составным, причем к каждой дужке
крепят две его части (место крепления одной части можно регулировать
по высоте; вторая часть крепится к ушку, расположенному на верхнем
конце дужки). Таким образом, поперечные колебания контактных проводов
934

воспринимаются промежуточной дужкой и уже со значительно
уменьшенной амплитудой передаются на поперечный трос, где они и затухают.
Вертикальные колебания контактных проводов передаются на изолятор,
лодвижно связанный с нижней частью промежуточной дужки. Колебания
изолятора предотвращают передачу вертикальных колебаний на жесткие
опоры контактной сети и их распространение на прочие контактные провода,
подвешенные к тому же самому поперечному тросу.
Подвижная подвеска обеспечивает на поворотах не только
автоматическую регулировку натяжения, так как контактные провода всегда испыты-
Фиг. 27. Подвижная подвеска контактной сети.
вают некоторое растягивающее напряжение, но и, кроме того, обеспечивает
некоторый запас длины, необходимый для того, чтобы провода на прямых
участках могли колебаться в вертикальной плоскости и свободно изменять
длину при колебаниях температуры окружающего воздуха. Наиболее
рациональной формой поперечного сечения контактных- проводов оказалась
овальная, причем больший диаметр поперечного сечения располагается
горизонтально. При такой форме поперечного сечения до сих пор не было
отмечено случаев перегиба проводов даже в местах крапления. Напротив,
было установлено, что при такой форме достигается наилучший съем тока
контактными головками токоприемников и обеспечивается больший срок
службы проводов и вставок головок, чем при круглой или какой-либо иной
форме поперечного сечения. Площадь поперечного сечения Контактного
провода обыкновенно составляет 80—100 мм2.
Стрелки, которые необходимы в местах разветвлений, в большинстве
случаев делают пружинящими, рассчитанными на определенное
направление движения. Перевод стрелки в то или иное положение осуществляется
извне при помощи троса управления или самим водителем троллейбуса
с помощью электрического устройства. Пересечение одного из ответвляю-
935

щихся контактных проводов со вторым проводом прямого участка,
неизбежное при каждом разветвлении, выполняется путем введения
поворотного промежуточного звена. Поворот этого звена осуществляется при помощи
устройства, соединенного с токоприемником. Все пересечения проводов
на ответвлениях должны быть сделаны под одним и тем же углом (25°).
В местах пересечения вставки контактных головок токоприемников
скользят по специальным направляющим канавкам (фиг. 28).
При пересечениях с однопроводной контактной сетью трамвая
необходимо вводить изоляционные вставки, причем наиболее рационально
вводить эти вставки в трамвайный провод. Если подвижной состав трамвая
имеет дуговые токоприемники, то при пересечениях под острым углом
контактный провод трамвая прокладывается над контактными проводами
Фиг. 28. Пересечение контактных сетей трамвая и троллейбуса.
троллейбуса, а дуга трамвая удерживается в заданном положении при'
помощи вспомогательных проводов; при пересечениях под прямым углом
или под углом, близким к прямому, дуга некоторое время скользит по
изолированным проводам, расположенным на той же высоте, что и провода
троллейбуса, причем дуга при своем движении поочередно касается этих
проводов.
На конечных остановках устраиваются или поворотные круги, или
поворотные треугольники. В этих местах, так же как и в местах проезда
под мостами, может- быть применена жесткая подвеска контактной сети
(такая же, какая применяется для трамвая). Это допустимо потому, что
движение происходит с малой скоростью.
При интенсивном движении всегда следует рекомендовать подвеску
двух пар контактных проводов (по одной паре для движения в каждом
направлении); при небольшом движении можно ограничиться одной парой
контактных проводов с разъездами.
На прямых участках интервалы между местами крепления контактных
проводов к консолям или поперечным поддерживающим тросам составляют
25—30 м\ на поворотах с большим радиусом интервалы должны быть
такими, чтобы угол поворота не превышал 6°, а на поворотах с малым
радиусом 8°.
ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Об общих экономических показателях троллейбусного транспорта судить
трудно, так как в каждом городе характер троллейбусного движения,
качество подвижного состава, использование его вместимости, дорожные
условия и ремонтно-техническая база являются неодинаковыми. Поэтому
каждый проект организации троллейбусного движения должен рассматри-
936

Себестоимость (в %), отнесенная к троллейбусу размерной группы II без прицепа
Тип подвижного состава
(размерная группа)
1 (без прицепа)
I (с прицепом)
11 (без прицепа)
II (с прицепом)
Количество перевозимых пассажиров в час
300
115,5
105
100
74
400
128,5
108
100
89
500
132
86,5
100
92
600
130
96,5
100
81,5
700
123,5
93,5
100
80,5
Среднее
125,9
99,9
100
83,4
ваться в отдельности. Решающим фактором при выборе типа и размера
подвижного состава является себестоимость 1 пассажиро-километра.
По таблице можно составить представление об относительной
себестоимости в случае использования троллейбусов размерных групп I и II с
прицепами и без прицепов при перевозке различного количества пассажиров
в час. Средние цифры по всем пяти примерам показывают, что наименьшая
себестоимость пассажиро-километра получается при использовании
троллейбусов большой вместимости (это объясняется уменьшением в данном
случае приходящихся на одного пассажира заработной платы
обслуживающего персонала и веса троллейбуса).
Кроме того, всеми признано, что троллейбус является таким видом
транспорта, который способствует увеличению пассажиро-потока. Так,
было установлено, что после сооружения троллейбусной линии
пассажиропоток по маршруту увеличился на 30%.
Все большее распространение, которое получает троллейбус,
свидетельствует о том, что он является одним из наиболее современных видов
городского транспорта. Вследствие высоких экономических показателей
троллейбусного транспорта, а также большой потребности в городском
транспорте с высокой провозной способностью, следует считать, что в
будущем троллейбус получит еще большее распространение, чем в настоящее
время.

XXI. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
ВВЕДЕНИЕ
Развитие газовых турбин показывает, что двигатели этого типа могут
Ьытъ с успехом использованы на практике.
Самым большим препятствием на пути к созданию газовых турбин
явилась потребность в особо жаропрочных и жароупорных материалах,
возникающая вследствие высокой температуры газов, сопровождающей рабочий
процесс (высокая температура, в свою очередь, необходима для получения
удовлетворительных значений к. п. д. и расходов топлива). Вследствие
простоты, малого удельного веса и возможности работы на дешевых топ-
ливах газовые турбины давно привлекали внимание конструкторов.
Дополнительными преимуществами газовых турбин по сравнению с поршневыми
двигателями внутреннего сгорания являются отсутствие необходимости
в специальных устройствах для охлаждения, хорошая уравновешенность,
упрощение системы смазки. Создание газовых турбин стало возможным
после того, как в связи с форсированием поршневых двигателей
внутреннего сгорания и использованием в них газотурбинного наддува были
созданы новые марки жаропрочных и жароупорных сталей.
До 1940 г. газовые турбины рассчитывались на мощность не менее
1000 л. с. Проекты, разработанные в последние годы, показали, что могут
быть созданы экономически оправданные конструкции, рассчитанные на
мощность 50 л. с. и даже меньше.
В настоящее время выпускают турбины мощностью 50—100 л. с.
Испытания газовых турбин на автомобилях дают положительные результаты.
Малые газовые турбины наряду с газотурбинными установками большой
мощности необходимы также для судов и самолетов, и это обстоятельство,
несомненно, окажет стимулирующее действие и на развитие конструкции
автомобильных газотурбинных двигателей. При конструировании малых
газовых турбин можно также использовать опыт, накопленный при создании
и эксплуатации газотурбинных двигателей для железнодорожных
локомотивов (газотурбовозов).
РАБОТА ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ
На фиг. 1, а показана схема простой одноступенчатой газовой турбины
с радиальным компрессором. Воздух в компрессоре 2 направляется от
центра колеса к периферии (принцип центрифуги),- а газы в турбине 3 —
от периферии к центру; впуск воздуха и отвод отработавших газов
производятся в осевом направлении. Компрессор и турбина или один из этих
агрегатов могут быть сделаны также в виде осевых машин (фиг. 1,6) и могут
быть многоступенчатыми (фиг. 1, в).
Третьей важной составной частью газовой турбины является камера
сгорания 1, находящаяся между выходом из компрессора и входом в
турбину. Кроме того, газовая турбина, как правило, имеет еще устройства
для подачи топлива и масла, для регулирования работы турбины и для
пуска, а также редуктор 4 для уменьшения обычно очень высокого числа
оборотов турбины.
938

После того как электрический стартер, получающий питание от
аккумуляторной батареи, доведет скорость вращения ротора газовой турбины
до определенного числа оборотов, компрессор начинает в достаточном
количестве нагнетать сжатый воздух в камеру сгорания, где к воздуху и
подводится образовавшееся в результате сгорания топлива тепло. Нагретые
v 1оплибо
I)
Фиг. 1. Схема простой газотурбинной установки (одновальная схема):
'а — с одноступенчатой радиальной газовой турбиной и одноступенчатым
радиальным компрессором; б — с радиальным одноступенчатым компрессором
и осевой одноступенчатой турбиной; в — с многоступенчатой осевой
турбиной и таким же компрессором.
до высокой температуры газообразные продукты сгорания расширяются
в турбине до давления, составляющего на выпуске, например, 1 кг/см2.
При этом температура газов понижается и содержащаяся в них тепловая
энергия превращается в механическую работу. Поскольку вследствие
подвода тепла к нагнетаемому компрессором воздуху мощность, отдаваемая
турбиной, превышает мощность, потребляемую компрессором, то число
оборотов ротора турбины продолжает возрастать до тех пор, пока в
результате действия регулятора, ограничивающего подачу топлива, при заданном
числе оборотов не наступит положение равновесия. Ориентировочно можно
считать, что в современных газовых турбинах полезной является только
одна треть развиваемой турбиной мощности, а две трети затрачиваются
939

на привод компрессора. Таким образом, принцип работы такой газовой
турбины, работающей по циклу со сгоранием при постоянном давлении
и с незамкнутым кругом циркуляции рабочего тела, отличается простотой.
На входе в камеру сгорания и (или) на выходе из нее можно установить
устройства, с помощью которых получается сгорание при постоянном
объеме. Цикл со сгоранием при постоянном объеме обладает в
термодинамическом отношении некоторыми преимуществами по сравнению с циклом
со сгоранием при постоянном давлении. Однако этот цикл еще не имеет
Широкого распространения в связи с тем, что получаемые преимущества
сводятся на нет вредными побочными
явлениями.
О том, насколько прост принцип
работы газовой турбины, можно судить и по
характеризующим его термодинамическим
расчетам, которые приводятся для того,
чтобы читатель мог сопоставлять и
сравнивать параметры газовых турбин,
описанных в настоящем разделе (описание
приводится в простой и краткой форме).
Пусть засасываемый в компрессор
воздух имеет температуру Те и давление реУ
давление на выпуске из газовой турбины
ра, а максимальная допустимая
температура газов Tg. Если исходить из степени;
повышения давления Рс (причем
вследствие неизбежных потерь давления в
камере сгорания степень расширения в тур-
Nnc.
400
300
200
100
0,03
0,01
1230
t = 82O°C
7 Ра
Фиг. 2. Зависимссть мощности от
степени повышения давления при трех бине Рт несколько уменьшится), то ра-
различных температурах газов. бота сжатия в компрессоре и работа
расширения в турбине (на 1 кг
израсходованного воздуха или газа) могут быть вычислены по следующим формулам:
работа сжатия в компрессоре
п И— С
lad-C
х— 1
RTe Pc~-
работа расширения в турбине
л-*—1
(1)
(2)
[]
Если секундные расходы воздуха и газа равны \ т. е. если Gc =
= Ст = G, то полезная мощность N газовой турбины может быть
вычислена по уравнению
Для большего удобства в уравнении (3) механический к. п. д. т\м,
учитывающий все механические потери, объединен с адиабатическим к. п. д.
турбины i\T и записан в виде т\тм. Коэффициент т)с представляет собой
адиабатический к. п. д. компрессора. На фиг. 2 показаны зависимости,,
полученные при использовании уравнения (3) для случая, когда расход
воздуха G = 1 кг/сек; т\тм = т\с = 0,8; ре = 760 мм рт. ст. я Те = 15° С.
В нижней части фигуры приведены отношения веса топлива В к весу
воздуха G. Из фиг. 2 видно, что требуется для получения высоких удельных
мощностей: размеры газовой турбины получаются тем меньше, чем боль*
шую мощность она развивает на каждый килограмм расходуемого ею в одну
секунду воздуха.
1 Имеется в виду, что потери газов (по весу) через неплотности в системе
компенсируются весом подведенного топлива.
940

Если температура воздуха на выходе из компрессора (т. е. можно
считать на входе в камеру сгорания) будет Те, то для нагрева воздуха до
температуры газов Tg при расходе воздуха G кг/сек путем сжигания топлива
с низшей теплотворной способностью На при полном сгорании
(практически сгорает примерно 95%) потребуется топливо в количестве
Так как
Gcp(T -Тс)
Н
дт = X£°L = ± н«1-с
Ъс*
, В
удельный расход топлива о = —j- составит
.75 fa" ('.+■£
Had—С
Ь = ±B£L. _J i *р ■'<- '> г/э. л. с. сек. (5)
Г1С
О влиянии степени повышения давления, температуры газов и к. п. д.
на расход топлива можно судить по уравнению (5). Если подставить в
уравнение (5) реальные значения входящих в него величин, то сразу станет
очевидным недостаток газовой турбины — ее малая экономичность. Так,
удельные расходы топлива при работе простой газовой турбины
описанного выше типа (т. е. турбины с одновальной схемой) в 2—4 раза
превышают удельные расходы, получающиеся при работе современного
поршневого двигателя внутреннего сгорания. Однако, как это будет видно из
описания ряда газовых турбин, этот недостаток не является таким серьезным
и неустранимым, как это может показаться с первого взгляда.
Существенное улучшение экономичности получается уже в том случае,
когда больщэе количество тепла, содержащееся в отработавших газах,
используется для обеспечения рабочего процесса турбины, а именно для
подогрева сжатого воздуха перед его поступлением в камеру сгорания
{этот подогрев осуществляется в теплообменниках). Понятно, что в
результате предварительного подогрева уменьшается количество топлива,
необходимое для того, чтобы нагреть газы до заданной температуры. Подобный
теплообменник, хотя и не является особо желательным дополнением
к конструкции газовой турбины, не вызывает особого усложнения
конструкции.
Снижение удельного расхода топлива (в %) получается тем больше,
чем больше разность температуры газов на выходе из турбины и воздуха
на выходе из компрессора. Степень теплообмена, естественно, получается
тем вышэ, чем больше поверхность нагрева в теплообменнике. Однако,
к сожалению, с увеличением поверхностей нагрева неизбежно растут также
и потери давления воздуха и газов, что приводит к ощутимому уменьшению
перепада давлений, который может быть использован при расширении
газов в турбине. Вследствие этого для получения наилучших результатов
необходимо исходить из оптимальных параметров теплообменника. Если,
как это принято на практике, предварительно подогревать воздух (не
особенно значительно), что не связано со слишком большими (в отношзнии
потерь давления) трудностями при устройстве теплообменника, то
экономия топлива, которая будет при этом получена, может быть подсчитана
по приводимым ниже формулам (с достаточной точностью, несмотря на то,
что пренебрегают потерями давления).
941

Если степень теплообмена в теплообменнике
z = £lz£ (6)
Та — Тс
и если учесть, что при GT — Gc величина Z может быть также выражена
уравнением (обозначения см. фиг. 3)
7 — Тв — Тс
Та-Тс*
тогда, очевидно, можно записать:
TB = ZTA + Tc(l—Z). (7)
Температура Те на выходе из компрессора и температура ТА на выходе
из турбины соответственно составляют
ZZTC
Воздух*
и
A s cp ad~T
v/
I 'й I газ причем при использовании уравнений (8) и (9)
Фиг. 3. Схема теплообмен- температура Тв может быть вычислена по урав-
ника. нению (7).
Количество топлива, которое теперь
необходимо затратить для того, чтобы нагреть газы до той же заданной
температуры Tg, может быть вычислено по формуле
г>/ cpG (Tg — Тв)
В = Ни •
Тогда экономия топлива (в %) может быть вычислена по уравнению
100(1-4:) = 100(1--г^-Й)- <10>
Значения Z = 0,4 -г- 0,5 могут быть уже сейчас получены при
небольших потерях давления с помощью сравнительно несложных средств.
Отправной точкой для оценки степени улучшения экономичности турбины
при использовании теплообменника может служить, например, тот факт,
что при Рс = 3,5, Tg = 840° С и достаточно высоких значениях г\тм и ч}с,
а также степени теплообмена Z = 0,5 может быть достигнуто снижение
расхода топлива до 30%.
СХЕМЫ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Как известно, о степени пригодности данного типа двигателя для
использования в качестве силового агрегата автомобиля судят по характеру
протекания кривой крутящего момента в зависимости от числа оборотов.
В этом отношении характеристика автомобильного поршневого двигателя
внутреннего сгорания оказалась неудовлетворительной, что и привело
к тому, что в силовую передачу автомобиля пришлось ввести
преобразователь крутящего момента (шестеренчатую коробку передач,
гидротрансформатор и т. п.), с помощью которого при необходимости получают
большой крутящий момент при малом числе оборотов ведущих колес, т. е. при
малой скорости движения.
Зависимость крутящего момента от числа оборотов простой газовой
турбины (кривая 1 на фиг. 5), выполненной по схеме, показанной на фиг. 4, а
или фиг. 1,а, имеет в отношении использования этой турбины на автомобиле
весьма неблагоприятный характер. Для того чтобы исправить это поло-
942

жение, достаточно уяснить принцип, положенный в основу устройства?
гидродинамического трансформатора крутящего момента. Двухвальная
схема (фиг. 4,6) имеет для привода компрессора отдельную турбину
(турбину компрессора), а для привода колес автомобиля тяговую турбину,
не имеющую с первой механической связи (связанную с ней лишь
гидродинамически). Для такой двухвальной турбины зависимость крутящего
момента от числа оборотов выразится кривой 13 (фиг. 5), т. е. такой кривой,
которая является наиболее желательной. В такой турбине расширение
газов происходит в двух ступенях, причем первая ступень (примерно две
трети располагаемого перепада давлений) используется для природа
компрессора, а вторая ступень (одна треть располагаемого перепада давлений),
используется для получения полезной мощности.
Примерно то же самое получается и при устройстве газовой турбины
по схеме, показанной на фиг. 4, в. Поток сжатого воздуха после выхода
3 4
/ —
д)
Фиг. 4. Схемы газотурбинных установок:
компрессор; 2 — камера сгорания; 3 — турбина; 4 —
редуктор; 5 — тяговая турбина; 6 — теплообменник.
Фиг. 5. Характеристики!
двигателей:
1 — простая газовая турбина
(одновальная схема);
2 — поршневой двигатель
внутреннего сгорания;
3 — турбина компрессора
и тяговая турбина
(двухвальная схема).
из компрессора разветвляется: часть его направляется в камеру сгорания
турбины компрессора, а часть в камеру сгорания тяговой турбины. Таким
образом, в этой схеме турбины соединены газодинамической связью не
последовательно, а параллельно. В соответствии с распределением
мощности, о котором говорилось выше, в камеру сгорания тяговой турбины
направляется 73 подаваемого компрессором воздуха.
В термодинамическом отношении схемы, изображенные на фиг. 4, б и в,
равноценны. Однако в тех случаях, когда турбину компрессора
(газопроизводящую часть) требуется расположить на значительном
расстоянии от тяговой турбины (газотурбинный двигатель), лучше применять
схему, показанную на фиг. 4, в. Для турбины, используемой в качестве
газопроизводящего аппарата, удобно применять другую схему (фиг. 4, ё).
Для улучшения экономичности в описанные выше схемы могут быть
введены теплообменники; в этом случае схема на фиг. 4, б переходит
в схему на фиг. 4, г, а схема на фиг. 4, в — в схему на фиг. 4, <Э, причем в
последнем случае тяговая турбина может не иметь теплообменника что не
приводит к существенному ухудшению экономичности. В некоторых
случаях (например, когда турбина компрессора значительно удалена от
тяговой турбины — компоновка, необходимая в автомобилестроении)
установка теплообменника тяговой турбины вообще не может быть
осуществлена.
Регулирование газовых турбин может производиться путем
использования такого большого количества различных устройств, что описать их
в данном труде не представляется возможным. Удачные конструкции
некоторых существующих малых газовых турбин говорят о том, что в области
регулирования не следует ожидать особых трудностей.
943

Следует упомянуть также о турбинах с замкнутым кругом циркуляции
рабочего тела (фиг. 6). В подогревателе S, соответствующем паровому
котлу, при помощи нагревательного устройства (топки) 2 нагревают до
заданной температуры рабочее тело (например, воздух), имеющий
замкнутый круг циркуляции. Для повышения к. п. д. установки продукты
сгорания направляются в теплообменник /, где они используются для
предварительного ^подогрева воздуха, поступающего к нагревательному
устройству. Нагретый в подогревателе 8 воздух расширяется в турбине 4 и
совершает при этом полезную работу; после этого он поступает в компрессор 5,
в котором его давление доводится до рабочего, и подается обратно в
подогреватель 8. Выходящий из турбины воздух отдает тепло в
теплообменнике 7; это тепло используется для предварительного подогрева
выходящего из компрессора 5 сжатого воздуха. Дальнейшее охлаждение
выходящего из турбины воздуха до
возможно более низкой температуры
производится в теплообменнике
(холодильнике 6). Если ввести
многократное промежуточное
охлаждение воздуха перед сжатием
(между выходом из турбины и
входом в компрессор) и многократный
промежуточный подогрев воздуха
перед расширением (между
выхо<Е>иг. 6. Газотурбинная установка с замкнутым
кругом циркуляции рабочего тела:
/— теплообменник предварительного подогрева
воздуха; 2 — нагревательное устройство; 3 —
электрический генератор; 4 — газовая турбина; 5 — ком-
дом из компрессора и входом
в турбину), т. е. если приблизить
процессы сжатия и расширения
к изотермическому процессу, то
турбина будет работать примерно
по циклу Карно,
характеризующемуся наиболее высоким термическим к. п. д., который вообще может
быть достигнут при заданном перепаде температур.
Хотя газовые турбины с замкнутым кругом циркуляции рабочего тела
являются несколько более сложными, чем описанные выше, и о работе
подобных турбин (даже в стационарном исполнении) пока имеется лишь
незначительное количество экспериментальных данных, нельзя не видеть
некоторых свойственных им существенных преимуществ, главные из
которых следующие:
а) возможность использования любого топлива, так как продукты
сгорания нигде не соприкасаются с рабочими частями турбины;
б) давление рабочего тела может быть увеличено, в результате чего
уменьшаются размеры установки;
в) в качестве рабочего тела может быть использован не только воздух,
но и другие газы, применение которых могло бы оказаться более выгодным
(однако воздух обладает тем бесспорным преимуществом, что при его
использовании не приходится особенно заботиться об исключении потерь
рабочего тела в процессе работы).
В техническом отношении можно таким образом сочетать давление
рабочего тела и развиваемую турбиной мощность, чтобы установка всегда
работала в диапазоне наиболее высоких значений к. п. д.
Газовая турбина с замкнутым кругом циркуляции рабочего тела очень
сходна с паротурбинной установкой.
СООБРАЖЕНИЯ, СВЯЗАННЫЕ С АЭРО- И ТЕРМОДИНАМИКОЙ
Как следует из уравнений (3) и (5), показатели, характеризующие
работу газовых турбин, их экономичность по расходу топлива и т. п., зависят
от к. п. д. отдельных составных частей газотурбинной установки. В
последние годы (особенно в области малых газовых турбин) были достигнуты
944

очень большие успехи в улучшении рабочих показателей, а также в
повышении температуры газов, допустимой с точки зрения прочности и
долговечности материалов.
Фиг. 7 дает общее представление о влиянии к. п. д. компрессора и
к. п. д. турбины на термический к. п. д. газотурбинной установки
(подробности см. ниже). На фиг. 8, а и б представлены
зависимости между температурой газов, степенью qth
повышения давления и термическим к. п. д. (в
основу этих зависимостей положены к. п. д. отдельных
составных частей газотурбинной установки). Как °>15
следует из фиг. 8, а и б, для получения наиболее
высокого термического к. п. д. в газовых турбинах °>10
без теплообменника степень повышения давления
и температура газов должны находиться в опреде- Q№
ленном соотношении и, кроме того, должны быть по
возможности более высокими (см. также фиг. 2),
вследствие чего выгоднее использовать
многоступенчатые машины.
При введении в газотурбинную установку тепло-
/ /
у
у
А
Та
0,7 0,8
Фиг. 7. Зависимость
термического к. п. д. уста-
/* ~ . _ . . . новки r\fu от к. п. д. тур-
обменника положение несколько меняется (фиг. 9). бины^ги компрессора^.
С повышением степени теплообмена, т. е. с
увеличением предварительного подогрева сжатого воздуха, степень повышения
давления, соответствующая максимальному значению термического к. п. д.,
сдвигается в сторону более низких значений, причем уменьшение
0}Z5
0,15
0,05
1,
f
7
30° С
-*.
}00°С
^980^
3 12 Р/Р
0,40
0,30
0,20
0,10
1
1
1
If
1
1
у
(
п
•
•
°с
.
^-—'
^—
^- —*
'
\
•ft
600
О
к
Р/Р
Фиг. 8. Зависимость термического к. п. д. т]^ от степени
повышения давления и температуры газов при различных значениях
к. п. д. турбины г\т и к. п. д. компрессора г\с'.
— для у\с = г}т = 0,825; б — для у\т = т\с = 0,9 (сплошные
линии) и т}>р = t\q = 1 (штриховая линия).
степени повышения давления ограничивается возрастанием относительной
величины вызываемых теплообменником потерь давления. Снижение потерь
давления может быть достигнуто путем увеличения размеров
теплообменника, который в большинстве случаев обеспечивает достаточное
уменьшение шума, ^возникающего в процессе выпуска.
При рассмотрении факторов, влияющих на рабочие показатели
газотурбинной установки, нельзя также забьвать и о влиянии температуры
воздуха на^входе в компрессор (фиг. 10). Влияние температуры воздуха
на мощность газотурбинной установки больше, чем на мощность
поршневого двигателя внутреннего сгорания (штриховая линия).
60 вюссиен 644 945

Если принять степень повышения давления 3,5 : 1, -цс = 0,8, ч\т =
= 0,85 и tg = 980° С при весе автомобиля 1200 кг и мощности двигателя
130 л. с, то получим расходы топлива, представленные на фиг. 11, а и б.
Хотя здесь производится сравнение существующего поршневого двигателя
внутреннего сгорания с газовой турбиной, которую еще в настоящее время
не выпускают, нельзя не обратить внимание на экономичность газовой
турбины при мощностях, близких к
максимальной. Газовая турбина вполне успешна
работает на более дешевом топливе, к
которому нет нужды добавлять
антидетонационные присадки и которое может не
Qth
25
20
15
10
1
50
\
30° С
-980°
С
V
Фиг. 9. Влияние
коэффициента теплообмена на
термический к. п. д. т]^ при
различных степенях повышения
давления.
120
100
-20 0 20 kO 60 °С
Фиг. 10. Зависимость мощности
N от температуры воздуха в °С
(пример).
обладать высокой испаряемостью. В отношении очистки воздуха газовая
турбина также значительно менее требовательна, чем поршневый двигатель
внутреннего сгорания.
При дальнейших сравнениях в
основу была положена газовая турбина*
Ь%
100
50
км/л
Vhm/чпс
Укм/час
а) б)
Фиг. 11. Сравнение расхода топлива газовой турбиной
с теплообменником и без него (сплошные линии) и поршневым-
двигателем внутреннего сгорания (штриховая линия).
сделанная по схеме, показанной на фиг. 4, б. При полезной мощности
130 л. с, одноступенчатом радиальном компрессоре и двух
одноступенчатых осевых турбинах приняты следующие параметры:
Температура воздуха на входе в компрессор в °С 25
Степень повышения давления при полной нагрузке 3,5 :1
Характеристика компрессора См. фиг. 12, а
Температура газов при полной нагрузке в°С 725
Зависимость к. п. д. тяговой турбины от числа оборотов . . См. фиг. 12, б
Потери давления между компрессором и турбиной в % ... 5
Рабочий режим турбины компрессора обычно может быть в достаточной
мере приближен к наивыгоднейшему. Крутящий момент и число оборотов
тяговой турбины изменяются в широких пределах в зависимости от условий
движения автомобиля. При уменьшении отдаваемой газотурбинной
установкой полезной мощности удельные расходы топлива быстро возрастают..
946

На фиг. 13 представлена зависимость удельного расхода топлива от отдаваемой
полезной мощности при постоянном числе оборотов для газотурбинной
установки мощностью 150 л. с, сделанной по схеме, показанной на фиг. 4, бши^в
(мощность регулируется путем изменения проходного сечения сопел; ч\с =
= Tjr = 0,8; степень
повышения давления 3,2 : 1;
температура газов tg max=
= 800° С; теплообменник
отсутствует).
В условиях
эксплуатации на автомобиле при
изменяющихся числах
оборотов и без
регулирования путем изменения
проходного сечения сопел
можно ожидать получения
характеристик, Представ-
ленных на фиг. 14. При
25
50 75
Фиг. 12. Характеристика компрессора и зависимость
к. п. д. турбины от числа оборотов я.
принятых реальных
значениях степени повышения давления и температуры газов часовые расходы
топлива в диапазоне нагрузок 20—100% остаются приблизительно
постоянными . Новейшие конструкции
авиационных газотурбинных
установок позволяют рассчитывать на Nyo
получение удельных расходов топ-
80
Ь%
300
100
100
60
20
80
1Z0 N%
/
/
\,
/
s
ч
>
N
- ь%
300
-200
100
20 10
Л*
160
120
80
20
60 80 100 120 п%
Фиг. 13. Удельные расходы топлива
в газотурбинной установке в %
в зависимости от мощности N.
Фиг. 14. Характеристики турбины с
нерегулируемыми соплами, сделанной по схеме,
показанной на фиг. 4, б:
N — мощность; М^ — крутящий момент; b —
удельный расход топлива
лива, только незначительно отличающихся от расходов сравнимых
поршневых двигателей внутреннего сгорания. Вследствие этого перспективы
использования газотурбинных установок в качестве силовых агрегатов для
автомобилей не следует ставить под сомнение.
ПРИМЕРЫ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ МАЛЫХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Газовая турбина Boeing
Газопроизводящая часть турбины (фиг. 15, а и б) состоит из
одноступенчатого радиального компрессора с колесом полуоткрытого типа, двух
камер сгорания цилиндрической формы, одноступенчатой осевой турбины,
устройств для регулирования и соответствующих вспомогательных устройств,
расположенных между компрессором, турбиной и камерами сгорания.
Номинальное число оборотов вала турбины компрессора составляет 36 000
в минУтУ> максимальное,число оборотов вала тяговой турбины, к которому
присоединен понижающий редуктор с передаточным отношением 9,6 : 1,
60* 947

Составляет 24 000 в минуту. Регулирование мощности осуществляется
исключительно путем изменения подачи топлива. Полная полезная мощность
может быть снята уже через 15 сек. после пуска; время разгона с холостого
хода (около 10 000 об/мин) до полной нагрузки около 5 сек. Кроме того,
полностью отсутствуют вибрации при работе; общее количество деталей
на 80% меньше, чем в поршневом двигателе внутреннего сгорания, а
количество сопряженных деталей с жесткими допусками на 85% меньше.
В этой турбине нагрузочная характеристика, соответствующая
наилучшей экономичности, представляет собой кубическую параболу, т. е. является
весьма благоприятной для использования ее на автомобиле (фиг. 16). Успехи,
достигнутые при создании этой турбины, дали возможность перейти к
широким испытаниям газовых турбин для грузовых автомобилей, катеров и
привода шнековых транспортеров. В усовершенствованной конструкции ^фиг. 17)
изменена форма выпускных патрубков; установлен глушитель на входе
в компрессор и улучшено устройство вспомогательного оборудования.
На фиг. 18 для сравнения приведены зависимости мощности от
температуры впускаемого воздуха для турбины (кривая /) и поршневого двигателя
внутреннего сгорания (кривая 2), установленного на таком же грузовом
автомобиле. На фиг. 19 приведены зависимости крутящего момента от чксла
оборотов для газовой турбины Boeing (кривая /) и трех поршневых
двигателей внутреннего сгорания (кривые /, //, ///); из этой фигуры ясно видно
преимущество газовой турбины, выражающееся в гораздо меньшей
потребности в переключении передач. Относительно высокий расход топлива
(фиг. 20) не показателен, так как рассматриваемая первая автомобильная
газовая турбина работала при умеренной степени повышения давления
воздуха и без теплообменника. Необходимо принимать во внимание следующие
преимущества газовой турбины по сравнению с поршневым двигателем
внутреннего сгорания:
а) возможность использования более дешевых топлив;
б) небольшие размеры (фиг. 21 и 22) и малый вес, что при заданном радиусе
действия позволяет увеличить полезную нагрузку автомобиля;
в) меньший износ, что (после достаточной доводки конструкции)
означает снижение расходов на ремонт;
г) легкий пуск в условиях низкой температуры окружающего воздуха
и отсутствие необходимости в водяном охлаждении;
д) меньший расход масла.
Экономичность можно повысить путем введения в турбину
теплообменника.
Можно привести еще ряд возражений против применения газовой турбины,
однако большая их часть может быть поставлена под сомнение на
основании результатов эксплуатации достаточно усовершенствованных
авиационных газовых турбин. Время работы некоторых авиационных газовых турбин
между капитальными ремонтами в течение нескольких лет удалось увеличить
в несколько раз, и теперь оно составляет 1000 час. Соответствующий пробег
автомобиля между капитальными ремонтами двигателя составит 30—
50 тыс. км, что для начала следует признать более чем удовлетворительным.
Опыт эксплуатации газовых турбин в авиации, кроме того, говорит о том,
что стоимость капитального ремонта газовой турбины также значительно
ниже, чем поршневого двигателя внутреннего сгорания, что совсем не
удивительно, так как газовая турбина состоит из гораздо меньшего числа деталей.
Часто спорят по вопросу о том, насколько газовая турбина способна
осуществлять торможение автомобиля, в особенности на крутом спуске.
Экспериментальные работы существенно дополнили теоретическую разработку
этого вопроса. Положение, имеющее место в газовой турбине при переднем
(прямом) и заднем (обратном) ходе, представлено на фиг. 23. Справа от оси
ординат показаны зависимости мощности N и крутящего момента Md
от числа оборотов п при переднем ходе (со знаком «+»); внизу справа —
скорости на лопаточном венце турбины (W — относительная скорость газов;
948

Фиг. 15. Газовая турбина Boeing (мощность 175 л. с, вес 90 кг):
а — схема; б — общий вид; / — компрессор; 2—камера сгорания; 3 — кольца
соплового аппарата; 4 и 5 — колеса турбины; 6 — органы управления и регулирования
и вспомогательное оборудование; 7 — редуктор; 8 — выпускная труба.
Фиг. 16. Характеристики турбины
Boeing:
А — наивыгоднейший диапазон чисел
оборотов; / — полная нагрузка; 2 —
частичная нагрузка.
Nn с.
150
WO
>
/
/,
1000
■ ч n
A
У 2
2000
-1-
41
0,6
n од/nun
949

Фиг. 17. Усовершенствованная газотурбинная установка Boeing.
Nn.c
250
200
Г50
'00
-U0 -20 0 +20+40 °С
Фиг. 18. Зависимость мощности
газовой турбины Boeing от
температуры засасываемого в
компрессор воздуха.
1000 2000 п об/мин
Фиг. 19. Сравнение кривых
крутящего момента газовой
турбины Boeing и трех
поршневых двигателей
внутреннего сгорания.
Ь
0,75
\
<
2
25 50
п%
Фиг. 20. Удельные расходы
топлива b кг/л. с. ч. в
зависимости от числа оборотов
в минуту п в %:
1 ~ газовая турбина; 2 ~
дизель.
Фиг. 21. Газовая турбина и дизель под
капотами двух одинаковых грузовых автомобилей.
950

V — направление вращения). Если при спуске с горы включить задний ход,
то будут получены зависимости, изображенные в левой части фиг. 23 (со
знаком « — »). При заднем ходе мощность и, крутящий момент (являющиеся
силами, производящими торможение) получаются большими, чем при перед-,
нем ходе (например, +50% об/мин и —50% об/мин).
Фиг. 22. Турбина Boeing на шасси грузового автомобиля Kenworth.
Ма%
Таким образом, чем сильнее нажимать при спуске с горы на педаль подачь
топлива (после предварительного включения заднего хода),тем сильнее
становится тормозящее действие турбины, причем в зависимости от крутизны
спуска дальнейший нажим на педаль
приведет к постепенной остановке
автомобиля и к началу движения в
обратном направлении (т. е. в гору).
Испытания дали возможность
сделать вывод, что газотурбинный
двигатель можно рассматривать как силовой
агрегат, вполне подходящий для
грузового автомобиля. Динамические
качества автомобиля оказались весьма
удовлетворительными, в некоторых
условиях даже отличными; шум при
работе также оказался не очень
большим (между тем, как известно,
проблема борьбы с шумом при работе
быстроходного дизеля все еще не может
считаться вполне решенной).
Некоторые затруднения с системой выпуска были быстро преодолены.
Учитывая новизну конструкции рассматриваемой газовой турбины и
отсутствие подробных данных по результатам испытаний, давать окончательные
выводы все же преждевременно.
Фиг. 23. Мощность и крутящий момент
при прямом и обратном ходе газовой
турбины.
Испанская газовая турбина
Испанская газовая турбина мощностью 170 л. с. (фиг. 24),
предназначенная для установки на автобус вместо дизеля, в основном выполнена по схеме,
показанной на фиг. 4, д. Она имеет двухступенчатый радиальный
компрессор и два теплообменника, обеспечивающих коэффициент теплообмена 50%;
Конструктивное решение турбины довольно удачное; размеры турбины очень
небольшие (длина 140 см, высота 50 см, ширина 75 см вместе с
теплообменниками). Расположение турбины на автобусе (фиг. 25) показывает, что
различным вопросам, о которых говорилось выше, уделено достаточное
внимание.
951

Фиг. 24. Испанский проект
газотурбинной установки
мощностью 170 л. с:
1 — корпус турбины; 2 —
вспомогательное оборудование; 3 —
компрессор; 4 — теплообменник.
Фиг. 25. Расположение газовой турбины (фиг. 24) на автобусе.
Газовая турбина Laffly
На парижской автомобильной выставке 1951 г. демонстрировалось шасси
французского грузового автомобиля с газовой турбиной. Схема работы
газотурбинной установки в значительной мере сходна с турбиной Boeing;
расположение ее на щасси является оригинальным и в известной степени
напоминает испанский проект. Особое внимание было уделено вопросу борьбы
с щумом: установка имеет глушители на входе в компрессор и на выходе
из турбины. Данные, полученные при испытании подобной установки,
не опубликованы. Экспериментальная установка оснащена двухступенчатым
радиальным компрессором; теплообменник не предусмотрен.
Газовые турбины Turbomeca
Малая авиационная газотурбинная установка Turbomeca использовалась
на легком самолете, а также применялась на более тяжелых самолетах для:
облегчения взлета. Среди созданных на этой базе моделей, сделанных по
схемам, показанным на фиг. 4, а, б и е, имеются некоторые, представляющие
большой интерес (фиг. 26, а, б; 27, а; 28, а, б). Одной из их особенностей
является кольцевая камера сгорания, причем впрыск топлива осуществляется
через отверстия в диске, вращающемся с числом оборотов вала турбины.
Такая конструкция, применяемая во всех малых установках Turbomeca,
952

л. с
110
130
90
50
10
- 15°С 160мм
pm.emj
Хб5^
-
гЪ
i—
■^0,6
*~0,7
- 1 "г//7 С U
Л С
150
100
г/(/ас
50
26W3 30 ГО3 36 W3 of/Mutt
0 3 6 9 11 км
г)
Фиг. 26. Французская газотурбинная установка Turbomeca,
сделанная по схеме, показанной на фиг. 4, а.
953

исключает наличие в газовой турбине раскаленных поверхностей (кроме
выпускной трубы), что повышает ее надежность и экономичность.
Опубликованные мощностные показатели (фиг. 26, <?, г; 27, б, в; 28, в) позволяют
сделать заключение о высоких к. п. д. составных частей установок.
Установка, изображенная на фиг. 28, а и б, предназначена специально
для использования на автомобилях. Она, так же как установка Boeing
и испанская установка, сделана двухступенчатой.
15°, 760ммртст ««а*/час
Зб000°#/мин
100*10
50'
/
/
У
/
0,8 1 к г/сек
В)
0,4 0,6 0,8 кг/сек
в)
Фиг. 27.
Французская газотурбинная
установка Turbo-
meca, сделанная по
схеме, показанной
на фиг. 4, е.
Серия газотурбинных установок Turbomeca доказывает, что по схеме,
показанной на фиг. 4, е, можно делать турбины, отвечающие самым
различным требованиям.
Высказанное выше мнение о том, что схема, показанная на фиг. 4, в,
обладает некоторыми преимуществами, подтверждается тем, что была
создана газотурбинная компрессорная установка (фиг. 27, а), характеристика
которой (по подаче сжатого воздуха в работающую с ней тяговую или
рабочую турбину) представлена на фиг. 27, б. Преимуществом, свойственным схеме
на фиг. 4, в, является свобода выбора способа размещения газотурбинной
установки на автомобиле: при использовании этой схемы газопроизводящая
часть (турбина компрессора и компрессор) и тяговая турбина могут быть
расположены на значительном удалении, так как в отличие от схемы на
фиг. 4, 6 по трубопроводам придется подавать только подогретый сжатый
воздух. Нельзя, однако, не сказать и о свойственном схеме почти неизбежном
недостатке: значительных напряжениях в материале турбинных колес.
Турбины Centrax и Rover
Газотурбинный двигатель Rover был испытан на спортивном автомобиле
(фиг. 29). Автомобильная газотурбинная установка Centrax мощностью
160 л. с. (фиг. 30) сделана по схеме, показанной на фиг. 4, б. Эта установка
.954

П о6/мин
Фиг. 28. Французская газотурбинная установка Turbomeca,
сделанная по схеме, показанной' на фиг. 4, б.
955

имеет высокую степень повышения давления (5, 8 : 1), длину 150 см, диаметр*
около 43 см и вес всего около 150 кг.
Высокая (по сравнению с другими конструкциями) степень повышения
давления (табл. 1) объясняется стремлением получить достаточно высокую
экономичность без использования теплообменника. В компрессоре восемь
осевых ступеней и одна радиальная; камера сгорания состоит из девяти труб,
расположенных по образующей конуса и заключенных в общий кожух; турбина
компрессора вследствие высокой степени повышения давления имеет две осевые
Фиг. 29. Схема и внешний вид английского спортивного газотурбинного
автомобиля Rover (газовая турбина расположена позади сиденья
водителя и пассажира):
/ — компрессор; 2 — тяговая турбина; 3 — турбина компрессора.
ступени. Связь между тяговой турбиной и понижающим редуктором сделана
таким образом, чтобы была исключена возможность передачи вибраций
турбины на шестерни. Число оборотов турбины компрессора 40 000 в минуту
и тяговой турбины — 35 000 в минуту. Другими особенностями этой малой
газотурбинной установки являются электрический стартер, работающий
при напряжении 24 в, шестеренчатый насос для подачи топлива и десять
отдельных отверстий, симметрично расположенных по окружности, для
впуска воздуха в компрессор.
Первая автомобильная газовая турбина Rover мощностью около 100 л. с.
имела одноступенчатый радиальный компрессор (колесо с двумя боковыми
дисками-крышками) и две камеры сгорания и должна была быть оснащена
теплообменником для того, чтобы снизить расход топлива, который
примерно вдвое превышал расход топлива поршневого двигателя внутреннего
сгорания.
В более поздней конструкции мощностью 200 л. с, предназначенной для
использования на морских катерах (фиг. 31, а и б), имелась только одна
956

Таблица 1
Параметры
Мощность в л. с
Вес в кг
Максимальная температура газов j °С . .
Расход воздуха в кг)сек
Степень повышения давления
Расход топлива в кг/д. л с. ч
Теплообменник
Число оборотов в минуту тяговой турбины
Редуктор
Турбина
Boeing
175
91
815
1,48
2,9: 1
0,53
24 000
9: 1
Испанская
турбина
170
120
800
1,45
4,3: 1
0,32
50%
24 700
10: 1
Турбина
Centra х
160
115
825
0,96
5,8: 1
0,32
—
35 000
7: 1
Турбина
Laffly
Л 90
105
800
0,41
24 000
12: 1
Турбина
Rover
— 190
200
800
3,5: 1
0,54
30 000
7: 1
Турбина
Turbomeca
-100
820
2
3,6: 1
0,44
27 000
8: 1
t Г"""!
L.J
Фиг. 30. Английская газотурбинная установка Centrax мощностью 160 л. с.

Фиг. 31. Английская газотурбинная
установка Rover мощностью 200 л. с.
Фиг. 32. Части газовой
турбины Rover.
958

камера сгорания. В остальном конструкция осталась без существенных
изменений.
По имеющимся сведениям, установка мощностью 100 л. с. (фиг. 32) имеет
длину около 96 см и высоту 57 см; диаметр колеса компрессора составляет
16,5 см. Данные относительно веса установки очень противоречивы (от 150
до 235 кг). Электрический стартер доводит число оборотов вала турбины
до необходимого для обеспечения воспламенения топлива (7000 об/мин) в
течение 10 сек. После этого мощность турбины может быть быстро доведена
до полной. Автомобиль имеет только педаль подачи топлива и педаль тормоза.
В течение 14 сек. на автомобиле была достигнута скорость 97 км/час (в
исходном положении автомобиль стоял неподвижно, а турбина работала на холостом
ходу); максимальная скорость при официальных испытаниях составила
около 140 км/час при числе оборотов вала турбины компрессора 35 000>
в минуту. Несмотря на то, что на автомобиле не было никаких специальных
устройств для глушения шума при выпуске, было отмечено отсутствие
неприятного или чрезмерно сильного шума.
Турбины Solar
Малая газотурбинная установка Solar была применена для привода <
судового пожарного насоса (фиг. 33). Эта установка является значительным,
Фиг. 33. Газотурбинная установка Solar:
а - полностью собранная установка, смонтированная в переносной раме; б - вид со стороны редуктора
и впуска в компрессор.
шагом вперед в деле создания турбин мощностью около 50 л. с. Необходимость
получения малых размеров агрегата и возможности пуска от руки
предрешила выбор одноступенчатого радиального компрессора при
относительно невысокой степени повышения давления (2, 44 : 1), числе оборотов 40 000
в минуту и расходе воздуха немногим более 1 кг/сек. Турбина радиальная;
колесо турбины и колесо компрессора сидят на одном валу, причем расстояние
между ними составляет около 15 мм. Вал опирается на один роликовый
и два шариковых подшипника. Диаметр колеса компрессора 176 мм Ыг =
= 0,745); диаметр колеса турбины 188 мм (т\т = 0,780). *
Мощность турбины составляла около 47 л. с. при удельном расходе
топлива 1 кг/э.л. с. ч. и температуре газов 620° С (при температуре
окружающего воздуха 27° С). F<y
Окружные скорости и температуры не являются чрезмерно высокими
и не превосходят хорошо освоенных к настоящему времени величин. Сухой
959

вес агрегата (фиг. 33, а) без топливного бака составляет 75 кг; габаритные
размеры 68 X 60 X 60 см. Во время испытания при мощности 57 л. с. и при
температуре газов 690° было отмечено снижение расхода топлива на 5%.
В камере сгорания имеется короткий шатровый стабилизатор пламени.
Для зажигания используются магнето и свеча. Следует упомянуть о
предложении перейти на изготовление колеса турбины методом прецизионного
литья.
Пуск агрегата производится при помощи пусковой рукоятки,
соединенной с валом турбины системой цепных передач. Вначале число
Фиг. 34. Газовая турбина Solar, предназначенная для привода судового
электрогенератора мощностью 250 кет.
оборотов вала турбины доводится до 4500 в минуту, при котором
обеспечивается надежная искра зажигания. После этого открывается доступ топлива
к выведенной в камеру сгорания форсунке, и турбина начинает работать.
Однако число оборотов вала турбины приходится продолжать увеличивать
при помощи рукоятки до тех пор, пока число оборотов не возрастет до 11 —
12 тыс. в минуту, т. е. до тех пор, пока образуется избыток мощности,
необходимый для доведения числа оборотов турбины до номинального.
Специальными регулирующими устройствами поддерживается постоянное число
оборотов турбины независимо от нагрузки и предотвращается
превышение максимально допустимого числа оборотов в случае внезапного
уменьшения нагрузки, что может произойти при разрыве водяной струи в насосе
или при поломке валов и шестерен. Конструкция используемых для этой цели
регулирующих устройств сходна с конструкцией регуляторов паровых
турбин
Практически независимо от температуры окружающего воздуха (вплоть
до арктических условий) пуск малой газовой турбины (от выключенного
состояния до отдачи полной мощности) производится в течение менее чем
1 мин. Это является важным обстоятельством при использовании газовой
турбины, например, для привода пожарного насоса. Еще одним важным,
а для некоторых областей применения решающим преимуществом малых
газовых турбин является их низкий удельный вес. Известно, что другая
малая газовая турбина мощностью 100 л. с. имеет вместе с редуктором
удельный вес менее 0,5 кг/л. с.
Создана также более мощная турбина для привода судового генератора
мощностью 250 кет (фиг. 34). Турбина имеет десятиступенчатый осевой
960

компрессор, камеру сгорания цилиндрической формы, двухступенчатую
осевую турбину с понижающим редуктором (по схеме на фиг. 4, а) и
глушитель на впуске воздуха в компрессор. Основные размеры 150 X 90 см; вес
газовой турбины 250 кг. Для уменьшения общей длины установки струя
газов меняет в компрессоре и камере сгорания свое направление на 180°.
Для пуска используется сжатый воздух (снабжение сжатым воздухом
турбины, установленной на корабле, не представляет каких-либо затруднений),
который, выходя из специальных отверстий, давит на лопатки турбины
и приводит ее колесо во вращение (этот принцип может быть использован
вместо электрического стартера для пуска малых газовых турбин в тех
случаях, когда на месте имеется сжатый воздух).
Газовые турбины Airesearch
Газотурбинные установки выпускаются для привода генераторов и для
привода компрессоров (фиг. 35 и 36). Турбины предназначаются преимуще-
Фиг. 35. Газовая турбина Airesearch, предназначенная
для привода электрогенераторов, насосов и т. д.
ственно для самолетов и могут быть использованы как силовые агрегаты для
различных вспомогательных устройств, которые могут сделать самолет
Фиг. 36. Газовая турбина Airesearch, выполненная
по схеме, показанной на фиг. 4, е.
независимым от постороннего обслуживания (например, от автостартера
и т. п.). Газотурбинные установки этой фирмы отличаются главным образом
тем, что используемые в них компрессор и турбина являются радиальными
машинами. Вследствие использования турбин на борту мощных скоростных
самолетов при их конструировании особое внимание было обращено на ком-
61 Бюссиен 644 961

пактность конструкции, малый вес и высокую надежность, а также на
удобство установки в нужном месте (фиг. 37). Воздух (см. фиг. 36) в радиальном
направлении поступает в двухступенчатый компрессор и, изменив
направление своего движения на 180°, поступает в две камеры сгорания
цилиндрической формы; газы поступают в направляющий аппарат в тангенциальном
направлении и выходят из турбины в осевом направлении. Турбина
(см. фиг. 36) развивает полезную мощность 65 л. с. при весе 40 кг и
40 000 об/мин. Вес турбины, показанной на фиг. 35, только немногим больше,
однако ее полезная мощность больше на 33%. Пуск обеих машин
осуществляется электростартером мощностью 1 л. с.\ все вспомогательные
механизмы (топливный и масляный насос, регуляторы, вентилятор для
охлаждения масла и т. п.) объединены в одну общую группу. Вследствие легкого
пуска при низкой температуре, о чем
выше уже упоминалось, установка,
подобная изображенной на фиг. 36,
используется в отопительном
устройстве, рассчитанном на 1 млн. ккал/час.
Для получения хороших
эксплуатационных показателей, в том числе
| для снижения расхода топлива,
важно, чтобы компрессор газовой
| турбины, используемой в качестве
установки для получения сжатого
| воздуха, при изменении количества
| отбираемого воздуха не переходил
! на режим работы насоса и чтобы не
было значительных колебаний дав-
Фиг. 37. Газовая турбина (фиг. 36) в готовом ления, т. е. чтобы на диаграмме
для установки виде (в металлическом кожухе <<объем _ давление» кривые зависи-
с креплениями). ^ ^
мости давления от числа оборотов
протекали возможно более полого. Кроме того, желательно, чтобы значения
к. п. д. оставались достаточно высокими на всем диапазоне изменения
количества отбираемого воздуха (от нуля до максимального отбора). Эти
соображения оказывают влияние на конструкцию компрессора, так как
компрессоры, рассчитанные на большую подачу на одну ступень, как правило,
обладают характеристикой с крутым протеканием кривых зависимости давления
и объема от числа оборотов. Еще одним требованием, которое должно быть
принято во внимание при конструировании, является требование обеспечить
пуск при использовании небольшой мощности; последняя задача вряд ли
может быть полностью решена только путем теоретических изысканий.
В то время как для некоторых случаев применения на самолетах хорошие
результаты получаются при использовании установок по типу, показанному
на фиг. 33, начинают получать все более широкое распространение
газотурбинные установки для получения сжатого воздуха (см. фиг. 36). Это
объясняется тем, что одна такая установка может питать сжатым воздухом
несколько газотурбинных двигателей и что в этом случае турбина
компрессора и приводная турбина могут быть расположены раздельно. Кроме того,
как об этом уже упоминалось выше, при отдельной турбине компрессора
(«двухвальная схема») получается более благоприятная зависимость между
крутящим моментом и числом оборотов, что также может оказаться весьма
существенным.
На фиг. 38, а и б представлена одна из тяговых газовых турбин,
созданных фирмой. Турбина имеет колесо с углом 90° и сопловый венец, состоящий
из сопел с регулируемым проходным сечением. Такой метод регулирования
является наиболее целесообразным, например тогда, когда требуется
поддержание постоянного числа оборотов при переменной нагрузке и
изменяющейся во времени подаче сжатого воздуха. В конструкцию турбины входят
устройства для подачи топлива и масла, регуляторы, вентилятор для охлаж-
962

дения масла и понижающий редуктор; после включения зажигания турбина
работает автоматически. При работе турбины стенки ее наружного кожуха
не нагреваются, что является большим преимуществом и достигается
соответствующим устройством сопловой камеры и рациональным расположением
воздухо- и газопроводов.
Можно предположить, что подобные или близкие по конструкции газовые
турбины, выполненные по схеме, показанной на фиг. 4, в, по всей
вероятности, найдут применение в качестве
силовых агрегатов для автомобилей.
Фиг. 38. Газотурбинный двигатель Airesearch:
/ _ фланец; 2 — редуктор с шестернями; 3 — вентилятор для охлаждения масла; 4 —
регулируемые сопла, 5 — камера сгорания; 6 — устройство для зажигания; 7 — патрубок для выпуска
отработавших газов; 8 — патрубок для впуска воздуха; 9 — радиальное колесо турбины;
10 — регулятор.
Основанием для этого служит то, что такие газовые турбины успешно
работают очень долгое время при высокой температуре газов и высоких
окружных скоростях колес.
Французский проект турбины с газопроизводящей частью в виде
свободно-поршневого агрегата
Конструкторы газовых турбин уже много лет работают над созданием
таких агрегатов, газопроизводящая часть которых работала бы по
принципу двигателя внутреннего сгорания со свободно движущимися
поршнями. Во французской газотурбинной установке, предназначенной для
грузового автомобиля большой грузоподъемности, газопроизводящей частью
для двухступенчатой газовой турбины служат две машины со свободно
движущимися поршнями весом 250 кг (мощность каждой машины 120 л. с);
при 1870 ходах в минуту эти машины подают газ при температуре 570° С
(степень повышения давления 4:1). Колеса турбины рассчитаны на работу
с окружной скоростью 400 м/сек, что при температуре газов 570° С можно
считать допустимым. При максимальной полезной мощности 240 л. с.
предполагается удельный расход топлива 0,25 кг/э. л. с. ч. Особый
переключающий механизм позволяет в соответствии с необходимостью включать одну
или две ступени тяговой турбины; для заднего хода служит третье колесо
турбины.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
На пути к превращению легкового автомобиля с газотурбинным
двигателем в дешевый, доступный широким массам вид транспорта имеется еще
много трудностей; однако уже сейчас возможно широкое использование
61* 963

Таблица^
Марка материала
19-9 DL
N 155
Nimonic 80
Inconel X
Hastelloy В
S 816
Discaloy
16-25-6
ATS hochnorm (DEW)
WF 100 D
DVL 42 (PMWC)
(DVL-Heraeus)
V2A-E-D
FBD (SAS8) (Bohler)
Tinidur
BVT90(Boch. Ver)
Ni
9
18—22
72—76
10

Остальное
18-22
25
24—27
10,3
12,9
34,2
9,0
15,0
0,70
—
Cr
19
18—22
20-22
14—16
—
18—22
13
15—17,5
19,3
14,8
14,8
18,0
16,5
12,8
1,10
Материалы
дли газовых турбин
Содержание легирующих примесей в %
Cb
0,4
0,75-1,25
_
0,7—1,2
—
2,5—4
—
—
—
—
—
—
—
—
—
w
1,2
1,5—2,5
—
0,2
—
3,5—6
—
—
0,58
2,53
4,5
1,0
—
—
—
с
0,3
0,1-0,2
0,08 max
0,08 max
0,12 max
0,3-0,45
0,05
0,12 max
0,14
0,38
0,04
0 10
0,10
0,12
0,20
Mn
—
0,3—1
—
—
—
—
0,70
0,52
0,62
—
0,9
18,8
0,50
Mo
1,3
2,5-3,5
—
—
26—30
3-5
3
5,5—7
—
0,23
5,2
—
2,0
—
1,10
(остальное железо)
N
0,1-0,2
—
—
—
—
—
0,1—0,2
—
__
—
—
0,2
0,13
—
Si
—
—
0,5 max
—
—
—
—
0,30
1,84
0,40
—
1,0
1,0
0,90
Ti
0,2
—
2,25—2,75
2,25—2.75
—
—
1,8
—
—
—
1,08
—
—
—
—
Прочее
18—22 Co
Al 0,4-1,0
0,4—1A1; 0,2 Cu
S0,01 max Fe4—7
38 Co (min)
A10.2
—
l,35(Ta+Nb)
—
—
—
l,15(Ta+Nb)
—
0,5V

Вес автомобиля с поршневым двигателем внутреннего сгорания
и газотурбинного автомобиля
Таблица 3
Параметры
Автомобиль
С поршневым
двигателем
С
газотурбинным
двигателем
Уменьшение веса
в %
Вес автомобиля в кг:
рабочий
хсдовой (груз 5 чел. и багаж)
без двигателя
Вес двигателя с коробкой передач
или редуктора с системой
охлаждения
1400
1810
1070
340
815
1225
735
80
585
585
335
42
32,5
31
газовых турбин в качестве силовых агрегатов для грузовых автомобилей
большой грузоподъемности. Имеющиеся неясности в вопросе рационального
размещения газотурбинных агрегатов на специально для этой цели
сконструированных автомобилях со временем исчезнут, а сама газовая турбина
будет еще более усовершенствована. Гарантией этому служит создание
новых высококачественных материалов (см. табл. 2).. Большинство
перечисленных в этой таблице материалов используется в американских
газотурбинных установках.
Важными проблемами являются отвод отработавших газов, борьба
с шумом и очистка воздуха. Основная трудность решения всех этих проблем
заключается в том, что газовая турбина потребляет на единицу мощности
в несколько раз больше воздуха, чем поршневой двигатель внутреннего
сгорания. Решение этих проблем затрудняется также вследствие высокой
чувствительности газовой турбины к дросселированию газов как на впуске,
так и на выпуске. Однако газовая турбина все же сохраняет преимущества
в отношении компактности и малого веса.
Газовая турбина, возможно, явится средством для создания дешевого
автомобиля. Если даже газотурбинный автомобиль будет расходовать
несколько больше топлива, то это компенсируется более высокими мощно-
стными показателями его двигателя. Газовую турбину не следует
устанавливать на шасси автомобиля, рассчитанном на поршневой двигатель
внутреннего сгорания, так как это не позволит полностью реализовать
преимущества газовой турбины (табл. 3). Несмотря на то, что для газовых турбин
характерно высокое число оборотов, напряжения в деталях малой газовой
турбины при ее работе на холостом ходу (8000—12 000 об/мин) не
превосходят напряжений в деталях поршневого двигателя внутреннего сгорания
при работе последнего с числом оборотов несколько сотен в минуту.

СОДЕРЖАНИ Е
I. Карбюраторные двигатели (автор R. Bussien, редактор перевода Л. П, Лебединский) 5
Основные требования к конструкции двигателя 5
Условия эксплуатации 5
Основные параметры, характеризующие двигатель 5
Рабочий процесс и основные показатели двигателя 7
Рабочий процесс четырехтактного двигателя 7
Основные показатели двигателя 11
Рабочий объем и число цилиндров двигателя 17
Рабочий объем 17
Число цилиндров 19
Газораспределение 19
Открытие клапана 19
Ускорение клапана ....... 20
Расположение клапанов 21
Клапанные пружины 21
Кулачки 23
Фазы газораспределения , 27
Зажигание 27
Порядок зажигания 28
Детонационная стойкость топлива 29
Антидетонационные качества двигателя 29
Опережение зажигания 30
Коэффициент полезного действия 31
Конструктивный обзор деталей двигателя 31
Цилиндр, головка цилиндра, камера сгорания, картер 31
Свеча зажигания 34
Зеркало цилиндра 35
Гильза цилиндра 37
Водяная рубашка 40
Седла клапанов , 40
Головка цилиндра 41
Блок-картер 42
Расположение клапанов и их привод 44
Поршневая группа 61
Конструкции поршней 66
Поршневые кольца 72
Поршневой палец 73
Втулка верхней головки шатуна 73
Температура поршня 75
Цилиндры из легких сплавов 77
Кривошипно-шатунный механизм 78
Коленчатый вал 78
Уравновешивание вращающихся масс и колебания 86
Нагрузка на подшипники 87
Расчет на прочность 88
Опоры коленчатого вала 90
Конструкция и материалы для подшипников 95
Маховик и равномерность хода двигателя 96
Шатун и поршневой палец 97
Системы впуска и выпуска 99
Система впуска 99
Система выпуска 106
Привод вспомогательных агрегатов 106
Конструкции двигателей 112
Длительная работа двигателя при высокой нагрузке 11&
966

II. Смазка (авторы: Е. Grotefend, H. A. Hasche, редактор перевода Г. И. Самоль) 120
Двигатель 120
Конструктивные требования 120
Выбор соответствующего сорта масла 120
Система смазки 121
Масляные насосы . . . 128
Величина давления масла 132
Масляные фильтры 134
Охлаждение масла 139
Температура масла 142
Расход масла 143
Средний расход масла 145
Смена масла 146
Обкатка двигателя 147
Верхняя и графитная смазки 148
Коробка передач и задний мост 149
Специальные масла 150
Смазка автомобиля 152
III. Жидкостное охлаждение и радиаторы для двигателей внутреннего сгорания
(автор М. Behr, редактор перевода Г. И. Самоль) 156
Теоретические основы конструирования радиаторов 156
Основные зависимости 156
Влияние температурного перепада 157
Общий коэффициент теплопередачи . 158
Влияние загрязнения 159
Расчет радиатора 160
Исходные расчетные данные 160
Пример расчета 163
Типы радиаторов 163
Конструкция радиаторов * 165
Материалы для изготовления радиаторов 166
Защита системы охлаждения 166
Вентиляторы 167
Специальные вопросы охлаждения 168
Герметизированная система циркуляции охлаждающей воды 170
Расположение вентилятора и радиатора 171
IV. Топливные баки, подача топлива, карбюрация и подвод воздуха (авторы Trenzel,
Е. Wertninghoff, редактор перевода М. И. Лурье) 172
Топливные баки и топливопроводы 172
Топливные баки 172
Топливопроводы 173
Топливные фильтры 174
Подача топлива 175
Общие положения 175
Способы подачи топлива 176
Конструкции насосов 178
Смесеобразование 180
Общие положения 180
Трудности при смесеобразовании 181
Впускной трубопровод 182
Работа двигателя на смеси неправильного состава 183
Карбюратор 183
Основные устройства карбюраторов и их работа 183
Вспомогательные устройства карбюраторов 188
Карбюраторы для мотоциклов 19д
Карбюраторы для автомобилей 197
Подвод воздуха и его очистка (воздухоочистители) 214
Общие положения 214
Типы воздухоочистителей 215
V. Зажигание (автор F. Dausinger, редактор перевода М. И. Лурье) 221
Искра зажигания 221
Момент зажигания 224
Источники тока высокого напряжения 226
Система батарейного зажигания 226
Работа системы батарейного зажигания 226
Катушка зажигания 228
Распределитель 230
Устройства для изменения угла опережения зажигания 231
967

Распределитель с двойным прерывателем 234
Система батарейного зажигания для одно- и двухцилиндровых двигателей . 235
Пусковая система зажигания с электромагнитным прерывателем 236
Установка на двигателе катушки зажигания и распределителя 237
Система зажигания от магнето 238
Основные виды магнето 238
Рабочий процесс магнето 238
Посюянный магнит и магнитная цепь 240
Прерыватель и изменение момента зажигания 242
Типы магнето 243
Сравнение батарейного зажигания и магнето 247
Пусковой ускоритель 248
Привод и установка на двигателе 249
Свечи 251
Требования, предъявляемые к свечам 251
Конструкция свечи 251
Электроды свечи 252
Изоляторы свечи 253*
Герметичность 255
Тепловая характеристика 256
Расположение свечей и уход за ними 257
Устранение помех радиоприему 258
VI. Устройства для глушения шума выпуска и впуска (автор Н. Martin, редактор
перевода М. И. Лурье) 263
Уровень громкости звука, громкость и степень неприятности слухового
восприятия 264
Акустика пульсирующих потоков в двигателях внутреннего сгорания 266
Полярные характеристики звукового давления и громкость шума пульсирующих
потоков 268
Проблема глушения шума 269
Способы глушения шума 270
Конструкции глушителей шума выпуска и впуска 275
Результаты работ по изучению уровня громкости и степени отрицательного воз-
дейстЕИЯ на человека шума 275
Оптимальное расположение глушителя в выпускной системе 277
Сопротивление истечению и волновое сопротивление выпускной и впускной систем . 279
• Размеры глушителей 283
VII. Электрооборудование (автор Е. Finkelmann, редактор перевода М. И. Лурье) 284
Выбор номинального напряжения системы электрооборудования 284
Генераторы 285
Требования, предъявляемые к генератору 285
Устройство генераторов постоянного тока 286
Работа генераторов постоянного тока 289
Регулирование генераторов постоянного тока 291
Установка генератора на двигателе 301
Выбор размеров генератора и передаточного отношения от двигателя к
генератору 303»
Комбинированные машины 305
Стартеры 308
Требования, предъявляемые к стартерам 308
Типы стартеров и их работа 309
Электрические стартеры 310
Инерционные стартеры 317
Электроприборы для облегчения пуска двигателя 318.
Выбор пераметров стартера, аккумуляторной батареи и передаточного
отношения между стартером и коленчатым валом двигателя 320
Установка стартера на двигателе, его крепление и привод 322
Комбинированные машины 322
Аккумуляторные батареи 324
Требования, предъявляемые к аккумуляторным батареям 324
Свинцовые аккумуляторные батареи 325
Устройство и работа батарей 325
Установка аккумуляторной батареи 329
Мотоциклетные аккумуляторные батареи 330
Щелочные аккумуляторные батареи 331
Освещение 333
Фары 333
Устройство главных фар 333
Способы устранения слепящего действия автомобильных фар 338
S68

фары ближнего света 340
Поляризованный свет 340
Расположение фар на автомобиле 342
Вспомогательные фары 343'
Регулировка фар 344
Уход за фарами 345
Боковые габаритные фонари 345
Освещение номерного знака 34&
Задние фонари и сигналы торможения 347
Прожектор-искатель и фара заднего освещения дороги . 347
Мигающие указатели поворота 348
Индикаторные лампы 348
Освещение приборов 349
Электрические звуковые сигналы 349
Вибрационные сигналы 350
Электро-пневматические сигналы 351
Комбинированные звукоЕые сигналы 352
Расположение сигнала на автомобиле , 352
Указатели поворота 353
Стеклоочистители 354
Обогреватель ветрового стекла - 358
Выключатели и переключатели 358
Замок зажигания и переключатель света 358
Включатель стартера 359
Прочие выключатели и переключатели 360'
Устройства, вызывающие мигание ламп указателей поворота 361
Главный выключатель батареи 363
Вспомогательные реле включения '. 364
Предохранители, штепсельные розетки и штеккеры 364
Предохранители 364
Штеккеры и гнезда 365
Проводка 366
VIII. Автомобильные дизели (автор Н. Midler, редактор перевода Г. И. Самоль) . 368
Процесс сгорания 369
Впрыск топлива 375
Регулирование 389
Расчет и конструкция "387
Смазка 388
Охлаждение 389*
Пуск дизеля 391
Четырехтактные и двухтактные дизели 391
Наддув 393
Конструкции дизелей 396
Существующие конструкции двигателей ' 399
Перспективы развития 412
IX. Двухтактные двигатели с зажиганием от электрической искры и дизели (автор
И. J. Venediger, редактор перевода М. И. Лурье) 413
Рабочий процесс 413
Управление газораспределением 415<
Общее устройство 415
Время-сечение 417
Газообмен 422
Продувка 426'
Требования к процессу продувки 430
Требования к конструктивному выполнению системы продувки 430
Коэффициент продувки 431
Процесс зарядки 432
Продувочные насосы (нагнетатели) 434
Поршневые продувочные насосы 434
Ротативные объемные нагнетатели . 441
Центробежные нагнетатели 443
Наддув 443
Конструктивные формы 446*
Конструктивные формы коленчатых валов 446'
Конструкция нагнетателей 449
Конструктивные схемы цилиндров 449
Компоновка двигателей 450*
Существующие конструкции 451
969'

Карбюраторные двигатели 451
Дизели 451
Двигатели повышенной мощности 456
Конструктивные элементы 457
Цилиндры 457
Поршни 459
Детали шатунно-кривошипного механизма 459
Система смазки 461
Карбюрация и зажигание 462
Выпускная система 463
Параметры и характеристики 463
Степень сжатия 463
Среднее эффективное давление .* 465
Удельные расходы топлива 465
Некоторые параметры двухтактных двигателей 466
Эксплуатационные качества 466
Непосредственный впрыск топлива в двигателях с зажиганием от электрической
искры 467
X. Двигатели внутреннего сгорания с золотниковым газораспределением (автор
W. Riedel, редактор перевода В. 3. Карась) 468
Возвратно-поступательно движущиеся золотники 473
Двухзолотниковое газораспределение 473
Однозолотниковое газораспределение 475
Вращающиеся золотники 482
Плоский вращающийся золотник 483
Цилиндрические вращающиеся золотники 487
Цилиндрические золотники без уплотняющих элементов 487
Цилиндрические золотники с уплотняющими элементами 488
Конические вращающиеся золотники 495
Сферический вращающийся золотник конструкции Sklenar 497
XI. Автомобильные двигатели с воздушным охлаждением (авторы: О. Cordier, R. Kloss,
A. Haesner, редактор перевода Н. С. Побетов) 505
Введение 505
Основы конструирования цилиндров 507
Выбор рабочего объема цилиндров 507
Распределение тепла внутри цилиндра 509
Тепловой баланс 509
Тепловые нагрузки стенок и головки цилиндра 516
Влияние конструкции цилиндра и отношения хода поршня к диаметру
цилиндра на эффективность охлаждения 517
Теплопередача через стенки цилиндра 518
Теплопередача через охлаждающие ребра 519
Падение давления в межреберных каналах 536
Направление потока воздуха, охлаждающего цилиндр 538
Выбор параметров вентиляторов^ 546
Мощность, потребляемая вентилятором 546
Определение и измерение давления 546
Количество охлаждающего воздуха и сопротивления 547
Затрата мощности на охлаждение 549
Размещение вентилятора 550
Выбор вентилятора 551
Осевые вентиляторы 558
Центробежные вентиляторы 569
Скоростные соотношения 569
Параметры рабочего колеса 571
Спиральные кожухи 575
Регулировка производительности 576
Конструкции двигателей с воздушным охлаждением и регулировка их темпе-
, ратуры 577
Регулировка температуры двигателя 581
Конструкции двигателей с воздушным охлаждением 589
Двигатели Deutz 589
Двигатель Volkswagen 593
Двигатель SLM Winterthur 599
Двигатель Austro-Daimler-Puch AG 600
V-образный восьмицилиндровый двигатель Steyr 603
Двигатели Franklin 603
Двигатели Tatra 605
Двигатели Кшрр 612
Двигатели Phanomen 612
970

ЛИ. Нагнетатели (автор W. Null, редактор перевода В. 3. Карась) 620
Введение 620
Определение расчетных параметров агрегатов наддува по данным двигателя . . 620
Производительность 620
Степень повышения давления 622
Мощность привода 624
Конструкции нагнетателей 624
Поршневые нагнетатели 624
Ротативные нагнетатели 625
Ротационный пластинчатый нагнетатель 625
Нагнетатель Root 627
Скоростной наддув 630
Центробежные нагнетатели с радиальными лопатками 631
Рабочее колесо 631
Направляющие устройства 635
Работа четырехтактного (карбюраторного) автомобильного двигателя с
центробежным нагнетателем 639
Агрегаты наддува с использованием энергии отработавших газов 645
Турбонагнетатель 645
Регулирование турбонагнетателей 656
Продувочные насосы 660
WW. Мопеды, мотоциклы, мотороллеры (автор Н. J. Venediger, редактор перевода
М. И. Лурье) 663
Общие положения 663
Классификация и основные особенности 663
Размеры и вес , 664
Эксплуатационные параметры 666
Общее устройство и компоновка 668
Двигатель и силовая передача 669
Типы двигателей и их устройство 672
Двухтактные двигатели 672
Четырехтактные двигатели 674
Глушители 678
Карбюраторы и воздухоочистители 678
Электрооборудование 679
Сцепление 682
Коробка передач, механизм переключения, кик-стартер 684
Коробка передач 685
Механизм переключения 687
Кик-стартер 688
Передача на заднее колесо (задняя передача) 689
Рама и ходовая часть 691
Колеса и подвеска 691
Передняя вилка и переднее колесо 691
Задняя подвеска 693
Рамы 694
Рамы мопедов и мотоциклов 696
Рамы мотороллеров 696
Грязевые щитки 697
Прицепные коляски 697
Гоночные мотоциклы . 698
Перспективные требования к конструкции 699
Грузовые автомобили малой грузоподъемности (автор Н. Schwen, редактор
перевода М. И. Лурье) 700
. Автомобили коммунального и специального назначения (автор Н. Schwen,
редактор перевода М. И. Лурье) 709
Автомобили коммунального назначения 710
Автомобили для уборки улиц 710
Автомобили и машины для подметания улиц 710
Машины для поливки и мойки улиц 714
Поливочные машины 715
Машины для уборки снега 717
Автомобили для вывоза мусора и нечистот 718
Автомобили для очистки канализации и отстойных колодцев 726
Автомобили пожарной и спасательной служб 726
Механизм привода лестницы 728
Предохранительные устройства 731
Санитарные автомобили и автомобили для перевозки покойников 736
Седельные тягачи с полуприцепами 736
Автомобили службы ремонта и наблюдения 736
971

Почтовые автомобили ; 74$
Автомобили специального назначения 74$
Автобусы 743-
Шасси автобусов 744
Кузова автобусов 748
Автомобили, используемые для обслуживания школ и для целей рекламы . . 760
Автомобили службы радиовещания 762
Автомобили для перевозки жидкого топлива 762
Автомобили для перевозки крупногабаритных и тяжеловесных грузов .... 764
Специальные прицепы для тяжеловесных грузов 764
Машины для строительства дорог 76б>
Тягачи 766
XVI. Перевозка грузов в контейнерах (автор Я. Schwen, редактор перевода
М. И. Лурье) 767
XVII. Автомобильные прицепы и особенности их конструкции (автор F. Westermann,
редактор перевода М. И. Лурье) 777
Общие положения 777
Основные положения правил уличного движения в отношении прицепов . . . 778
Типы прицепов 779
Технические данные прицепов различных типов 780
Конструкция прицепа 782
Пневматические шины и колеса 782
Тормоза 782
Оси 783
Подвеска 786-
Типы подвесок 787
Поворотные устройства 789'
Типы поворотных устройств 789
Применение поворотных устройств различных типов 790
Рамы прицепов 793-
Типы рам 793
Опрокидывающие механизмы 795
Привод 795
Типы опрокидывающих механизмов 795
Кузова 797
Классификация кузовов по применяемым для них материалам 797
Типы кузовов 798*
Тягово-сцепные устройства прицепов и их вспомогательное оборудование . . 801
Тягово-сцепные устройства 801
Вспомогательное оборудование прицепов ; . . . 807
XVIII. Сельскохозяйственные тракторы (автор R. Franke, редактор перевода
Ф. М. Русинсв) 8091
Общие положения 809
Теория трактора 8101
Обозначения 810
Уравнения мощности 810
Эффективная мощность двигателя 810
Мощность, необходимая для преодоления сопротивления в трансмиссии ... 811
Мощность на ведущих колесах 811
Потери на сопротивление качению 811
Потери мощности на буксование 811
Мощность на крюке 812
Мощность двигателя, вес трактора, мощность на крюке и буксование 813
Типы тракторов 817
Тросовый плуг 819
Автоплуг 819
Одноосные тракторы 820
Двухосные тракторы 822
Двигатели 822
Трансмиссия трактора 824
Конструкции колесных тракторов 825
Шины для сельскохозяйственных тракторов 832
Сельскохозяйственные гусеничные тракторы 834
Расположение сельскохозяйственных орудий на тракторе 839
Подъемные устройства 844
XIX. Электромобили (автор Н. Kohtmann, редактор перевода Ю. М. Галкин) .... 848
Общая часть 848
Применение аккумуляторных электромобилей 851
Аккумуляторы 854
972

•Свинцовые аккумуляторные батареи 855
Щзлочные аккумуляторные батареи 856
Определение потребной емкости батареи 859
Расположение ящиков аккумуляторных батарей на электромобилях 859
Методы заряда аккумуляторных батарей 860
Оборудование для заряда батарей 863
Выбор электродвигателя 867
Компоновка двигателя и силовая передача 873
Аппараты электрического управления 877
Размещение контроллеров на электромобилях 887
Рулевое управление, электрическое торможение, защитные приспособления для
водителя 888
Рулевое управление 888
Принцип электрического торможения 891
Защитные приспособления 891
Специальное оборудование и гидравлические устройства электрокаров 892
Система освещения электромобилей 894
Дополнительные устройства и измерительные приборы 896
Основные положения экономичной эксплуатации электромобилей 897
Образцы существующих конструкций электромобилей 898
XX. Электрический городской безрельсовый транспорт (автор Я. Meyer-Hoberg,
редактор перевода М. И. Лурье) 909
Троллейбус 909
Схемы тяговых передач 911
Тягорый электродвигатель 914
Контроллер 918
Тормоза 923
Подвеска 926
Передняя ось 926
Кузова 928
Вспомогательный привод 929
Токоприемники 930
Освещение 932
Отопление 932
Защита от токов утечки 932
Контактная сеть 934
Экономические показатели • 936
XXI. Автомобильные газовые турбины (автор IF. Null, редактор перевода М.И. Лурье) 938
Введение 938
Работа газовой турбины 938
Схемы газовых турбин 942
Соображения, связанные с аэро- и термодинамикой 944
Примеры существующих конструкций малых газовых турбин 947
Газовая турбина Boeing 947
Испанская газовая турбина 951
Газовая турбина Laffly 952
Газовые турбины Turbomeca 952
Турбины Centrax u Rover 954
Т>рбины Solar 959
Газовые турбины Airesearch 961
Французский проект турбины с газопроизводящей частью в виде свободно-
поршневого агрегата 963
Заключение 963

Рихард Бюссиен
АВТОМОБИЛЬНЫЙ СПРАВОЧНИК
Технический редактор А. Я- Тиханов
и Б. И. Модель
Корректоры Ц. И. Будницкая
и И. И. Жилина
Сдано в производство 4/VI 1959 г.
Подписано к печати 28/XI 1959 г.
Т-10556 Тир. 21 000 (1-й завод 1-6000) экз.
Печ. л. 83,57 Уч.-изд. л. 85
Бум. л. 30,5 Формат 70хЮ8/1в Зак. 644
Тип. № 6 УПП Ленсовнархоза
Ленинград, ул. Моисеенко, 10

В МАГАЗИНАХ КНИГОТОРГА
МОЖНО ПРИОБРЕСТИ КНИГИ,
ВЫПУЩЕННЫЕ МАШГИЗОМ
Автомобиль УралЗИС-355. Руководство по эксплуатации (УралЗИС). 1957.
126 стр., ц. 4 руб.
БАБИЧЕВ В. В. Производство автомобильных радиаторов. 1958. 222 стр.,
ц. 8 р. 50 к.
БЕКМАН В. В. Гоночные автомобили. 1958. 267 стр., ц. 13 р. 25 к,
ВОЛКОВ А. Т. и ШУВАЛОВ К. И. Мотороллеры. 1959. 256 стр.,
ц. 5 р. 80 к.
ГИЛЕЛЕС Л. X., КОКИН Г. М. и др. Автомобиль-лесовоз. МАЗ-501.
1959. 363 сгр., ц. 12 р. 55 к.
ГИНЦБУРГ М. Г. Мотоциклы. Устройство и обслуживание. 1959. 286 стр.,
ц. 7 р. 65 к.
ГОЛЬД Б. В. Как работает автомобиль. Изд. 3-е, испр. и доп. 1959.
228 стр., ц. 10 р. 10 к.
ЕГОРОВ Л. А. и РОЗАНОВ В. Г. Автомобильные поршневые компрессоры
(теория, конструкция, расчет и испытания). 1958. 236 стр., ц. 8 р. 75 к.
ЗИМЕЛЕВ Г. В. Теория автомобиля. 1959. 310 стр., ц. 11 р. 10 к.
Исследование рабочих процессов тракторных дизелей (НАТИ, вып. 19), 1959.
108 стр., ц. 3 р. 55 к.
Каталог деталей автомобиля «Москвич-402». 1958. 288 стр., ц. 29 р. 50 к.
Каталог деталей тракторов ДТ-14, ДТ-14А и ДТ-14Б.Харьковский тракторный
завод им. Орджоникидзе. 1959. 184 стр., ц. 21 руб.
Каталог деталей грузовых автомобилей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-164Р, автомобилей-
самосвалов ЗИЛ-ММЗ-585И и ЗИЛ-ММЗ-585К и седельного тягача ЗИЛ-ММЗ-164Н.
Автомобильный завод им. Лихачева. 1959, 310 стр., ц. 36 р. 50 к.
КРУГЛОВ М. Г. и ОЛЬЯК В. Д. Тракторные двигатели. 1956. 327 стр.,
Ц. 9 р. 15 к.
МАРКОВИЧ М. Е. Велосипедный двигатель Д4. 1959. 92 стр., ц. 2 р. 10 к.
МАЦКЕРЛЕ ЮЛИУС. Автомобильные двигатели с воздушным охлаждением.
1959. 391 стр., ц. 21 р. 70 к. (перевод с чешского).|
НОВОСЕЛОВ И. В. и др. Автомобиль «Москвич» модели 402. Конструкция
и техническое обслуживание. 1959. 394 стр., ц. 14 р. 70 к.
НАУМОВ В. И., СИДОРОВ Н. Г., САХАРОВ В. К. Эксплуатация,
техническое обслуживание и ремонт автомобилей. Справочные материалы. Изд. 3-е,
переработ, и доп. 1959. 447 стр., ц. 19 р. 80 к.а
ПОКРОВСКИЙ Г. П. Автомобильные и тракторные центрифуги. 1959.
40 стр., ц. 1 р. 30 к.
ПЯГЕЦКИЙ Б. Г. Притирка и доводка автотракторных деталей. Изд. 2-е.
(Библиотека механизатора сельского хозяйства). 1959. 100 стр., ц. 2 р. 10 к.
ТРЕПЕНЕНКОВ И. И. Эксплуатационные показатели сельскохозяйственных
тракторов. 1959. 192 стр., ц. 1 р. 60 к.
ЯНТЕ А. Механика движения автомобиля, ч. I, 1958. 264 стр., ц. 11 р. 70 к.
ПРОДАЖА КНИГ ПРОИЗВОДИТСЯ ВО ВСЕХ КНИЖНЫХ
МАГАЗИНАХ КНИГОТОРГОВ

ВНИМАНИЮ
организаций и работников, занимающихся
эксплуатацией и ремонтом автомобилей и тракторов!
Издательство МАШГИЗ выпускает из печати каталоги запасных
частей к автомобилям и тракторам, находящимся в эксплуатации.
Каталоги выпускаются с целью облегчения выбора деталей
и узлов для замены их в случае износа или поломки.
Все детали, помещенные в каталогах, имеют нумерацию
по заводской спецификации и разбиты по характеру их
конструктивной принадлежности на группы. Каждая группа
иллюстрирована.
ЗАКАЗЫ НА ПЕРЕЧИСЛЕННЫЕ НИЖЕ КАТАЛОГИ
ПРИНИМАЮТСЯ ВСЕМИ МАГАЗИНАМИ КНИГОТОРГА
Каталог деталей грузовых автомобилей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-164Р, автомобилей-
самосвалов ЗИЛ-ММЗ-585И, ЗИЛ-ММЗ-585К и седельного тягача ЗИЛ-ММЗ-164Н
(Автозавод им. Лихачева). 35. л., ц. 36 р. 50 к.
КАТАЛОГИ ЗАПАСНЫХ ЧАСТЕЙ АВТОМОБИЛЕЙ
Автомобилей ЗИЛ-157 и седельного тягача ЗИЛ-157В (Автозавод им.
Лихачева). 32 л., ц. 33 р. 50 к.
Автомобиля «Волга» моделей М-21, М-21А, М-21В, М-21Д, М-21Е, М-21И,
М-21К (Горьковский автозавод). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
Автомобиля «Победа» М-20 (Горьковский автозавод). 25 л., ц. 26 р. 50 к.
Автомобилей ГАЗ-69, ГАЗ-69А УАЗ-450, УАЗ-450А, УАЗ-450Д (Ульяновский
автомобильный завод). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
Автомобиля «Москвич» моделей 407, 410Н, 411, 423Н и 430
(Московский завод малолитражных автомоб 1лей). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
Автомобилей КАЗ-600В, КАЗ-601В и КАЗ-120Т (Кутаисский автомобильный
завод). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
КАТАЛОГИ ЗАПАСНЫХ ЧАСТЕЙ ТРАКТОРОВ
Тракторов ДТ-54А и ДТ-55А (Харьковский тракторный завод). 30 л.,
Ц. 31 р. 50 к.
Тракторов ДСШ-14 и ДВСШ-16 (типа самоходных шасси) (Харьковский трак-
торосборочный зарод) 25 л., ц. 26 р. 50 к.
Трактор ДТ-24 и Т-28 (Владимирский тракторный завод). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
Трактора ДТ-20 (Харьковский тракторный завод), 25 л., ц. 26 р. 50 к.
Тракторов С-80, С-100 (Челябинский тракторный загод). 30 л., ц. 31 р. 50 к.
Трактора «Беларусь» моделей МТЗ-2, МТЗ-5, МТЗ-5К, МТЗ-5Л, МТЗ-5М,
МТЗ-7М, МТЗ-7Л (Минский тракторный завод). 45 л., ц. 46 р. 50 к.
Тракторов КДП-35 и Т38 (Липецкий тракторный завод;. 25 л., ц. 26 р. 50 к.
Объем каталогов и цены указаны ориентировочно

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр.
625
638
642
647
648
859
Строка
6-я сверху
5-я снизу
7-я „
3-я сверху
16-я „
1-я ,,
Напечатано
D- \/2У".\м.пм .Ум.
г ал Л/ щ Y/
100%
класса
к. п. д. x\t нагнетателя
коэффициент х\т
заряда
Должно быть
* / 21/я %м пм yF
У an U щ у!
10%
колеса
к. п. д. Ti/ нагнетателя
коэффициент r\t
отдачи
Р Бюссиен, Автомобильный справочник. Зак. 644.